bombas-centrifugas-y-volumetricas - pedro diez

DEPARTAMENTO DE INGENIERÍA
ELÉCTRICA Y ENERGÉTICA
UNIVERSIDAD DE CANTABRIA
BOMBAS CENTRÍFUGAS
Y
VOLUMÉTRICAS
Pedro Fernández Díez
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I.- BOMBAS CENTRÍFUGAS
I.1.- INTRODUCCIÓN Y FUNCIONAMIENTO
Las bombas centrífugas mueven un cierto volumen de líquido entre dos niveles; son pues, máqui-
nas hidráulicas que transforman un trabajo mecánico en otro de tipo hidráulico.
Los elementos de que consta una instalación son:
a) Una tubería de aspiración, que concluye prácticamente en la brida de aspiración.
b) El impulsor o rodete, formado por un conjunto de álabes que pueden adoptar diversas formas, se-
gún la misión a que vaya a ser destinada la bomba, los cuales giran dentro de una carcasa circular. El
rodete es accionado por un motor, y va unido solidariamente al eje, siendo la parte móvil de la bomba.
El líquido penetra axialmente por la tubería de aspiración hasta la entrada del rodete, experimen-
tando un cambio de dirección más o menos brusco, pasando a radial, (en las centrífugas), o permane-
ciendo axial, (en las axiales), acelerándose y absorbiendo un trabajo.
Los álabes del rodete someten a las partículas de líquido a un movimiento de rotación muy rápido,
siendo proyectadas hacia el exterior por la fuerza centrífuga, creando una altura dinámica de forma
que abandonan el rodete hacia la voluta a gran velocidad, aumentando también su presión en el im-
pulsor según la distancia al eje. La elevación del líquido se produce por la reacción entre éste y el ro-
dete sometido al movimiento de rotación.
c) La voluta es un órgano fijo que está dispuesta en forma de caracol alrededor del rodete, a su sali-
da, de tal manera que la separación entre ella y el rodete es mínima en la parte superior, y va aumen-
tando hasta que las partículas líquidas se encuentran frente a la abertura de impulsión. Su misión es
la de recoger el líquido que abandona el rodete a gran velocidad, cambiar la dirección de su movimien-
to y encaminarle hacia la brida de impulsión de la bomba.
La voluta es también un transformador de energía, ya que frena la velocidad del líquido, transfor-
mando parte de la energía dinámica creada en el rodete en energía de presión, que crece a medida que
el espacio entre el rodete y la carcasa aumenta, presión que se suma a la alcanzada por el líquido en
el rodete.
En algunas bombas existe, a la salida del rodete, una corona directriz de álabes que guía el líquido
antes de introducirlo en la voluta.
d) Una tubería de impulsión, instalada a la salida de la voluta, por la que el líquido es evacuado a la
presión y velocidad creadas en la bomba.
BC.I.-1

Fig I.1.- Bomba centrífuga, disposición, esquema y perspectiva
Estos son, en general, los componentes de una bomba centrífuga aunque existen distintos tipos y
variantes. La estructura de las bombas centrífugas es análoga a la de las turbinas hidráulicas, salvo
que el proceso energético es inverso; en las turbinas se aprovecha la altura de un salto hidráulico para
generar una velocidad de rotación en la rueda, mientras que en las bombas centrífugas la velocidad
comunicada por el rodete al líquido se transforma, en parte, en presión, lográndose así su desplaza-
miento y posterior elevación.
I.2.- TRIÁNGULOS DE VELOCIDADES, ALTURAS Y PAR MOTOR A CONSIDERAR EN LAS
BOMBAS CENTRÍFUGAS
El órgano principal de una bomba centrífuga es el rodete que, en la Fig I.2, se puede ver con los
álabes dispuestos según una sección perpendicular al eje de la bomba; el líquido llega a la entrada del
rodete en dirección normal al plano de la figura, (dirección axial), y cambia a dirección radial reco-
rriendo el espacio o canal delimitado entre los álabes.
El líquido queda sometido a una velocidad relativa w a su paso por el espacio entre álabes entre la
entrada y la salida, y a una velocidad de arrastre u debida a la rotación del rodete alrededor del eje. La
suma vectorial de estas velocidades proporciona la velocidad absoluta c.
BC.I.-2

Fig I.2.- Triángulos de velocidades de una bomba centrífuga
Si llamamos w1 a la velocidad relativa del líquido a la entrada en la cámara delimitada por un par
de álabes, u1 a la velocidad tangencial, y c1 a la velocidad absoluta, se obtiene el triángulo de veloci-
dades a la entrada.
Velocidad relativa,
r
w1
Velocidad tangencial,
r
u1
Velocidad absoluta,
r
c1





⇒
α1 es el ángulo formado por
r
c1 y
r
u1
β1 es el ángulo formado por
r
w1 y
r
u1



A la salida del rodete se tiene otro triángulo de velocidades determinado por las siguientes veloci-
dades y ángulos:
Velocidad relativa,
r
w2
Velocidad tangencial,
r
u2
Velocidad absoluta,
r
c2





⇒
α2 es el ángulo formado por
r
c2 y
r
u2
β2 es el ángulo formado por
r
w2 y
r
u2



Si se designa por H el desnivel o altura geométrica existente entre los niveles mínimo y máximo
del líquido, por Ha la altura o nivel de aspiración, (altura existente entre el eje de la bomba y el nivel
inferior del líquido), y por Hi la altura de impulsión, (altura existente entre el eje del rodete y el nivel
superior del líquido), se tiene que:
H = Ha + Hi
Para el caso del agua, la altura teórica de aspiración para un nº infinito de álabes (teoría unidimen-
sional), trabajando la bomba en condiciones ideales, sería la equivalente a la columna de agua corres-
pondiente a la presión a que se encontrase el nivel inferior; si éste está sometido únicamente a la pre-
sión atmosférica, la altura teórica de aspiración sería de 10,33 metros; sin embargo, esta altura es
siempre menor, pues hay que tener en cuenta:
- Las pérdidas de carga en la tubería
- El rozamiento a la entrada del rodete
- La temperatura del líquido a elevar
- El fenómeno de la cavitación
por lo que el límite máximo para la altura de aspiración se puede fijar entre 5 y 7 metros.
BC.I.-3

Fig I.3.- Alturas a considerar en una instalación con bomba centrífuga
El Bernoulli de impulsión es:
cS
2
2 g
+
pS
γ
+ zS
El Bernoulli de aspiración es:
cE
2
2 g
+
pE
γ
+ zE
Las alturas a considerar, aparte de la geométrica ya definida, son:
Ht = Altura total creada por la bomba
Hm = Altura manométrica de la bomba
Las pérdidas de carga que pueden aparecer en la instalación, (bomba y tuberías), son:
Δi = Pérdidas de carga internas de la bomba = Δroz + Δchoque =
= Pérdidas en el rodete (hr) + Pérdidas en la directriz (si la tiene) (hcd + Pérdidas en la voluta (hv)
Δe = Pérdidas de carga en las tuberías de aspiración e impulsión
por lo que:
H t = Δi + Δe + H ⇒
Hm = H + Δe (Tubería)
Hm = Ht - Δi (Bomba)



El rendimiento manométrico se define en la forma: ηman =
Hm
Ht
La altura manométrica creada por la bomba tiene por expresión:
H man = (
cS
2
2 g +
pS
γ + zS) - (
cE
2
2 g +
pE
γ + zE ) = Ht ηman = Ht - Δi ; ηman = 1 -
Δi
Ht
es decir, la diferencia del Bernoulli entre las bridas de impulsión y de aspiración.
La altura manométrica de la bomba se puede poner también en función de los puntos 1 y 2, de en-
trada y salida del impulsor, en la forma:
H man = (
cS
2
2 g
+
pS
γ
+ zS ) - (
c E
2
2 g
+
p E
γ
+ zE ) =
cE
2
2 g
+
pE
γ
+ zE =
c1
2
2 g
+
p1
γ
+ r1 + Pérd E1
c2
2
2 g
+
p2
γ
+ r2 =
cS
2
2 g
+
pS
γ
+ zS + Pérd2S
=
= (
c2
2
2 g
+
p2
γ
+ r2 - Pérd2S ) - (
c1
2
2 g
+
p1
γ
+ r1 + PérdE1 ) =
BC.I.-4

= (
c2
2
2 g
+
p2
γ
+ r2 ) - (
c1
2
2 g
+
p1
γ
+ r1 ) - (Pérd2S + PérdE1 ) = H t - Δi
(
c2
2
2 g
+
p2
γ
+ r2 ) - (
c1
2
2 g
+
p1
γ
+ r1) = Ht - (Δi- Pérd2S - PérdE1) =
= Ht - {Δi- (hvol + hcor. directriz ) - 0} = Ht - hr
siendo las pérdidas (E1) en la tubería de aspiración despreciables frente a las totales de la bomba,
mientras que hr son las pérdidas en el rodete, igual a las pérdidas totales, menos las pérdidas (2S) en
la voluta y corona directriz.
Altura dinámica creada en el rodete: H d =
c2
2 - c1
2
2 g
Para:
c1m = c2m
condición de rendimiento máximo: c1n = 0



⇒
c2
2 - c1
2
2 g
=
(c2m
2 + c2n
2 ) - (c1m
2 + c1n
2 )
2 g
=
c2n
2
2 g
Para: c1m = c2m ⇒
c1m =
q1
Ω1
=
q1
π r1
2
c2m =
q1
k2 Ω2
=
q1
2 π r2b2k2





⇒ r1 = 2 r2 b2 k2
Altura de presión creada en el rodete: H p =
p2 - p1
γ
Si se supone que las tuberías de aspiración e impulsión tienen el mismo diámetro (cS = cE) y que
las bridas de aspiración e impulsión están a la misma cota, se tiene:
H m =
pS - pE
γ =
Hp (rodete) + H p(cor. dir.)+ Hp (voluta )
γ =
p2 - p1
γ +
H p(cor. directriz ) + Hp(voluta )
γ
PAR MOTOR.- Aplicando el Segundo Teorema de Euler, que dice que el incremento del momento
de la cantidad de movimiento del líquido contenido entre los álabes, con relación al eje de giro O, tiene
que ser igual al momento con relación a dicho eje O, de las fuerzas ejercidas por los álabes sobre el lí-
quido, se tiene sin y con pérdidas mecánicas:
C = G (c2n r2 - c1n r
1 ) =
γ q1
g (c2 r2 cos α2 − c1 r1 cos α1)
C =
G (c2n r2 - c1n r1 )
ηmec
=
γ q1
g
(c2 r2 cos α2 − c1 r
1 cos α1)
ηmec
I.3.- ECUACIÓN GENERAL DE LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS
Si N es la potencia aplicada por el motor al eje de la bomba, se puede poner en función del par mo-
tor C y de la velocidad angular
(
w de la bomba, en la forma:
N = C w =
γ q1
g w (c2 r2 cos α2 - c1 r1 cos α1) =
γ q1
g {c2(w r2 ) cos α2 - c1 (w r1 ) cos α1} =
=
u1 = r1 w
u2 = r2 w
=
γ q1
g
(c2u2cos α2 − c1u1 cos α1) =
γ q1
g
(c2nu2 − c1nu1) =
γ q1 Ht
ηmec
Despejando Ht se obtiene la ecuación general de las bombas centrífugas:
BC.I.-5

H t =
c2 u2 cos α2 − c1 u1 cos α1
g
=
c2n u2 − c1n u1
g
H m = H t ηman =
c2u2 cos α2 − c1u1 cos α1
g
ηman
en las que se ha considerado ηmec= 1
Se observa que para un rodete dado y una velocidad angular de rotación w dada, la altura de ele-
vación conseguida por la bomba es independiente del líquido bombeado, es decir, una bomba con un
determinado rodete y girando a una velocidad de rotación prefijada conseguiría igual elevación tanto
bombeando mercurio como agua, aunque en el caso del mercurio la presión en la brida de impulsión
sería 13,6 veces superior a la que se tendría con el agua. Si se tiene en cuenta que de las dos columnas
de igual altura de líquido pesa más la correspondiente al más denso, la presión a la salida de la bom-
ba (brida de impulsión) será mayor, por lo que el elevar una misma cantidad de líquido a una misma
altura exigirá un mayor consumo de energía cuanto más pesado sea éste. Por lo tanto, una variación
de la densidad del líquido a bombear influye y modifica la presión en la brida de impulsión, así como
la potencia a aplicar a la bomba.
Fig I.4.- Triángulo de velocidades a la salida
SALTO TOTAL MÁXIMO.- Para hallar la condición de salto total máximo es necesario que:
c1 u1 cos α1 = 0 ⇒ cos α1 = 0 ; α1 = 90º ⇒
r
u1 ⊥
r
c1 ⇒
c1m = c1
c1n = 0



quedando la ecuación general, teniendo en cuenta el triángulo de velocidades a la salida del rodete,
Fig I.4, en la forma:
H t(máx) =
c2 u2 cos α2
g
=
c2n u2
g
=
= c2n = u2 - w2 cos β2 = u2 - c2m cotg β2 = c2m =
q
k2 Ω2






= u2 -
q
k2 Ω2
cotg β2 =
=
u2(u2 - c2 m cotg β2)
g
=
u2
2
g
- c2m
u2
g
cotg β2 =
u2
2
g
- (
u2
g k2 Ω2
cotg β2) q = A - B q
siendo:
Ω2 la sección media de salida del rodete y c2m la velocidad meridiana a la salida del mismo
k2 una constante que depende del espesor del álabe a la salida
El rendimiento volumétrico = 1
Esta ecuación permite trazar la curva característica de la bomba centrífuga ideal, es decir, la grá-
fica de la función de la altura creada por la bomba según el caudal, para cada número de revoluciones
del rodete, que es una recta Fig I.5.
BC.I.-6

A su vez, como la velocidad tangencial u2 =
π D2 n
60
= Cte, por serlo el número n de revoluciones
por minuto y ser además la sección media de salida del rodete Ω2 = Cte, y β2 = Cte y k2 = Cte, (datos
constructivos), se puede considerar que:
A =
u2
2
g
; B =
u2
k 2 g Ω2
cotg β2
son dos constantes que dependen de los parámetros antes citados.
La ecuación H t = f(q) = A - B q es una recta de la que únicamente se conoce su ordenada en el
origen A, ya que su coeficiente angular B depende del ángulo β2.
a) Para β2 > 90°, B < 0 ⇒ que el coeficiente angular de la ecuación Ht = f(q) es positivo
b) Para β2=90°, B = 0 ⇒ que el coeficiente angular de la ecuación Ht = f(q) es cero, recta paralela al eje q
c) Para β2 < 90°, B > 0 ⇒ que el coeficiente angular de la ecuación Ht = f(q) es negativo.
Fig I.5.- Altura total
a b c
Fig I.6.- Triángulo de velocidades a la entrada con α1=90º y desprendimientos de la corriente líquida
a) Flujo menor que el nominal; b) Flujo igual al nominal; c) Flujo mayor que el nominal
Fig I.7.- Modificación del triángulo de velocidades a la salida al variar el flujo
a) Flujo menor que el nominal; b) Flujo igual al nominal; c) Flujo mayor que el nominal
BC.I.-7

En las bombas centrífugas destinadas a crear alturas de presión se tiene β2 < 90°, de forma que
una parte de la altura de presión se crea en el rodete y otra parte se origina en la voluta por transfor-
mación de parte de la energía dinámica creada en el rodete; sin embargo existen bombas centrífugas
con β2 ≥ 90°, en las que se dota al líquido de una cierta velocidad, sin que en la voluta exista apenas
transformación de energía dinámica en energía de presión.
I.4.- CURVAS CARACTERÍSTICAS
La curva característica de una bomba centrífuga es una ecuación de la forma Hm = f(q) que rela-
ciona el caudal con la altura manométrica, Fig I.8.
La relación entre la altura manométrica y la total es:
H m = Ht - Δi = A - B q - Δi
por lo que si a la altura total, para cada caudal q, se la resta las pérdidas de carga interiores Δi se ob-
tienen las alturas manométricas relativas a cada uno de los caudales q.
Las pérdidas de carga internas de la bomba Δi son de dos tipos:
a) Las debidas al rozamiento del líquido, que son proporcionales al caudal circulante q:
Δ roz = k q
2
en donde k es una constante de rozamiento que depende de las dimensiones del rodete, del estado su-
perficial de los álabes y de la voluta, etc.
b) Las debidas a las componentes de choque que se producen cuando el caudal que circula q es dife-
rente del caudal de diseño qt de la forma, Fig I.8:
Δ choque = k* (q - q t )2
Se observa que para (q = qt) son nulas, siendo k* una constante que depende de las dimensiones
del rodete, voluta, etc.
En consecuencia las pérdidas de carga internas de la bomba son:
Δi = Δroz + Δchoque = k q 2 + k* (q - q t )2 = hrodete + hcorona + h voluta = hr + hcd + h v
Las pérdidas Δi tienen un valor mínimo para un caudal qr distinto del qt en la forma:
dΔi
dq
)q = qr
= 2 k qr + 2 k* (qr - q t ) = 0 ; qr =
k*
k + k*
qt ⇒ qr < q t
que es menor que el caudal de diseño qt.
Si se representan las pérdidas de carga internas de la bomba Δi en función de los caudales q, se ob-
serva que el punto B, Fig I.8, se corresponde con el caudal nominal o de diseño qt mientras que el pun-
to C representa el mínimo de pérdidas de carga internas Δi al que corresponde un caudal qr.
De todo lo visto, la ecuación de la curva característica es:
H m = A - B q - Δi = A - B q - k q2 - k* (q - q t )2 = A - B q - C q2
y, por lo tanto, su representación gráfica se obtiene restando de la altura total Ht las pérdidas inter-
BC.I.-8

nas para cada caudal q. Hay que tener presente que para (q = 0) las pérdidas de carga internas Δi no
son nulas, pues aunque la tubería de impulsión esté cerrada (caudal nulo) los álabes seguirán girando
y en consecuencia produciendo rozamientos que implican pérdidas de carga.
Fig I.8.- Pérdidas en una bomba
Fig I.9.- Curvas características teórica y real de una bomba centrífuga y pérdidas correspondientes
El rendimiento manométrico se puede definir, en función de la ecuación de la curva característica,
en la forma:
ηman =
H m
Ht
=
A - B q - C q2
A - B q
= 1 -
C q2
A - B q
Para pasar de un nº de r.p.m. n a otro n*, la relación existente entre los parámetros de las curvas
características es:
n2
n*2 = A
A*
= B2
B*2 ; C
C*
= 1
I.5.- POTENCIAS Y RENDIMIENTOS DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA
Llamaremos: N a la potencia aplicada al eje de la bomba
Nh a la potencia cedida al líquido
Nu a la potencia útil o disponible en la bomba
η al rendimiento global, ηvol al rendimiento volumétrico y ηmec al rendimiento mecánico ηmec
ηhid = ηvol .ηman al rendimiento hidráulico
BC.I.-9

La relación entre estas potencias y rendimientos se expresa mediante el siguiente esquema:
Se puede considerar que las pérdidas de caudal q* en los intersticios de la bomba a través de los
diversos órganos de cierre, hacen que el caudal impulsado q sea menor que el aspirado q1, es decir:
q1 = q + q*
lo cual implica la aparición de un rendimiento volumétrico de la forma:
ηvol =
q 1 - q*
q1
=
q
q1
; q1 =
q
ηvol
El caudal aspirado se corresponde con la carga total Ht ⇒ que la potencia hidráulica Nh cedida al
líquido es:
Nh = γ q1Ht = q1 =
q
ηvol
;
Hm
H t
= ηman = γ
q
ηvol
H m
ηman
=
γ q Hm
ηhidr
=
Nu
ηhidr
Si las tuberías de aspiración e impulsión tienen el mismo diámetro y las bridas de aspiración e im-
pulsión están a la misma cota, en estas condiciones, la potencia útil y la potencia hidráulica necesa-
rias para impulsar el caudal q son:
Nu = γ q H m = Δp = γ Hm = q Δp = q (pS - pE )
Nh =
q (pS - pE )
ηh
siendo
Δp
γ la altura de presión creada en la bomba entre las bridas de entrada y salida.
La potencia N aplicada al eje de la bomba para impulsar el caudal q a la altura Hman es:
N =
Nh
ηmec
=
γ q1H t
ηmec
=
γ q Hm
ηmec ηman ηvol
=
γ q Hm
η
=
γ q (H + Δe)
η
=
γ q1
g
(c2n u2 - c1n u1 )
Las pérdidas de carga Δe en las tuberías de aspiración e impulsión son:
Δe =
λ
D
uF
2
2 g
L* γ =
8 λ L*γ
π2
g D5 q2
= k =
8 λ L* γ
π2
g D5 = k q2
siendo: k una constante que depende del coeficiente de rozamiento λ, del diámetro de la tubería D, de
la longitud equivalente de las tuberías de aspiración e impulsión L*, en la que se han incluido las pér-
didas de carga accidentales.
El valor de Δe para el agua, en función de γ es:
γ = 1 ; Δe en (m)
γ = 1000 (kg/m3
) ; Δe en (kg/m2
)



Para otros fluidos se hará en la misma forma, p.e. para el mercurio, γ = 13,6 ó 13600 kg/m3, etc.
El rendimiento global de la bomba es: η =
Nu
N
= ηmec ηman ηvol
BC.I.-10

POTENCIA HIDRÁULICA TOTAL CEDIDA AL LÍQUIDO BOMBEADO.- La potencia hidráulica total
cedida al líquido por la bomba, tiene por expresión:
Nh =
γ q Ht
η vol
=
γ q (A - B q)
ηvol
= A1 =
γ A
ηvol
; B1 =
γ B
ηvol
= A 1 q - B1 q2
que es la ecuación de una parábola.
Análogamente al análisis realizado para la altura total Ht en el estudio de la potencia hidráulica
Nh cedida al líquido se pueden considerar tres casos según los distintos valores que tome el ángulo β2
a la salida del rodete; la parábola, Nh = ϕ(q), pasa por el origen para cualquier valor de β2; la tangente
en un punto cualquiera de Nh es:
dNh
dq = A1 - 2 B1 q
y como en el origen (q = 0), resulta que A1 > 0, lo que demuestra que la parábola es creciente en el ori-
gen, siendo la inclinación de su tangente en dicho punto igual a A1, Fig I.10.
Para: β2 > 90° ⇒ cotg β2 < 0 ⇒ B1 < 0, y la parábola presenta la convexidad hacia abajo:
Nh = A1 q - B1 q2
Para: β2 = 90° ⇒ cotg β2 = 0 ⇒ B1 = 0, por lo que la función, Nh = ϕ(q), se reduce a una recta:
Nh = A1 q
Para: β2 < 90° ⇒ cotg β2 > 0 ⇒ B1 > 0, por lo que la parábola presenta la convexidad hacia arriba:
Nh = A1 q - B1 q2
que corta al eje de abscisas para
q = 0
q = qb =
A1
B1



, y es un valor doble del (q a =
A 1
2 B1
), correspondien-
te al máximo de Nh.
Fig I.10.- Curvas características ideales de potencia hidráulica
Analizando la curva, Nh = ϕ(q), Fig I.10, y por lo que al punto b se refiere, parece a primera vista
como si el caudal qb se pudiese elevar con una cesión de potencia hidráulica nula, según se deduce de
la propia posición del punto b, pero hay que tener en cuenta que para dicho caudal qb la altura total
Ht creada por la bomba es:
BC.I.-11

Fig I.11.- Curvas características ideales de potencia
H t = A - B q = A - B
A1
B1
= A - B
γ
ηvol
A
γ
ηvol
B
= A - B
A
B
= 0
es decir, en el punto b la altura total es nula y al llegar el caudal al valor (q=qb) no habrá elevación de
caudal. Comparando los tres casos se observa que para una misma potencia hidráulica Nh impulsarán
mayores caudales aquellas bombas cuyos ángulos de los álabes a la salida del rodete sean (β2 < 90°)
Fig I.11.
BC.I.-12

II.- BOMBAS CENTRÍFUGAS
SEMEJANZA Y CLASIFICACIÓN
II.1.- RELACIONES DE SEMEJANZA GEOMÉTRICA
Si llamamos n, q, N y C al número de revoluciones por minuto, al caudal, a la potencia y al par mo-
tor de una bomba prototipo, y n’, q’, N’ y C’, las correspondientes características de su modelo, para una
relación de semejanza geométrica λ =
D
D'
, las ecuaciones generales de semejanza de las bombas son:
a) Para el nº de rpm y la altura manométrica:
Prototipo: u = ξ 2 g Hm =
π D2n
60
Modelo: u' = ξ 2 g Hm' =
π D2'n'
60





⇒
Hm
Hm '
=
D2 n
D2' n'
;
n
n'
=
D2'
D2
Hm
H m '
= λ-1 H m
Hm '
b) Para los caudales y la altura manométrica:
Prototipo: q = k2 Ω2 c2m = k2 Ω2 k2 m 2 g Hm
Modelo: q' = k2 Ω2' c2m ' = k2 Ω2' k2 m 2 g Hm'



⇒
q
q '
=
Ω2
Ω2'
Hm
Hm '
= λ2 H m
Hm '
c) Para las potencias y la altura manométrica:
Prototipo: N =
γ q Hm
η
Modelo: N' =
γ q' H m '
η





⇒ N
N'
=
q
q'
Hm
H m '
= λ2 H m
H m '
Hm
H m '
= λ2
(
H m
Hm '
)3/2
d) Para el par motor y la altura manométrica:
Prototipo: N = C w = C π n
30
Modelo: N' = C'w ' = C'
π n'
30





⇒
C
C'
=
N
N'
n'
n
= λ2
(
Hm
Hm '
)3/2
λ
Hm'
H m
= λ3 H m
H m '
Si se considera a una bomba como semejante a sí misma (λ=1) se tiene:
BC.II.-13

n
n'
=
Hm
H m '
;
q
q'
=
Hm
H m '
;
N
N'
= (
H m
Hm '
)3 ;
C
C'
=
Hm
H m '
ecuaciones que ligan en una misma bomba, revoluciones por minuto, caudales, potencias y alturas
manométricas; en consecuencia:
n
n´
=
q
q´
=
N
N'
3 =
C
C´
=
H m
H m´
en la que:
N
N'
=
γ q H m
γ q'H m'
=
n3
n'
3
En resumen se puede decir que el número de revoluciones es proporcional al caudal impulsado, a
la raíz cuadrada de las alturas manométricas y del par motor, y a la raíz cúbica de la potencia.
II.2.- NÚMERO DE REVOLUCIONES ESPECÍFICO
El número de revoluciones específico de una bomba geométricamente semejante a la que se consi-
dera como prototipo, que impulse un caudal de 1 m3/seg, creando una altura manométrica de 1 metro,
se utiliza mucho en los países de habla inglesa, y se representa por nq; para determinar este número
de revoluciones específico, se parte de las ecuaciones de semejanza:
n
n'
= λ−1
H m
H m '
;
q
q '
= λ2
H m
H m '
;
N
N'
= λ2 (
H m
Hm '
)3
Si se supone una bomba funcionando a n rpm, impulsando un caudal de q m3/seg, y desarrollando una altura
manométrica de Hm metros, y un modelo geométricamente semejante a la anterior que funcione a n'= nq revolu-
ciones por minuto, desarrollando una altura manométrica Hm’ = 1 metro, e impulsando un caudal q'= 1 m3/seg,
para una relación de semejanza geométrica λ, se tiene:
n
nq
= λ−1 Hm
q = λ2 Hm





⇒ nq = n
q1/ 2
Hm
3/ 4
que es el número de revoluciones específico (americano) de una bomba centrífuga en función del nú-
mero de revoluciones por minuto n, del caudal impulsado q, y de la altura manométrica Hm en condi-
ciones de rendimiento máximo.
Si se define el número específico de revoluciones de otra forma tal que sea, el número de revolucio-
nes ns de una bomba modelo que desarrolle una potencia de 1 CV y una altura manométrica Hm’ de 1 metro geo-
métricamente semejante al prototipo considerado, al que se comunica una potencia de N (CV), para desarro-
llar una altura manométrica de Hm metros, a una velocidad de n rpm, siendo la relación de semejanza
geométrica λ, se tiene:
n
ns
= λ−1 Hm
N = λ2 (Hm )
3/2





⇒ ns = n
N1 / 2
Hm
5 /4
Para hallar la relación existente entre ns y nq se sustituye la expresión de la potencia N de la bom-
ba en ns, resultando:
BC.II.-14

ns = n
N1/ 2
H m
5 /4
=
n
γ q Hm
75 η
Hm
5 / 4
=
γ
75 η
n q
H m
3 /4
=
γ
75 η
n q
Para el caso de ser agua el líquido bombeado: γ = 1000
kg
m3
⇒ ns = 3,
65
n q
η H m
3 / 4
=
3,
65
η
nq ,
observándose que para un caudal y una velocidad de giro determinados, la velocidad específica ns es
función de la altura manométrica Hm.
II.3.- NÚMERO DE REVOLUCIONES ESPECÍFICO EN FUNCIÓN DE LAS CARACTERÍSTI-
CAS DE LA BOMBA; CLASIFICACIÓN
Si en el esquema de rodete de bomba centrífuga de la Fig II.1, D1 es el diámetro a la entrada, D2
es el diámetro a la salida, b2 es la anchura del rodete a la salida, Hm es la altura manométrica desa-
rrollada y c2r es la componente radial de la velocidad absoluta del líquido a la salida del rodete Fig
II.2, el caudal q impulsado por la bomba es:
q = π D2 b2 c2r
Fig II.1
Si llamamos
r
c2a la velocidad absoluta a la salida del rodete, fuera del mismo,
r
c2n es la componen-
te rotatoria,
r
c2z es la componente axial,
r
c2r es la componente radial y
r
c2m es la componente meridia-
na, por lo que:
c2
2 = c2n
2 + c2z
2 + c2r
2 = c2m
2 = c2z
2 + c2r
2 = c2n
2 + c2m
2
A la salida del rodete, inmediatamente antes de la salida del
líquido a la voluta, se tiene que c2z = 0 ⇒ c2r = c2m, es decir,
la velocidad radial a la salida del rodete es igual a la velocidad
meridiana a la salida del mismo.
Llamando k2m = f(q) al coeficiente óptimo de la velocidad meri-
diana
r
c2m a la salida, se tiene:
c2r = c2m = k2m 2 g Hm ; k2 m = f(q)
que sustituido en el valor de q proporciona la ecuación:
BC.II.-15
Fig II.2.- Velocidades a la salida en la voluta

q = π D2 b2 k2m 2 g Hm = 13,88 D2 b2 k2 m Hm
Por otra parte si, ξ2 = f(n), es el coeficiente óptimo para la velocidad tangencial u2, se puede po-
ner:
u2 = ξ2 2 g H m =
π D2 n
60
; n = 84,46
ξ2 Hm
D2
; ξ2 = f(n)
Sustituyendo los valores de n y q en nq y en ns se obtiene:
nq = n
q
H m
3 /4
= 315 ξ 2 k2m
b2
D2
(Es independiente del líquido)
ns =
γ
75 η
nq = 36,4
γ
η
ξ2 k2m
b 2
D2
; ns(agua )= 1150
ξ2
η
k2m
b2
D2
Estas ecuaciones limitan el número de revoluciones específico; en efecto, el coeficiente óptimo ξ2
viene impuesto por la velocidad de giro del motor que acciona la bomba, implicando velocidades tan-
genciales a la salida del rodete muy altas. El coeficiente óptimo k2m de la velocidad meridiana a la sa-
lida del rodete tiene también un valor mínimo, que no se puede reducir, por cuanto viene impuesto
por el caudal circulante.
En consecuencia, para ir a números de revoluciones específicos bajos, habrá que reducir la rela-
ción
b2
D2
, lo que conduce a un diseño de rodetes con forma de platillos muy aplanados, que tienen
grandes diámetros D2 y pequeñas dimensiones a la salida b2.
{20 < nq < 100}, {73 < ns< 365}Fig
II.3a.- Bomba centrífuga
{100 < nq < 150}, {365 < ns < 547,5}
Fig II.3b.- Bomba helicocentrífuga
{150 < nq < 300} {547,5 < ns < 1095}
Fig II.3c.- Bomba hélice
Debido a las limitaciones anteriores relativas a ξ2, k2m y
b2
D2
, resulta que en las bombas centrífu-
gas radiales, para un número específico de revoluciones dado, la altura manométrica creada adquiere
un valor máximo que no se puede superar. En las bombas helicocentrífugas o diagonales, los diáme-
tros de salida D2 son menores que en las centrífugas radiales por el imperativo de aumentar la rela-
BC.II.-16

ción
b2
D2
y conseguir mayores valores del nº específico de revoluciones.
En las bombas hélice (axiales), la relación
b2
D2
es mucho mayor que en las anteriores.
a) Lenta
ns ≤ 80 ; D2
D1
= 2,2 ÷ 3,5
b) Normal
ns = 80 ÷150 ; D2
D1
= 1,8 ÷ 2,2
c) Rápida
ns = 150 ÷ 365 ; D2
D1
= 1,3 ÷ 1,8
Fig II.4.- Alabes de bombas centrífugas radiales; tipos
ns = 365 ÷547,5 ; D2
D1
= 1,1 ÷ 1,3
Fig II.5.- Bomba helicocentrífuga
ns = 547,5 ÷1095 ; D2
D1
= 1
Fig II.6.- Bomba hélice
Fig II.7.- a) Curvas características de una bomba radial centrífuga
b) Relación entre las curvas características con los valores de diseño expresados en %
Fig II.8.- a) Curvas características de una bomba helicocentrífuga
BC.II.-17

Fig II.9.- a) Curvas características de una bomba hélice
II.4.- SEMEJANZA EN BOMBAS PARA CAMPOS GRAVITATORIOS DIFERENTES
Los actuales aplicaciones de dispositivos hidráulicos especiales que se producen en el mundo de la
Astronáutica, justifican la necesidad de ampliar las fórmulas de semejanza a diversos campos gravi-
tatorios, de intensidades g y g'.
Si se tienen dos bombas geométricamente semejantes, de relación de semejanza λ, situadas en
campos gravitatorios g y g', funcionando a las velocidades n y n', con alturas manométricas Hm y Hm’,
caudales q y q', potencias N y N' y velocidades tangenciales u y u1, correspondientes a diámetros D y
D', respectivamente, resulta:
u
u'
=
ξ 2 g Hm
ξ 2 g ' Hm '
=
π D n
π D' n'
;
D n
D' n'
=
g Hm
g' Hm '
;
n
n'
= λ-1 g Hm
g ' Hm '
q
q'
=
Ω c2 m
Ω'c2m'
= λ2 k2 m 2 g H m
k2 m 2 g' H m '
= λ2 g Hm
g' Hm '
Si las bombas impulsan el mismo líquido, siendo γ y γ' su peso específico en los campos gravitato-
rios g y g', la relación de potencias es:
N
N'
=
γ q Hm
γ'q' H m '
=
ρ g q Hm
ρ g ' q' H m '
= λ2 (
g Hm
g ' Hm '
)3
Si se trata de líquidos diferentes de densidades ρ y ρ', los caudales son:
q
q'
=
Ω c
Ω'c'
= λ2
g Hm
g ' Hm '
y para las potencias:
N
N'
=
γ q H m
γ'q ' H m '
=
ρ g q Hm
ρ'g' q' Hm '
=
ρ
ρ'
g H m
g' H m '
q
q '
= λ2
ρ
ρ'
(
g Hm
g ' Hm '
)3
Características de una bomba en dos campos gravitatorios diferentes.- En este caso se puede considerar
que la bomba es semejante a sí misma, es decir (λ = 1) por lo que:
n
n'
=
g Hm
g ' H m '
;
q
q'
=
g Hm
g' H m '
;
N
N'
=
ρ
ρ'
(
g Hm
g ' Hm '
)3
BC.II.-18

q
q'
=
n
n'
;
H m
Hm '
=
g' n 2
g n'2 ;
N
N'
=
ρ g q H m
ρ' g' q ' H m '
=
ρ
ρ'
(
n
n'
)3
que permiten hallar la relación entre caudales, potencias, número de rpm, alturas manométricas, etc,
para una misma bomba funcionando en dos campos gravitatorios distintos.
II.5.- APLICACIÓN DEL ANÁLISIS DIMENSIONAL A LAS BOMBAS CENTRIFUGAS
Las variables que intervienen en el movimiento de un líquido, a través de los álabes de una bomba
centrífuga, pueden relacionarse mediante la siguiente ecuación:
f(E, D, q, ρ, η, n) = 0
en la que (E= g Hm) es la energía específica, D el diámetro, q el caudal bombeado, ρ la densidad del lí-
quido utilizado, ν la viscosidad dinámica del líquido y n el número de revoluciones por minuto de la
bomba. Como estas seis variables dependen total o parcialmente de las dimensiones (M, L, t), se pue-
den obtener (6 - 3 = 3) parámetros π adimensionales.
La matriz correspondiente a estas variables es de la forma:
E D q ρ η n
M 0 0 0 1 1 0
L 2 1 3 -3 -1 0
t -2 0 -1 0 -1 -1
Podemos tomar, por ejemplo (E, D, ρ) como variables independientes, por cuanto su determinante
es distinto de cero:
0 0 1
2 1 −3
−2 0 0





 = 2
pudiéndose poner que:
π1 = Ex1
Dy1
ρz1
q = L2 x1+ y1− 3 z1+ 3
T-2 x1− 1
M z1
π2 = E x2
Dy2
ρz2
n = L2 x2 + y2− 3 z2
T −2 x2− 1
Mz2
π3 = E
x3
D
y 3
ρ
z3
η = L
2 x3 + y3 − 3 z3 − 1
T
−2 x3 − 1
M
z3 + 1





deduciéndose:
2 x1 + y1 - 3 z1 + 3 = 0
- 2 x1 - 1 = 0
z1 = 0





⇒ x1 = -
1
2
; y1 = - 2
2 x2 + y2 - 3 z2 = 0
- 2 x 2 - 1 = 0
z2 = 0





⇒ x2 = -
1
2
; y2 = 1
2 x3 + y3 - 3 z3 - 1 = 0
- 2 x 3 - 1 = 0
z3 + 1 = 0





⇒ x3 = -
1
2
; y3 = - 1 ; z3 = - 1
por lo que:
BC.II.-19

π1 =
q
E D2
=
q
g Hm D2
π2 =
n D
E
=
n D
g Hm
π3 =
η
ρ D E
=
η
ρ D g Hm
=
ν
D g H m
Los parámetros adimensionales π1, π2 y π3 permanecen constantes para cada serie de bombas se-
mejantes, funcionando en condiciones dinámicas semejantes.
En consecuencia, a partir de ellos, se pueden obtener otros factores adimensionales comunes a di-
chas series, mediante los productos de π1, π2 y π3 o cualquier otra combinación de productos de sus po-
tencias, sean estas enteras o fraccionarias, positivas o negativas; así se pueden obtener:
π4 =
π1
π3
=
q
D2 q H m
D q H m
ν
=
q
ν D
(Nº de Re para bombas)
π5 = π2 π1 =
q
D g H m
4
n D
g Hm
=
n q
(g H m )3/4
(Velocidad específica) ⇒ nq = π5 g3 /4
π6 =
π1
π2
=
q
D2 g Hm
g H m
n D
=
q
n D3 = qs (Caudal específico)
II.6.- OTRAS CLASIFICACIONES DE BOMBAS CENTRÍFUGAS
Los principales tipos de bombas centrífugas son:
a) Radiales, axiales y diagonales.
b) De impulsor abierto, semiabierto y cerrado
c) Horizontales y verticales





a) BOMBAS RADIALES, AXIALES Y DIAGONALES.- Se ha considerado como bombas centrífugas
desde las propiamente centrífugas o radiales, en las que la energía se cede al líquido esencialmente
mediante la acción de la fuerza centrífuga, hasta las axiales, en las que la energía se cede al líquido por
la impulsión ejercida por los álabes sobre el mismo. En las bombas centrífugas radiales la corriente lí-
quida se verifica en planos radiales, en las axiales en superficies cilíndricas alrededor del eje de rota-
ción y en las diagonales radial y axialmente, denominándose también de flujo mixto.
El tipo de una bomba que atiende al diseño hidráulico del rodete impulsor, viene caracterizado por
su velocidad específica, calculada en el punto de funcionamiento de diseño, es decir, en el punto de
máximo rendimiento de la curva característica.
El número específico de revoluciones es constante para un impulsor determinado, para cualquier velo-
cidad de giro n, ya que q y Hm se modifican también al mismo tiempo. Su valor no se modifica al alte-
rar las dimensiones del impulsor, ya que todos los impulsores geométricamente semejantes con un
rendimiento aceptable tienen la misma velocidad específica, aunque pueden admitir ligeras variacio-
nes en el ángulo de salida, forma del álabe, etc; el nº específico de revoluciones depende también de la
voluta.
La velocidad específica del impulsor es un índice de su geometría y proporciona una idea de sus di-
BC.II.-20

mensiones principales, Fig II.10. La relación entre los diámetros de entrada y salida
D1
D2
es (dentro de
ciertos límites) directamente proporcional al nº específico de revoluciones y fue uno de los índices utili-
zados antes de que se impusiera el concepto de velocidad específica.
La forma de los álabes en los impulsores de flujo radial es, en general, curvada hacia atrás con res-
pecto al sentido de giro (β2 < 90º) y con superficies de simple curvatura, siendo la generatriz paralela
al eje de rotación; en los impulsores helicoidales, los álabes son de doble curvatura y en los axiales tie-
nen, además, un determinado perfil aerodinámico.
Rendimiento-velocidad específica.- En el límite de las velocidades específicas bajas, las pérdidas por
rozamiento son grandes, incluyendo:
a) Las pérdidas de carga debidas al más largo recorrido interno
b) Las pérdidas por rozamiento de las paredes del rodete impulsor de gran diámetro al girar en el lí-
quido, (rozamiento del disco).
Al crecer la velocidad específica, el rendimiento mejora hasta un cierto valor de la misma, por enci-
ma del cual, las pérdidas debidas a deficiencias en el guiado del líquido le hacen disminuir de nuevo,
aunque de manera más suave.
Fig II.10
Campo de aplicación de los diversos tipos de bombas
Fig II.11.- Relación entre el rendimiento de diversas bom-
bas centrífugas y su velocidad específica
Los rendimientos óptimos se calculan para una velocidad específica del orden de nq ≈ 50 ÷ 60, Fig
II.11, en la que la combinación de las pérdidas descritas, variables con nq tiene un efecto mínimo. El
que bombas de igual velocidad específica puedan tener rendimientos diferentes, menores para cauda-
les más bajos, se debe a que las leyes de semejanza hidráulica no se cumplen exactamente con tener
sólo en cuenta la semejanza geométrica existente. Las curvas (rendimiento-velocidad específica) se han ido
desplazando, con el tiempo, en sentido ascendente (mayores rendimientos) a medida que las técnicas
utilizadas en su fabricación se han ido perfeccionando.
b) BOMBAS DE IMPULSOR ABIERTO, SEMIABIERTO Y CERRADO.- Según su diseño mecánico o
estructural, se pueden distinguir tres tipos de impulsores:
a) De álabes aislados (abiertos)
b) Con una pared o disco lateral de apoyo (semiabiertos)
c) Con ambas paredes laterales (cerrados).
Esta clasificación es independiente de la anterior, que se refiere al tipo de diseño hidráulico, por lo
que en esta nueva clasificación puede haber impulsores centrífugos y de flujo mixto, abiertos, semia-
biertos o cerrados.
BC.II.-21

Cerrado De doble aspiración Semiabierto Abierto
Fig II.12.- Tipos de impulsores
Fig II.13.- Rodete de bomba diagonal abierta y rodete de bomba cerrado tipo Francis
Los impulsores axiales, por su misma estructura, sólo pueden ser semiabiertos o cerrados, ya que
sus álabes se pueden considerar como apoyados lateralmente en el eje de rotación, que hace las veces
de cubo del impulsor, como si fuese la pared posterior de los radiales y diagonales.
IMPULSORES ABIERTOS.- En un impulsor abierto, los álabes desnudos van unidos únicamente al
eje de giro y se mueven entre dos paredes laterales fijas pertenecientes a la carcasa de la bomba, con
tolerancias laterales lo más estrechas posibles para evitar fugas.
Fig II.14.- Empuje axial en impulsor abierto con álabes posteriores
Esta construcción es mecánicamente débil, por el largo voladizo en que trabajan los álabes, por lo
que estos impulsores disponen siempre de una fracción de pared posterior para dar a los álabes la ri-
gidez necesaria, Fig II.14. En la práctica no se hace distinción entre impulsores abiertos y semiabier-
tos, designando a ambos como abiertos, en oposición a los cerrados. Los impulsores abiertos se utili-
zan en algunas bombas radiales pequeñas y para el bombeo de líquidos abrasivos.
IMPULSORES SEMIABIERTOS.- Los impulsores con una sola pared lateral, que siempre es la pos-
terior, se emplean con cierta frecuencia, destacando las bombas de flujo mixto y todas las axiales. Al
BC.II.-22

igual que en los abiertos, su buen rendimiento está basado en una tolerancia lateral muy estrecha, del
orden de 0,3 mm, que evita fugas de la periferia al centro y en los canales del impulsor entre sí. Estas
fugas son tanto mayores cuanto menos viscoso es el líquido por lo que con líquidos algo viscosos el
caudal y la altura pueden aumentar, a pesar de las mayores pérdidas por rozamiento, lo que les hace
más apropiados que los abiertos para trabajar con líquidos a altas temperaturas.
El desgaste del impulsor es proporcional a la velocidad relativa del líquido y no es radialmente
uniforme, sino algo mayor en la periferia; cuando el juego lateral se hace grande por el desgaste, hay
que cambiar el impulsor. Para el servicio con líquidos abrasivos algunas veces se disponen placas late-
rales de desgaste de fácil intercambio, construidas con materiales especiales como el acero inoxidable
que tiene mayor dureza, que no resulta costoso, ya que la carcasa de la bomba sigue siendo de fundi-
ción. La escasa tolerancia lateral del impulsor hace que una posible desviación del eje pueda tener
graves consecuencias, al igual que las dilataciones o contracciones anormales, que en esta situación
tienen mucha mayor importancia que en los impulsores cerrados.
El empuje axial en los impulsores abiertos es mayor que en los cerrados, pues la parte anterior está so-
metida a una presión media menor; para paliar este defecto se les provee de álabes posteriores Fig
II.14, que disminuyen en gran manera la presión media en la cara posterior. También sirven para evi-
tar que el líquido quede estancado cerca del eje y empaquetaduras, ya que si el líquido fuese abrasivo
podría resultar muy perjudicial.
Las ventajas del impulsor abierto sobre el cerrado son:
a) La menor tendencia a obstruirse que le hace adecuado para líquidos sucios
b) El menor roce hidráulico del disco, al tener sólo una pared girando, de lo que se deduce un buen
rendimiento
c) Una mayor accesibilidad de los álabes para el mecanizado, lo que permite conseguir mejores
acabados
d) Una mayor facilidad de construcción, con modelos más sencillos, por lo que se puede utilizar
una mayor variedad de materiales constructivos con un coste menor de fabricación.
Aunque al principio los impulsores se hacían abiertos, de doble aspiración, hoy en día han caído en
desuso por dificultades de ajuste y sólo se fabrican los de aspiración simple.
IMPULSORES CERRADOS.- Los impulsores cerrados tienen los álabes colocados entre dos paredes
laterales, anterior o de aspiración y posterior, Fig II.16. El estrecho margen de tolerancias existente
para evitar fugas de retroceso entre la impulsión y la aspiración suele ser axial y está constituida por
unas superficies anulares muy próximas, situadas alrededor del orificio de aspiración (oído del impul-
sor) y formadas por los aros de cierre, uno montado en la carcasa y el otro que gira montado en el im-
pulsor. La principal ventaja de esta solución es que los aros de cierre se pueden cambiar fácilmente
cuando se desgastan, recuperando la tolerancia primitiva, evitando así fugas mayores.
Respecto al desgaste, se pueden hacer de materiales especiales para condiciones de funcionamiento
y servicio particularmente duras.
A menudo, en vez de estos aros dobles se utiliza sólo un aro montado en la carcasa, de forma que
la superficie rozante móvil pertenece al propio impulsor; en estos casos, en el impulsor se deja mate-
rial suficiente para poder rectificar su superficie desgastada, si procede, cambiando el aro de la carca-
sa por uno nuevo de diámetro ligeramente diferente, de forma que deje el juego conveniente con el im-
pulsor.
Los impulsores de doble aspiración llevan aros de cierre en los dos oídos; sus ventajas son, ausencia
BC.II.-23

de empuje axial, una menor NPSHr y una mayor capacidad de aspiración. Se pueden considerar como
dos impulsores de aspiración simple, opuestos y en paralelo.
Fig II.15.- Impulsor de una bomba de torbellino con
álabes radiales a ambos lados del disco Fig II.16.- Empuje axial en impulsor cerrado
Los impulsores de simple aspiración, cuando están provistos en la parte posterior de una cámara de
equilibrado del empuje hidráulico axial en comunicación con la aspiración a través de los agujeros de
equilibrio, sólo tienen aros a ambos lados, lo que implica una desventaja para el equilibrado que, hi-
dráulicamente, es bastante eficaz.
Los impulsores cerrados pueden resistir mucho mejor cualquier flexión del eje, o contracciones y di-
lataciones mayores de las previstas, por lo que son más adecuados para servicios de altas temperatu-
ras. Tienen la desventaja de que sus canales son normalmente inaccesibles para cualquier tipo de me-
canizado, lo que exige métodos constructivos especiales más difíciles que en los abiertos. Hidráulica-
mente, el rozamiento de disco al tener el impulsor dos paredes, es doble que en los abiertos, pero las
pérdidas volumétricas son menores. La posibilidad de obstrucción con líquidos sucios es mayor y para
ello se diseñan impulsores especiales con oído de gran área, canales lo más amplios posibles, pequeño
número de álabes, 2 ó 3, y éstos con los bordes de entrada redondeados.
c) BOMBAS HORIZONTALES Y VERTICALES.- El eje de rotación de una bomba puede ser horizon-
tal o vertical, (rara vez inclinado). De esta disposición se derivan diferencias estructurales en la cons-
trucción de la bomba que a veces son importantes, por lo que también las aplicaciones de los dos tipos
de construcción suelen ser, a menudo, distintas y bien definidas.
- BOMBAS HORIZONTALES.- La disposición del eje de giro horizontal presupone que la bomba y el
motor se hallan a la misma altura; éste tipo de bombas se utiliza para funcionamiento en seco, exte-
rior al líquido bombeado que llega a la bomba por medio de una tubería de aspiración. Las bombas
centrífugas, sin embargo, no deben rodar en seco, ya que necesitan del líquido bombeado como lubri-
cante entre aros rozantes e impulsor, y entre empaquetadura y eje.
Como no son autoaspirantes requieren, antes de su puesta en marcha, el estar cebadas; ésto no es
fácil de conseguir si la bomba no trabaja en carga, estando por encima del nivel del líquido, que es el
caso más corriente con bombas horizontales, siendo a menudo necesarias las válvulas de pie,
(aspiración), y los distintos sistemas de cebado.
Como ventajas específicas se puede decir que las bombas horizontales, (excepto para grandes ta-
maños), son de construcción más barata que las verticales y, especialmente, su mantenimiento y con-
servación es mucho más sencillo y económico; el desmontaje de la bomba se suele hacer sin necesidad
de mover el motor y al igual que en las de cámara partida, sin tocar siquiera las conexiones de aspira-
ción e impulsión.
BC.II.-24

- BOMBAS VERTICALES.- Las bombas con eje de giro en posición vertical tienen, casi siempre, el
motor a un nivel superior al de la bomba, por lo que es posible, al contrario que en las horizontales,
que la bomba trabaje rodeada por el líquido a bombear, con el motor por encima de éste.
Bombas verticales de funcionamiento en seco.- En las bombas verticales no sumergidas, el motor puede
estar inmediatamente sobre la bomba, o muy por encima de ésta. El elevarlo responde a la necesidad
de protegerlo de una posible inundación o para hacerlo más accesible si, por ejemplo, la bomba trabaja
en un pozo. El eje alargado puede ser rígido o flexible por medio de juntas universales, lo que simplifi-
ca el siempre difícil problema del alineamiento.
Se emplean muy a menudo las mismas bombas horizontales modificadas únicamente en sus coji-
netes. La aspiración es lateral, (horizontal); en las bombas grandes, frecuentemente, es por abajo,
aunque a veces se transforma en lateral mediante un simple codo.
La ventaja de las bombas verticales, es que requieren muy poco espacio horizontal que las hace in-
sustituibles en barcos, pozos, etc; sin embargo se necesita un espacio vertical superior suficiente para
permitir su cómodo montaje y desmontaje.
Para bombas de gran caudal, la construcción vertical resulta en general más barata que la hori-
zontal. Las bombas verticales se emplean normalmente en aplicaciones marinas, para aguas sucias,
drenajes, irrigación, circulación de condensadores, etc.
Bombas verticales sumergidas.- El funcionamiento sumergido de las bombas centrífugas elimina el in-
conveniente del cebado, por lo que el impulsor se halla continuamente, aún parado, rodeado por el lí-
quido a impulsar y, por lo tanto, la bomba está en disposición de funcionar en cualquier momento. El
control de la unidad requiere únicamente la puesta en marcha del motor de accionamiento, sin necesi-
dad de dispositivos adicionales de cebado previo.
La aspiración, que es siempre por abajo, Fig II.17, se hace a una cier-
ta profundidad con respecto al nivel libre del líquido. Si esta profun-
didad es menor de lo debido, 2 ó 3 veces el diámetro del orificio de as-
piración, se pueden crear en la superficie vórtices o remolinos por
cuyo centro se introduce aire en la bomba, con la consiguiente pérdi-
da de caudal y deficiente funcionamiento.
El eje del que van provistas estas bombas, va guiado normalmente
por cojinetes de fricción separados a intervalos regulares (de 1,5 a 3
metros) y lubricados por aceite, grasa, o el mismo líquido bombeado;
en este último caso, el eje se suele disponer en el interior de la tube-
ría de impulsión vertical, cerca del motor, en que ésta se desvía hori-
zontalmente mediante un codo adecuado.
En los casos de lubricación por grasa o aceite, el eje va dentro de un
tubo portador de los cojinetes, siendo este conjunto, a su vez, exterior
o interior a la tubería de impulsión.
La otra solución tiene la ventaja de requerir un menor espacio, siendo
en ambos casos innecesaria la empaquetadura, lo que constituye tam-
bién una circunstancia muy favorable, dados los inconvenientes que
ésta lleva a veces consigo.
Las bombas sumergidas tienen la ventaja de ocupar un espacio hori-
zontal mínimo, sólo el necesario para acomodar el motor vertical y la
impulsión, siendo incluso ésta a veces subterránea.
BC.II.-25
Fig II.17.- Bomba de eje vertical

Las ventajas hidráulicas son evidentes al desaparecer todos los problemas de aspiración que cons-
tituyen el principal inconveniente en el funcionamiento de las bombas centrífugas.
Desde un punto de vista mecánico, esta disposición presenta grandes inconvenientes con respecto
a la horizontal. Las bombas son inicialmente más caras y su mantenimiento mucho más elevado, ya
que cualquier reparación exige el desmontaje de la bomba para izarla a la superficie.
El eje alargado, somete a los cojinetes a un trabajo duro que sobre todo, si están lubricados por
agua o líquidos sin grandes propiedades lubricantes, hace que su vida sea corta e imprevisible.
Los tipos más importantes de bombas verticales sumergidas son:
- Las bombas de turbina verticales o de pozo profundo
- Las bombas de hélice
- BOMBAS DE TURBINA VERTICALES.- Entre las bombas sumergidas, las más importantes son las
llamadas de pozo profundo, de sondeo o de turbina vertical, que fueron desarrolladas para la explota-
ción de pozos, perforaciones y sondeos de diámetro reducido, lo que limita la altura por etapa, e impli-
ca la utilización de bombas multicelulares para reducir el espacio. El impulsor de aspiración simple,
puede ser radial o diagonal, según las condiciones de servicio y su construcción cerrada o semiabierta.
Los impulsores semiabiertos, sin embargo, aparte de su mayor empuje axial, hasta el 50% mayor, re-
quieren un ajuste vertical más cuidadoso durante el montaje. El conjunto de difusores de la bomba y
la tubería de impulsión, cuelgan del cabezal sobre el que va montado el motor.
A veces, los difusores se recubren interiormente de un esmalte especial que disminuye la rugosi-
dad de la fundición y las pérdidas hidráulicas consiguientes, aumentando el rendimiento, dotando de
una cierta uniformidad a las distintas unidades, lográndose una mejor resistencia a la corrosión y a la
abrasión. La construcción de estas bombas permite montar el número de etapas deseado, que puede
llegar a 20 o más, añadiendo difusores e impulsores semejantes uno sobre otro, lo que dota de cierta
elasticidad a las aplicaciones, con las consiguientes ventajas de estandarización, disponibilidad de re-
puestos, etc; no obstante, estas bombas participan de las desventajas mencionadas para las bombas
verticales sumergidas, de ser caras y exigir unos costes de mantenimiento elevados.
Las bombas verticales de turbina han llegado a un grado de perfección notable con rendimientos
altos y determinadas ventajas hidráulicas; aunque empezaron siendo empleadas exclusivamente para
riegos en pozos y perforaciones, sus aplicaciones industriales aumentan cada vez más, siendo en la ac-
tualidad más numerosas que las agrícolas, por lo que la denominación de bombas de pozo profundo va
desapareciendo para adaptarse a la de bombas de turbina vertical.
Dentro de este tipo se pueden distinguir las bombas provistas de eje alargado y accionadas por mo-
tor sumergible dispuesto inmediatamente por debajo de la bomba o bombas buzo.
Bombas de turbina verticales con el motor por encima.- En estas bombas, el eje va por el interior de la
tubería de impulsión, desnudo si la lubricación es por aceite, o dentro de un tubo protector si la lubri-
cación es por agua de una fuente externa. El conjunto de impulsores y eje soportado por los cojinetes
de empuje están colocados en el mismo cabezal o en la parte superior del motor, si su eje y el de la
bomba están rígidamente acoplados (motores de eje hueco).
Con estas bombas se pueden alcanzar unos 200 m.c.a., pero los problemas que ocasionan las im-
perfecciones en la rectitud del eje, influyen en gran manera en la vida de los cojinetes y en las vibra-
ciones durante el funcionamiento, que crecen en gran manera con la longitud del eje.
Bombas de turbina verticales con el motor sumergido.- Con objeto de evitar las desventajas que se deri-
van de la excesiva longitud del eje, en las bombas sumergidas se han desarrollado motores eléctricos
BC.II.-26

capaces de funcionar rodeados de líquido y de dimensiones tales que les permite ir montados en el in-
terior del pozo. De esta forma, colocando los motores inmediatamente por debajo de la bomba, desapa-
rece la necesidad del eje, cojinetes y tubo protector, por lo que la tubería de impulsión puede ser de
menor diámetro para pérdidas de carga semejantes.
Los motores pueden ser de funcionamiento en seco con cierre hermético, o inundados, en cuyo caso
los aislamientos tienen características muy especiales. Las ventajas del motor sumergido se hacen
apreciables, sobre todo, en pozos muy profundos de más de 30 m, o bien inclinados o curvados. El es-
pacio requerido en la superficie es, evidentemente mínimo e incluso nulo con descarga subterránea.
Las desventajas son un menor rendimiento y menor vida del motor y la necesidad ineludible del
desmontaje total para cualquier revisión o reparación de la bomba o del motor.
- BOMBAS VERTICALES DE HÉLICE.- Para manejar grandes caudales con pequeñas alturas se
usan, a menudo, bombas hélice en posición vertical y funcionamiento sumergido. La simplicidad de
estas bombas llega algunas veces a ser máxima, consistiendo sólo en el impulsor axial abierto provisto
de un eje vertical, que gira dentro de la tubería de impulsión. A veces pueden llevar un difusor o algu-
nos álabes directores; a la entrada se pueden disponer también álabes directores con objeto de evitar o
reducir una prerotación excesiva de la vena líquida en la aspiración, que puede dar lugar a remolinos
o vórtices en la superficie del líquido. El eje puede estar lubricado por aceite, en cuyo caso va dispues-
to dentro del correspondiente tubo protector con los cojinetes de apoyo.
El impulsor puede ir en voladizo o bien tener un cojinete inferior, que aunque constituye un pe-
queño estorbo para la aspiración, tiene un papel importante dada la estrecha tolerancia radial entre
el impulsor y la tubería que le rodea.
BC.II.-27

III.- BOMBAS CENTRÍFUGAS
ÁLABES Y GRADO DE REACCIÓN
III.1.- CÁLCULO DEL NÚMERO DE ÁLABES
Cuando a la bomba centrífuga se la supone trabajando en condiciones ideales, el número de álabes
se considera infinito. Para acercarnos al proceso de trabajo de una bomba centrífuga real, el número
de álabes tiene que ser finito, estando este número comprendido entre 4 y 16; en este caso, el movi-
miento relativo del líquido entre los álabes del rodete impulsor ya no tiene carácter de chorro, como se
supone tiene para infinitos álabes, resultando por lo tanto, una distribución de velocidades irregular;
en la zona del intradós entre álabes, indicada en la Fig III.1a con el signo (+), la presión es bastante
elevada lo que implica velocidades pequeñas. Esto es debido a que la distribución de velocidades se
puede interpretar como la suma de dos flujos:
a) El flujo correspondiente a una distribución uniforme de la velocidad, idéntica a la existente para un núme-
ro infinito de álabes.
a) Teoría unidimensional b) Remolino relativo c) Superposición de (a) y (b)
Fig III.1.- Flujo entre álabes y distribución de velocidades a la salida como suma de dos flujos
BC.III.-29

b) El flujo correspondiente al movimiento de rotación del líquido entre los álabes, en sentido opuesto a la rota-
ción del rodete impulsor.
En este tipo de movimiento, al girar el eje de la bomba se engendra en el espacio entre álabes un
torbellino relativo en sentido opuesto al del giro del rodete, que sumado al desplazamiento de la velo-
cidad relativa w2z en la periferia del mismo, hace que ésta se desvíe a la salida, Fig III.2, disminuyen-
do el ángulo efectivo de salida de la corriente hasta un valor β2z menor que el correspondiente a un
número infinito de álabes β2, es decir, la corriente experimenta un deslizamiento por el que pasa de la
velocidad correspondiente a ∞ número de álabes c2n, a la correspondiente a un número finito c2nz, fe-
nómeno que viene representado por un coeficiente de influencia µ que depende del número de álabes.
En consecuencia, al pasar a un número finito de álabes z, la velocidad c2n disminuye, lo cual se explica
por el movimiento de rotación complementario citado. El ángulo β2 correspondiente a ∞ álabes, es el
ángulo constructivo del álabe, mientras que β2z es el ángulo con el que el líquido sale de la bomba, que
no es tangente al álabe.
Debido a estas irregularidades en la distribución de velocidades, tanto absolutas como relativas,
para un número finito de álabes z se introduce el concepto de valor medio de la velocidad c2n a la sali-
da del rodete, que interviene en la determinación de la altura total creada por la bomba; el fenómeno
provoca una velocidad absoluta complementaria Δc2n dirigida en sentido contrario a c2n, modificándo-
se así el triángulo de velocidades a la salida correspondiente a un número infinito de álabes; en la Fig
III.3 se observan los triángulos de velocidades para un número infinito de álabes y para un número fi-
nito, construidos ambos para valores iguales de u2 y c2r lo cual implica iguales velocidades periféricas
de rotación y caudales también iguales.
Fig III.2.-Torbellino potencial en el rodete
Fig III.3.- Triángulos de velocidades
para un número finito e infinito de álabes
El ángulo β2 es el ángulo constructivo del álabe a la salida, mientras que β2z es el ángulo de salida
del líquido, para un número finito de álabes, que recordamos no es tangente al álabe, y por lo tanto,
menor que β2. La disminución de la componente tangencial c2n al pasar a un número finito de álabes, implica
un descenso en la altura total creada por la bomba.
METODOS DE CALCULO DEL nª DE ÁLABES.- Para determinar el número de álabes existen varios
métodos, algunos de los cuales exponemos a continuación:
a) El valor de Δc2n de la Fig III.3, viene dado por la expresión de Stodola:
Δc2n = c2n - c2nz = kR
π sen β2
z
u2
BC.III.-30

en la que el factor de corrección kR se determina con ayuda de la Tabla III.1.
Tabla III.1.- Valores de kR
10º 20º 30º 40º 50º 60º
z 4-8 1,4 1,1 0,9 0,75 0,6 0,55
z 8-16 1,4 1,15 1 0,85 0,7 0,65
β2
b) Si se supone que la bomba trabaja en condiciones de rendimiento máximo y Ht(z) es la altura to-
tal máxima correspondiente a z álabes, se tiene:
H tz
=
u2 c2nz
g
= Ht =
u2 c2n
g
⇒
u2
g
=
H t
c2n
= Ht
c2nz
c2n
= Ht µ
en la que µ es el coeficiente de influencia del número de álabes (o factor de disminución de trabajo) que
permite aplicar la formulación desarrollada para un número infinito de álabes, a un número z finito
de álabes.
µ =
Htz
Ht
=
Hman z
ηman z
Ht
=
H man z
ηmanz
Ht
⇒ H t =
H manz
µ η manz
ó ηmanz
=
Hmanz
Htz
=
Hman z
µ H t
µ =
Htz
Ht
=
c2nz
u2
g
c2n
u 2
g
=
c2nz
c2n
en la que µ se determina en función del número de álabes z pero en su valor influyen también la longi-
tud del álabe, que depende de la relación
r2
r1
y de los ángulos β1 y β2.
Fig III.4.- Curvas características teórica y real de una bomba centrífuga
Comparando las curvas características con z y con ∞ álabes se observa que, en la zona de funciona-
miento óptimo, coinciden las alturas manométricas Hman(z)= Hman, y los caudales, Fig III.4, y es en
esta zona donde se puede pasar de z álabes a la teoría de ∞ álabes desarrollada; en las demás zonas
de las curvas no hay ningún tipo de coincidencia y no sería aplicable el coeficiente de influencia. Es
por ésto por lo que en Hman= A - B q - C q2, los valores de A y B no dependen más que de u2, β2 y Ω2,
que son comunes a las dos situaciones, es decir, el punto de funcionamiento es único en la zona de
tangencia de las curvas características real e ideal, pudiendo distinguir dos tipos de rendimiento ma-
BC.III.-31

nométrico, dado que en esta zona las alturas totales son distintas, uno correspondiente a un número
infinito de álabes (teórico) y otro el de la bomba correspondiente a z álabes (real), por lo que:
µ =
Ht(máx)z
Ht(máx)
=
Hmanz
ηmanz
Hman
ηman
=
ηman
ηmanz
⇒ ηman = µ ηmanz
El coeficiente µ no depende del régimen de trabajo de la bomba (punto de funcionamiento), es de-
cir, del caudal q, de la altura manométrica Hm y del n° de rpm n, sino de la geometría del rodete impul-
sor, por lo que es constante para un determinado rodete.
Pfleiderer propuso para el valor del coeficiente de influencia del número de álabes µ (teniendo en
cuenta el influjo de la fuerza centrífuga mediante la relación
r1
r2
), la siguiente ecuación:
µ =
1
1 +
ψ r2
2
z S
= ψ = 0,6 (1 + sen β2) =
1
1 +
0,6 (1 + sen β2 ) r2
2
z S
µ = 1
1 +
ψ r2
2
z S
= Para rodetes radiales: S = r dr =
r2
2
- r1
2
2
r1
r2
∫ = 1
1 +
2 ψ
z{1 - (
r1
r2
)2
}
Eckert desarrolla otra expresión para calcular µ que concuerda más con la experiencia, de la forma:
µ =
1
1 +
π sen β2
2 z (1 -
r1
r2
)
que está representada en la Fig III.5 por una familia de curvas, muy útiles para el diseño.
Conocido el valor de µ el número de álabes del rodete impulsor z se puede tomar también de la Ta-
bla III.2.
Fig III.5.- Abaco para el cálculo del coeficiente µ
BC.III.-32

Tabla III.2.- Relación entre el coeficiente de influencia y el nº de álabes
z 4 6 8 10 12 16 24
0,624 0,714 0,768 0,806 0,834 0,87 0,908
µ
Eckert recomienda:
Para valores pequeños de
r1
r2
⇒ µ = 1 - π
sen β2
z
Para valores de
r1
r2
= 0,5 ⇒ µ = 1
1 +
4 π
3
sen β2
z





c) Para determinar de otra forma el número de álabes z del rodete impulsor, se puede partir del
hecho de considerar una longitud unidad del filete líquido medio situado en la sección meridiana, que
tiene que estar en una cierta relación respecto a la anchura media del canal entre álabes Ωm, es decir:
Longitud unidad del filete líquido medio en la sección meridiana
Ω m
=
1
Ω m
= k ; 2 < k < 3 (Pfleiderer)
A su vez, se puede suponer que los ángulos β de los álabes varían linealmente a lo largo del álabe,
desde β1 para r1, hasta β2 para r2; para la circunferencia media de radio rm el paso entre álabes es tm,
por lo que:
Ω m = tm sen βm =
π Dm
z
sen β m =
2 π rm
z
sen β m =
βm =
β1 + β2
2
rm =
r1 + r2
2
=
π (r1 + r2 )
z
sen
β1 + β2
2
y despejando z resulta una expresión que ha sido comprobada experimentalmente en el intervalo
(60º < β2 < 90º):
z =
2 π rm
Ω m
sen βm = 2 π rm k sen βm = π k
r1 + r2
2
sen
β1 + β2
2
III.2.- GRADO DE REACCIÓN DE UN RODETE IMPULSOR; ALTURAS
Si toda la energía suministrada por los álabes al líquido se transforma en energía dinámica Hd,
(aumento de la velocidad a presión constante), la bomba sería de acción. Si en cambio toda la energía
suministrada por los álabes al líquido incrementa la energía de presión Hp, (aumento de ésta a veloci-
dad constante), la bomba sería de reacción.
En la práctica se tienen tipos intermedios en los que la energía se comunica al líquido, parte como
aumento de la altura de presión y parte como altura dinámica. Por lo tanto, se puede definir el grado
de reacción σ de un rodete como la relación entre la energía o altura de presión Hp y la total Ht gana-
da por el líquido.
La altura total, la altura dinámica, la altura de presión y el grado de reacción se pueden definir en
función de c2n y u2 en la forma:
Altura total: H t =
u2 c2n
g
Altura dinámica: H d =
c2
2 - c1
2
2 g
=
c1 m = c2m
c1n = 0
=
c2n
2
2 g
BC.III.-33

Altura de presión: H p = H t - Hd =
u2 c2n
g
-
c2n
2
2 g
=
2 u2 c2n - c2n
2
2 g
Grado de reacción: σ =
Hp
Ht
=
2 u2 c2n - c2n
2
2 g
u2 c2n
g
= 1 -
c2n
2 u2
Para: σ = 1 ⇒ c2n →0 ; β2 →0 ; w2 = u2 ; c2 = 0 ⇒ impulsor de reacción pura: Ht = Hp = Hd = 0
Para: σ = 0,5 ⇒ c2n = u2 ; β2 = 90º ; w2 = c2m ⇒ H t =
u2
2
g ⇒
H presi ón = u2
2/2g
Hdinámica = u2
2/2g



Para: σ = 0 ⇒ c2n = 2 u2, β2 →180º, impulsor de acción pura, H t =
2 u2
2
g
= Hd
Fig III.6.- Relaciones en función de c2n
La altura total, la altura dinámica, la altura de presión y el grado de reacción se pueden definir
también en función de β2, teniendo en cuenta que: c2n = u2 - c2m cotg β2 , en la forma:
Altura total: Ht =
u 2 c2n
g
=
u 2
g
(u2 - c2 m cotg β2 )
Altura dinámica: Hd =
c2n
2
2 g
=
(u 2 - c2 m cotg β2 )2
2 g
Altura de presión:
H p =
2 u2 c2n - c2n
2
2 g
=
2 u2 (u2 - c2m cotg β2 ) - (u2 - c2 m cotg β2 )2
2 g
=
u2
2 - c2m
2 cotg2β2
2 g
Grado de reacción: σ = 1 -
c2n
2 u2
= 1 -
u2 - c2 m cotg β2
2 u2
=
1
2
+
c2 m cotg β2
2 u2
De lo anterior se deduce que el valor del grado de reacción depende, fundamentalmente, del ángu-
lo de salida β2 de los álabes, decreciendo de uno a cero al aumentar éste, Fig III.7.
Como la velocidad del líquido va asociada a pérdidas por rozamiento (que crecen con el cuadrado
de la velocidad), en general no conviene que la velocidad en la tubería de impulsión sea mayor que la
BC.III.-34

que tiene en la tubería de aspiración, por lo que conviene transformar el exceso de energía dinámica,
mediante un proceso de difusión en un divergente, (cámara espiral y difusor), en energía de presión,
proceso que siempre es de bajo rendimiento.
Fig III.7.- Relaciones en función de β2
Para evitar estas pérdidas en la conversión de altura de velocidad en altura de presión, es conve-
niente que el grado de reacción del rodete sea lo mayor posible, es decir β2 pequeño, para que la ener-
gía dinámica a transformar y, por lo tanto, las pérdidas consiguientes tengan un valor mínimo. Sin
embargo no se puede llegar a (σ = 1) o valores muy bajos de β2, ya que al decrecer β2 lo hace también
la altura o energía total Ht cedida al líquido, por lo que existe un valor de β2 = 20º÷ 25º, de forma que
al disminuir β2 la combinación del grado de reacción σ creciente, con la altura total decreciente, resul-
ta óptima, por lo que una parte de la altura dinámica creada en el rodete se deberá transformar en al-
tura de presión en la voluta.
BC.III.-35

IV.- BOMBAS CENTRÍFUGAS
CAVITACIÓN
IV.1.- CAVITACIÓN EN BOMBAS CENTRÍFUGAS
Las bombas centrífugas funcionan con normalidad si la presión absoluta a la entrada del rodete no
está por debajo de un determinado valor; cuando el líquido a bombear se mueve en una región donde
la presión es menor que su presión de vapor, vaporiza en forma de burbujas en su seno, las cuales son
arrastradas junto con el líquido hasta una región donde se alcanza una presión más elevada y allí de-
saparecen; a este fenómeno se le conoce como cavitación, cuyas consecuencias se describen a continua-
ción. Si a la entrada del rodete la presión es inferior a la presión parcial del vapor pv se forman las
burbujas de vapor que:
- Disminuyen el espacio utilizable para el paso del líquido
- Perturban la continuidad del flujo debido al desprendimiento de gases y vapores disueltos



disminuyendo el caudal, la altura manométrica, el rendimiento de la bomba, etc, Fig IV.1; en su recorrido da-
ñan los conductos de paso del líquido en el tubo de aspiración y llegan a una zona en el rodete, de pre-
sión superior a la presión de vapor, en la que, instantáneamente, toda la fase de vapor pasa a líquido,
de forma que el volumen de las burbujas pasa a ser ocupado por el líquido, en forma violenta, que se
acompaña de ruidos y vibraciones, lo cual se traduce en un golpeteo sobre los álabes, que se transmite
al eje, cojinetes, cierres mecánicos, etc.
Si la bomba funciona en estas condiciones durante cierto tiempo se puede dañar; la intensidad del
golpeteo a medida que disminuye la presión absoluta a la entrada del rodete, se aprecia claramente
en las curvas características de la bomba, Fig IV.1.
La presión mínima tiene lugar en el punto M, cerca de la entrada del rodete Fig IV.2, por lo que la
altura del tubo de aspiración Ha de la bomba centrífuga viene limitada por la cavitación.
Lo más frecuente es que al final del tubo de aspiración, en la brida de aspiración E, exista una de-
presión y que la presión siga disminuyendo desde E hasta el rodete, punto M (presión mínima), zona
que se encuentra a la entrada al mismo, siendo ΔPEM la pérdida de carga correspondiente entre E y
M. A partir del punto M el fluido comienza a notar la influencia del rodete que le comunica una ener-
BC.IV.-37

gía cinética relativa
w1
2
2 g
, aumentando bruscamente su presión, y originándose el fenómeno de golpe-
teo y vibraciones.
Fig IV.1.- Disminución brusca de las curvas características
por el efecto de la cavitación en una bomba centrífuga
Fig IV.2.- Campo de presiones en la aspiración
La energía o altura específica del líquido entre el final del tubo de aspiración (brida de aspiración E) y entra-
da en el rodete impulsor, también llamada energía o altura bruta disponible, en condiciones de rendimiento
máximo, es:
Altura bruta disponible:
pE
γ
+
cE
2
2 g
=
pM
γ
+
c1
2
2 g
+ ΔpEM ⇒
pE - pM
γ
=
c1
2
- cE
2
2 g
+ ΔpEM
Para que a la entrada del rodete se presente la cavitación es necesario que la presión (pM = p1) sea
igual o menor que la presión parcial de vapor del lí-
quido pv a la temperatura correspondiente. Para cada
caudal, en el tubo de aspiración existe una presión
mínima por encima de la presión de vapor pv; por de-
bajo de este valor de pv la bomba cavitará; ésta pre-
sión se puede expresar en metros de columna de líqui-
do (altura neta de entrada en la bomba) y se denomi-
na altura neta de succión positiva NPSH,Net Positive
Suction Head que, teóricamente, para una bomba dada y un caudal dado, es constante.
ALTURA NETA DE ENTRADA DISPONIBLE, NPSHd.- Afecta al tubo de aspiración y para su cálculo
se parte de la energía bruta disponible que tiene el flujo a la entrada de la bomba, que se obtiene apli-
cando la ecuación de Bernoulli entre la entrada del tubo de aspiración, punto O (nivel inferior del lí-
quido), y el final del mismo, punto E, en la forma:
p0
γ
+
c0
2
2 g
=
pE
γ
+
cE
2
2 g
+ Ha + Δpasp
La altura bruta disponible en la brida de aspiración (entrada de la bomba), en función de los pará-
metros del tubo de aspiración es:
pE
γ +
cE
2
2 g =
p0
γ - Ha - ΔPasp = Si: p0 = patm =
patm
γ - Ha - ΔPasp
BC.IV.-38
Fig IV.3.- Altura neta de entrada disponible

en la que se ha supuesto que la variación del nivel del líquido es nulo, por lo que c0 = 0, siendo en ge-
neral, p0 = patm.
Como el líquido a bombear tiene una determinada presión de vapor pv la energía bruta anterior
sólo es utilizable hasta dicha presión pv, a partir de la cual aparece la cavitación, por lo que se define
la altura neta disponible a la entrada de la bomba NPSHd de la forma:
NPSHd = Altura bruta -
p v
γ
=
patm
γ
- Ha - ΔPasp -
pv
γ
=
patm - p v
γ
- Ha - kasp q1
2
que representa una familia de parábolas, Fig IV.3, al ser ΔPasp = kasp q1
2, y que no es más que la cur-
va característica del tubo de aspiración, siendo independiente del tipo de bomba instalada. En depósi-
tos a presión se sustituye patm por p0, valor que hay que interpretar según el tipo de gas o vapor en
contacto con el líquido.
ALTURA NETA DE ENTRADA REQUERIDA, NPSHr.- La bomba necesita que el líquido disponga en
la posición E, (brida de aspiración), de un mínimo de energía que le permita hacer el recorrido de E a
M sin que aparezca cavitación; esta presión mínima, cuyo lí-
mite es pv, es la que se tiene a la entrada del rodete, en el mo-
mento en que éste comienza a comunicar al líquido la pre-
sión p1. Si se supone que los puntos E y M están al mismo ni-
vel y teniendo en cuenta que pv es la presión mínima que se
puede tener en el punto 1, la altura bruta en la brida de aspira-
ción (entrada de la bomba), en función de los parámetros a la entra-
da del rodete es:
Altura bruta disponible =
pE
γ
+
cE
2
2 g
=
p1
γ
+
c1
2
2 g
+ ΔPEM =
pv
γ
+
c1
2
2 g
+ ΔPEM
La altura neta requerida a la entrada del rodete, Fig IV.4, es la diferencia entre la altura manométrica
de aspiración en la brida de aspiración y la presión de vapor del líquido en ese mismo punto, a la tem-
peratura de succión, en la forma:
NPSHr = Altura bruta -
p v
γ
=
pE - pv
γ
+
cE
2
2 g
=
pv
γ
+
c1
2
2 g
+ ΔPEM -
pv
γ
=
c1
2
2 g
+ ΔPEM
La altura bruta disponible se puede poner en la for-
ma:
pE
γ +
cE
2
2 g =
pv
γ + NPSHr
Es conveniente que el NPSHr sea lo menor posible, es
decir, que (c1 → 0), para que la longitud del tubo de
aspiración sea mayor, mientras que el NPSHd tiene
que ser lo mayor posible.
BC.IV.-39
Fig IV.4.- Altura neta de entrada requerida
Fig IV.5.- Altura de aspiración máxima

ALTURA DE ASPIRACIÓN Ha.- Si el NPSHr tiene que ser pequeño, y el NPSHd grande, su punto de inter-
sección proporciona la altura de aspiración máxima Ha. Para su determinación se toma el caudal máximo
previsto qmáx (que es con el que más riesgo de cavitación
existe) sobre el eje de caudales del gráfico suministrado
por el fabricante de la bomba, Fig IV.6.
De las infinitas curvas NPSHd que se pueden disponer
en una instalación, función de la altura de aspiración
Ha, sólo una pasa por el punto A en donde NPSHd =
NPSHr, Fig IV.5, verificándose:
NPSHr = NPSHd =
patm - pv
γ
- H a - ΔPasp máx
H a =
p atm - p v
γ
- ΔPasp máx - NPSHr
que es la máxima altura de aspiración teniendo en cuen-
ta la cavitación, siendo aconsejable disminuir dicha al-
tura en 0,5 m para asegurarse de que ésta no se produz-
ca:
H a =
patm - pv
γ
− ΔPasp máx - NPSHr - 0,5
valor que no superará los 6,5 m pudiendo resultar mucho más pequeña e incluso negativa, por encima
del eje de la bomba.
Para evitar la cavitación es necesario que:
pE
γ +
cE
2
2 g -
p v
γ ≥ NPSRr ; NPSHd≥NPSHr; ésta co-
menzará a manifestarse cuando sean iguales.
Cuanto más pequeño sea el NPSHr, tanto más estable será la bomba en lo que respecta a la cavi-
tación.
IV.2.- COEFICIENTE DE THOMA
Se define el coeficiente σ de cavitación de Thoma como la relación entre el NPSHr y la altura ma-
nométrica máxima Hman(máx) correspondiente al rendimiento manométrico máximo.
σ =
NPSHr
Hm
〉ηmáx
La altura del tubo de espiración es: H a =
p atm - pv
γ
- ΔPasp - σ Hman máx
Según Stepanoff, el coeficiente de Thoma se puede calcular, aproximadamente, por la expresión:
σ ≅ 2,14.10-4 ns
4/3
La semejanza dinámica queda garantizada si el coeficiente de Thoma es el mismo en el modelo y
en el prototipo, es decir, en toda la serie de bombas geométricamente semejantes entre sí.
BC.IV.-40
Fig IV.6.- Datos de curvas de colina de rendimientos,
potencia y NPSHr de una bomba centrífuga

Fig IV.7.- Coeficiente de cavitación de las bombas centrífugas en función del nº específico de revoluciones
IV.3.- INFLUENCIA DE LA CAVITACIÓN EN LOS PARÁMETROS DE ENTRADA
El valor del NPSHr se puede obtener en función de algunos parámetros de entrada, como el caudal
q1 y diámetro D1, en condiciones de rendimiento máximo, en la forma:
NPSHr =
c1
2
2 g
+ ΔPEM = ΔPEM = k q 1
2
= α
w 1
2
2 g
=
c1
2
2 g
+ α
w1
2
2 g
=
α1 = 90º
c1 = c1m ; w 1
2 = c1
2 + u1
2 =
=
c1
2
2 g
+ α
c1
2
+ u1
2
2 g
=
c1
2
(1 + α) + α u1
2
2 g
=
c1 =
q1
Ω1
=
4 q1
π D1
2
u1 = R1 w =
π n D1
60
=
1
2 g
{
16 q1
2
(1 + α)
π2
D1
4 +
α π2
D1
2
n 2
3600
}
en las que α es un coeficiente que depende de la forma del álabe y de las condiciones inherentes al
paso del líquido del tubo al rodete, (α ≅ 0,25 en los rodetes corrientes).
El aumento del número de revoluciones de la bomba implica un aumento del caudal, lo que lleva implícito un
aumento de la velocidad c1 del líquido, (aumento de la NPSHr), con la consiguiente caída de presión absoluta
a la entrada M de los álabes del rodete impulsor, contribuyendo todo ello a la aparición de la cavita-
ción, por lo que a veces es necesario limitar el caudal y el número de revoluciones de la bomba. En es-
tas circunstancias, la pérdida de carga ΔPEM entre la entrada E y el punto M y la velocidad c1 de en-
trada en el rodete varían, ya que la altura neta de entrada requerida NPSHr depende del caudal.
Para el caso extremo de bombeo de líquidos a su temperatura crítica, el NPSHr es nulo, ya que el volumen
ocupado por la fase líquida y el vapor saturado sería el mismo y al pasar de una fase a otra no existirá variación
de volumen y, por tanto, golpeteo.
DIÁMETRO ÓPTIMO A LA ENTRADA DEL RODETE.- Si se conocen las condiciones de cavitación, se
puede estudiar la corriente fluida a la entrada del rodete y calcular el diámetro D1, ya que el NPSHr
depende de las velocidades c1 y u1, que a su vez, para q1 y n dados, dependen del diámetro D1. Para
calcular el valor óptimo de D1 en estas condiciones, se diferencia la ecuación anterior respecto a D1, se
iguala a cero, y se obtiene el diámetro óptimo D1(óptimo) correspondiente a un NPSHr crítico mínimo,
en la forma:
BC.IV.-41

d( NPSHr )
dD1
=
1
2 g
d
dD1
{
16 q1
2 (1 + α)
π2 D1
4 +
α π2 D1
2 n2
3600
} =
= 1
2 g
{
- 64 q1
2
(1 + α)
π2
D1
5 +
α π2
D1 n2
1800
}D1 = D1 (óptimo )
= 0
D1(óptimo) = 3,2519
1 + α
α
6
q 1
n
3 = k0
q 1
n
3 = 4,95
q1
n
3
en la que k0 tiene un valor medio igual a 4,4 aunque en cálculos prácticos se recomienda, por posibles
sobrecargas de las bombas un valor, k0 = 4,95.
Si se introduce este valor en el NPSHr se obtiene el NPSHr(mínimo):
(NPSHr )mín =
D1(óptimo)
2
2 g
{
16 q1
2
(1 + α)
π2
D1(óptimo )
6 +
α π2
n2
3600
} =
=
k0
2
2 g
(
q1
n
)2 /3
{
16 n2(1 + α)
π2
k0
6 + α π2
n2
3600
} =
k0
2
2 g
q1
2
n4
3 {
16 (1 + α)
π2
k0
6 + α π2
3600
} = s
(q1n2
)2/3
2 g
siendo s un coeficiente que depende de α y k0 de valor (s = 0,02 con α = 0,25), que se puede aplicar a
los rodetes corrientes. Un aumento de la anchura b1 a la entrada del rodete, hace que el valor de s dis-
minuya hasta s ≅ 0,0125.
PRESIÓN ABSOLUTA DE ENTRADA.- La presión absoluta de entrada mínima en la bomba pE es:
p E (mínima )
γ
+
cE
2
2 g
= NPSHr( mínimo )+
pv
γ
p E (mínima )
γ
= NPSHr(mínimo ) +
p v
γ
-
cE
2
2 g
= s
(q 1n2
)2/ 3
2 g
+
pv
γ
-
cE
2
2 g
NÚMERO DE REVOLUCIONES ADMISIBLE MÁXIMO.- Si el diámetro D1 es el óptimo, la condición
para que no haya cavitación en la bomba es:
NPSHr ≥ s
(q 1 n 2
)2
3
2 g
⇒ nadmisible máximo =
{
2 g (NPSHr )
s
}3
4
q1
= (
2 g
s
)3
4
(NPSHr )3
4
q1
=
=
(
2 g
s
)3
4
q1
(
pE - pv
γ
+
c E
2
2 g
)3
4 ≅
kC
q1
(
pE - p v
γ
)3
4
en la que:
q1 viene dado en m3/seg, NPSHr en metros, p en kg/cm2 y γ en kg/dm3
kC
es el coeficiente crítico de cavitación, y es una constante propia de cada bomba, de valor:
kC = (
20 g
s
)3
4 = s = 0,02
{ } = 985
que junto con s caracterizan las cualidades de cavitación de la bomba, es decir, el grado de predisposi-
ción de la misma cuando disminuye la presión absoluta a la entrada.
BC.IV.-42

A mayores valores de kC (menores de s), tanto menor será la posibilidad de que la bomba entre en cavitación.
Para las bombas centrífugas corrientes
800 < kC < 1200
0,025 > s > 0,015






según la forma que tenga a la entra-
da mayor en las bombas axiales (hélice), y disminuyendo con el número específico de revoluciones.
Para rodetes especiales, que poseen altas cualidades de anticavitación con ensanchamiento de la
parte de entrada del rodete, se tiene que
2000 < kC < 2200
0,008 > s > 0,007






La exactitud de los cálculos de la cavitación, es decir, el cálculo de nmáx ó pE(mínima) depende de la
precisión en la selección de los valores numéricos de kC y s.
IV.4.- VELOCIDAD ESPECÍFICA DE ASPIRACIÓN na
De igual forma que la velocidad específica nq de una bomba indica el tipo de bomba (forma del ro-
dete) la velocidad específica de succión na proporciona una idea de las características de aspiración del
rodete, definiéndose en la forma:
na =
n q
(NPSHr )3
4
〉η máx
Para el caso particular de un rodete de doble aspiración, el valor del caudal q a considerar es la
mitad del total.
Fig IV.8.- Velocidad específica de succión y caudal frente a diversas configuraciones del rodete
Existen gráficos como el indicado en la Fig IV.8, en los que se relacionan la velocidad específica de
aspiración (abscisas) y el porcentaje del caudal de máximo rendimiento para el que aparece recircula-
ción en la aspiración (ordenadas), frente a distintos tipos de rodetes. Se observa, por ejemplo, que en
bombas de simple aspiración, el campo de velocidades específicas de aspiración está comprendido en-
tre 8000 (valor conservador) y 16000 (caudales elevados); algunos fabricantes trabajan con 10.000.
La velocidad específica de aspiración indica el grado de inestabilidad potencial de la bomba a cargas reduci-
das. En el punto de rendimiento máximo de la bomba no existe ningún fenómeno de recirculación a la
entrada del rodete y el NPSHr de la bomba se mantiene invariable. Sin embargo, a medida que el cau-
dal de la bomba se reduce, y nos alejamos de las condiciones de funcionamiento de diseño (máximo
rendimiento) aparecen fenómenos de recirculación en el ojo del rodete que conllevan una cavitación
BC.IV.-43

incipiente que pueden originar daños en el mismo.
A la hora de analizar una bomba es preciso ver la posición del punto de funcionamiento respecto al
punto de máximo rendimiento y qué tipo de campo de regulación de caudal se ha de exigir. En el caso
hipotético de que el caudal coincida prácticamente con el caudal óptimo y permanezca invariable, el valor de la
velocidad específica de succión de esta bomba carecería de importancia, ya que en estas condiciones de funciona-
miento nunca aparecerán problemas de cavitación siempre que se mantenga que NPSHd > NPSHr.
Ejemplo.- Si se dispone de una bomba de simple aspiración de na = 11.000 que sobrepasa los límites menos
conservadores, no se dudaría en rechazarla; pero suponiendo que el caudal de funcionamiento fuese el 85% del
de diseño y el caudal mínimo no inferior al 70% del de diseño, según la gráfica esta bomba sería totalmente válida
para el servicio que se persigue, por lo que en el análisis del parámetro na hay que tener en cuenta otros factores
propios de la bomba y de la regulación del sistema; en la Fig IV.8 se observa cómo las características de estabili-
dad mejoran sensiblemente para bombas a las que se les instala un inductor en la aspiración, Fig IV.9.
IV.5.- DETERMINACIÓN EXPERIMENTAL DEL NPSHr
La determinación de la NPSHr de una bomba se lleva a cabo en un banco de ensayos con instala-
ción de agua en circuito cerrado; para el caudal y altura de prueba se somete a la aspiración de la
bomba a una reducción paulatina de la presión.
Para ello se coloca un vacuómetro a la entrada para medir pE, una válvula en la brida de impul-
sión de la bomba para variar el régimen y un caudalímetro para medir el caudal y la velocidad de en-
trada cE =
q1
ΩE
Para una cierta altura de aspiración Ha se maniobra gradualmente la válvula hasta que aparezca
la cavitación; en ese momento se miden el caudal y la presión pE y se obtiene el NPSHr correspondien-
te. Repitiendo el ensayo con otras alturas de aspiración Ha se obtienen una serie de puntos (NPSHr,q)
de la curva característica Fig IV.4, que primero es decreciente y después creciente, variando mucho
estas circunstancias de unas bombas a otras. En el momento en que la altura diferencial o el rendi-
miento de la bomba cae en un 3% de su valor, se considera que la bomba comienza a cavitar por falta
de NPSHd en la tubería; en ese instante el NPSHr = NPSHd.
En algunas circunstancias la bomba no presenta señales anómalas de funcionamiento y sin em-
bargo se puede encontrar bajo condiciones de cavitación; la única forma de saberlo es el estudio estro-
boscópico de la formación de burbujas a la entrada del rodete, que se lleva a cabo observando por una
mirilla el borde de ataque de un álabe, mientras que por otra mirilla entra la luz estroboscópica con-
trolada por el número de revoluciones de la bomba, determinándose la magnitud de las burbujas y de
ahí la existencia o no de cavitación, ya que en la práctica no existen funcionamientos exentos de bur-
bujas, por lo que éstas siempre estarán presentes, dependiendo de su tamaño la existencia o no de la
cavitación.
IV.6.- CAUDAL MÍNIMO IMPULSADO POR UNA BOMBA CENTRÍFUGA
El caudal mínimo de funcionamiento continuo de la bomba viene prefijado por el constructor, por
debajo del cual la máquina no debe operar; es función de los NPSH disponible y requerido, de la pre-
sión de vapor del líquido y de los esfuerzos que aparecen sobre el impulsor debido a la asimétrica dis-
BC.IV.-44

tribución de presiones.
A medida que el caudal disminuye, el rendimiento de la bomba también disminuye, lo que se traduce en un
aumento de la temperatura del líquido, (por refrigeración insuficiente), y por lo tanto, de su presión de va-
por, por lo que el NPSHd será inferior. El caudal mínimo se obtiene cuando el NPSHd disminuido a
causa del aumento de temperatura, sea igual al NPSHr.
Temperatura del líquido.- El incremento de temperatura ΔT del líquido que circula por la bomba se
determina por la diferencia entre la potencia absorbida en el eje de la bomba y la potencia hidráulica,
despreciando las pérdidas por rozamiento en cojinetes y órganos de cierre.
Este incremento de temperatura es de la forma:
ΔT =
H man
427 cpF
(
100
ηman
- 1)
en la que: cpF es el calor específico del líquido bombeado en Kcal/kgºC, y Hman en m.
El incremento de temperatura depende de las condiciones de aspiración y se determina por el in-
cremento máximo admisible de la presión de vapor antes de la evaporación del líquido; el límite de
esta condición se verifica, como sabemos, cuando hay equilibrio entre la presión de vapor pv y la pre-
sión de aspiración pE.
Si la diferencia entre la presión de vapor y la presión de aspiración diese lugar a un incremento de
temperatura superior a 8ºC se recomienda considerar este valor.
Si no se conoce el valor exacto de la altura manométrica correspondiente al caudal mínimo, se
toma en primera aproximación la altura total con la válvula cerrada (caudal cero).
En bombas de flujo mixto y axiales (na > 4.500), la potencia aumenta a medida que se cierra la vál-
vula de descarga, todo lo contrario a lo que ocurre con las bombas centrífugas normales en las que el
motor, diseñado para trabajar en condiciones normales, se puede enfrentar con una carga de hasta
dos veces la nominal cuando se arranca la bomba a válvula cerrada, por lo que siempre este tipo de
bombas se arranca a válvula parcialmente abierta.
IV.7.- CARACTERÍSTICAS DE FUNCIONAMIENTO EN LA ASPIRACIÓN
Una bomba centrífuga puede tener una presión en la brida de impulsión considerable pero apenas
es capaz de producir una succión en la brida de aspiración, por lo que es necesario hacer llegar previa-
mente líquido hasta la brida de entrada y además inundarla para que pueda empezar a trabajar. El
cebado de la bomba es el llenado completo de la misma con el líquido a bombear, operación previa a la
puesta en marcha del motor.
Si la bomba está siempre sumergida en el líquido (caso de una bomba vertical sumergida), estará
siempre cebada y lista para entrar en funcionamiento.
Si el líquido es capaz de llegar a la brida de aspiración por su propio peso, debido a que el depósito
de alimentación está a más altura que la bomba, el cebado es sencillo puesto que bastará con abrir la
válvula de aspiración y la válvula de una pequeña línea de purga en la impulsión, que deje escapar el
aire que va siendo empujado por el líquido entrante. Cuando el líquido comienza a salir por la línea de
purga, la bomba estará cebada y se cierra esta válvula.
Para el caso en que el depósito se encuentre por debajo del eje de la bomba, conseguir el cebado
puede ser complicado, por lo que el llevar a cabo una solución dependerá de las posibilidades que
ofrezca el sistema de trabajo, el cual se puede realizar de varias formas, como:
BC.IV.-45

a) Mediante un llenado directo a través de manguera, caldera, etc.
b) Mediante un depósito auxiliar de carga, que sólo se utilizará para realizar el cebado.
c) Mediante una conexión directa desde el tanque de impulsión, solución que sólo será satisfactoria para los
casos en los que el depósito de impulsión contenga algo de líquido (by-pass).
d) Mediante el uso de un eyector que cree vacío en el interior de la bomba, con lo que el líquido se verá atraído
hacia la brida de aspiración por una diferencia de presiones.
Un cebado adecuado previo a la puesta en marcha es esencial, ya que sin él la bomba no solamente
no funcionará, sino que además puede llegar a sufrir averías al girar en vacío y no existir líquido a
impulsar, puesto que es éste mismo el que refrigera y lubrica el rodete.
Una vez arrancada la bomba, ésta puede trabajar en carga o en aspiración según que el nivel del
depósito de aspiración esté por encima o por debajo de la misma. Esta diferencia de niveles representa
la altura manométrica de aspiración que puede ser positiva o negativa. A la diferencia de niveles ne-
ta, (altura geométrica) se deben restar las pérdidas por rozamiento en tuberías y válvulas que haya
entre el depósito y la bomba cuando la carga sea positiva (nivel de aspiración de la bomba por encima
de ella) o sumarlas cuando la carga sea negativa (nivel de aspiración de la bomba por debajo de ella) .
Como sabemos, la NPSHr en metros de columna de líquido, es la diferencia entre la altura mano-
métrica de aspiración en la brida de aspiración y la presión de vapor del líquido que se está bombean-
do en ese mismo punto a la temperatura de succión. Este concepto es de gran importancia a la hora de
elegir una bomba para que pueda manejar líquidos en ebullición o próximos a ella, así como líquidos
altamente volátiles.
Una NPSH inadecuada (carga de succión demasiado baja) conduce a la aparición de bolsas de lí-
quido vaporizado que ocasionan el fenómeno de la cavitación, influyendo en la buena marcha de la
bomba. Cuando una tubería de aspiración tiene insuficiente NPSHd, para una selección óptima de la
bomba existen algunos métodos para aumentar o reducir la NPSHr, o ambas cosas a la vez.
AUMENTO DE LA NPSHd .- Se puede mejorar en las siguientes situaciones:
a) Si el líquido está caliente, se puede enfriar intercalando un refrigerante en la tubería, con lo que la
presión de vapor del líquido disminuye. También se puede conseguir aspirando el líquido en algún
punto de la corriente en que esté a temperatura más baja. En algunos casos se dispone en la línea de
aspiración de una inyección de líquido frío con el único objeto de reducir la temperatura.
b) Aumentando la altura mínima del líquido en la aspiración, que en principio parece la solución más
sencilla, (salvo que no resulte posible porque este nivel del líquido sea fijo, como en un río, estanque o
lago, o porque la altura a la que hay que subir el nivel del líquido aspirado sea totalmente impractica-
ble, o porque el coste sea excesivo). A menudo el elevar el nivel del líquido en la aspiración unos pocos
metros permite seleccionar una bomba menos costosa y más eficiente, (ahorro tanto en el coste inicial,
como en el consumo de energía y mantenimiento), que compensan los costes adicionales.
c) El bajar el nivel de la bomba permite seleccionar una de velocidad específica más alta, menos costo-
sa y más eficiente. Una variante sería emplear una bomba vertical con el rodete impulsor bajo el nivel
del suelo.
d) Aumentando el diámetro de la tubería de aspiración, ya que se reducen las pérdidas de carga.
e) Reduciendo las pérdidas por fricción en la tubería de aspiración, que se recomienda en todos los casos;
su costo se recupera por las mejoras introducidas en la succión y el ahorro de energía.
f) Si entre el nivel inferior de aspiración y la bomba se intercala otra bomba que trasiegue el caudal aspi-
BC.IV.-46

rado al tiempo que proporciona una altura diferencial pequeña, (justo la necesaria para aumentar el
NPSHd en la brida de aspiración de la bomba principal), y que tenga un NPSHr bajo, (inferior al
NPSHd), el NPSHd de la tubería de aspiración de la bomba principal se mejora; a la bomba intercala-
da se la denomina bomba booster. Esta solución es muy eficiente en las bombas en servicio de alta pre-
sión, en donde las velocidades permisibles, más altas, producen ahorros en el costo inicial de la bomba
principal, así como una mayor eficiencia y, a menudo, un menor número de etapas, que dan mayor
fiabilidad. La bomba booster puede ser de una etapa, de baja velocidad y baja carga.
REDUCCIÓN DE LA NPSHr.- Se puede reducir:
a) Verificando un pulido en el ojo del rodete
b) Mediante la utilización de inductores Fig IV.9, (no aconsejables cuando se trasvasan líquidos que
transportan sólidos erosivos, "slurry", etc.).
c) Se puede elegir una bomba sobredimensionada a un régimen bajo de revoluciones, dado que la NPSHr
(proporcional al cuadrado de la velocidad c1) se reduce a medida que disminuye el caudal; esta solu-
ción tiene sus riesgos y puede ocasionar resultados indeseables, ya que la cavitación produce unas os-
cilaciones de presión que si no se evitan dañarán la bomba.
El líquido debe entrar en la bomba en condiciones lo más alejadas
posibles de su presión de vapor. La entrada al ojo del rodete fuerza
la velocidad del líquido, lo que origina una depresión (torbellino), y si
se está cerca de la vaporización, la caída de presión produce burbujas
de vapor que al entrar en el rodete originan cavitación; en estas cir-
cunstancias el rodete se ve sometido a una intensa vibración que lo
destruirá si no se para.
d) En bombas de velocidad específica alta se puede aumentar el diámetro del
rodete, solución que reduce la NPSHr porque disminuye la velocidad
c1 del impulsor. Una velocidad baja puede tener muy poca influencia en el rendimiento de la bomba,
(el rendimiento máximo se tiene para c1 mínima), o cerca del mismo, pero al funcionar con capacidad
parcial puede ocasionar un funcionamiento ruidoso, borboteos hidráulicos y desgastes prematuros.
e) En aquellas situaciones en que el tubo de aspiración sea demasiado largo, se recurre a rodetes en los
que mediante un by-pass se produce una recirculación del líquido a bombear, que permite trabajar con
valores del NPSHr relativamente pequeños.
f) Empleando velocidades de la bomba más bajas, ya que una vez que se ha seleccionado un valor razo-
nable de la velocidad específica de aspiración, cuanto más baja sea la velocidad de la bomba, menor
será la NPSHr. El problema es que, para el mismo servicio, una bomba de baja velocidad es más costo-
sa y menos eficiente que otra de alta velocidad, por lo que la baja velocidad de la bomba rara vez es la
más económica.
g) Empleando un impulsor de doble succión, solución que es la más deseable, en particular para gran-
des caudales.
BC.IV.-47
Fig IV.9.- Inductor

V.- BOMBAS CENTRIFUGAS
CURVAS CARACTERÍSTICAS
V.1.- VARIACIÓN DE LAS CURVAS CARACTERÍSTICAS CON LA VELOCIDAD DE ROTA-
CIÓN
La altura manométrica y el caudal de una bomba varían según la velocidad de rotación, dependiendo
esta variación de las leyes de semejanza:
q
q' =
n
n'
;
Hm
Hm
'
=
n2
n'2
La ley de variación de Hm, q y n, viene a su vez definida por la ecuación de las curvas características,
de la forma:
H m = A - B q - C q2
en la que los valores de A y B son:
A =
u2
2
g
= u2 =
π D2n
60
=
1
g
(
π D2n
60
)2 = C1n2 ; C1 =
π2 D2
2
3600 g
= 2,7975.10-4 D2
2
B =
cotg β2
g k2 Ω2
π D2 n
60 = C2 n ; C2 =
π D2 cotg β2
60 g k2 Ω2
= 5,3428
D2 cotg β2
k2 Ω2
por lo que el valor de Hm será:
H m = C1 n2 - C2 n q - C q2
que es la ecuación de las curvas características, en la que C1 y C2 son constantes para cada bomba y C
es otra constante propia de la bomba e independiente de la velocidad de giro.
V.2.- SUPERFICIE CARACTERÍSTICA
Si la ecuación anterior se representa en el espacio tomando como ejes ortogonales Hm, q y n, resulta
una superficie que es la característica de la bomba centrífuga, paraboloide hiperbólico; si en dicha super-
BC.V.-49

ficie se considera la intersección con la familia de planos paralelos al (Hm, q), es decir, planos de ecua-
ción, n=Cte, se obtiene una familia de parábolas que constituyen las curvas características de la bom-
ba, a diversas velocidades de rotación, cuyas ecuaciones se deducen dando a n diversos valores, Fig V.1,
parábolas que vienen determinadas por un parámetro de la forma p = C
2
que, para una bomba dada, es
constante para toda la familia de curvas características, ya que C es independiente de la velocidad de
rotación n.
Fig V.1.- Representación espacial de las curvas características de una bomba
De ello se deduce que las curvas características de una bomba dada correspondientes a distintas velocidades de
rotación n son congruentes.
Si estas curvas características se proyectan sobre un plano paralelo al (Hm, q), Fig V.2, se obtiene
una familia de parábolas congruentes, de forma que sus máximos A1, A2, A3 ... están a su vez sobre otra
parábola (OA); asimismo, cada serie de puntos homólogos B1, B2, B3 ..., C1, C2, C3 ..., estarán sobre
otras tantas parábolas (OB), (OC), .... respectivamente.
Fig V.2.- Proyección sobre el plano (Hm,q) de las curvas características de una bomba
En efecto, dadas una serie de curvas características de una bomba, correspondientes a velocidades
de giro n1, n2, n3 ..., y si en dichas curvas se consideran los máximos A1, A2, A3 ..., que corresponden a
puntos homólogos (HmA1, qA1), (HmA2, qA2), (HmA3, qA3) ..., respectivamente, las ecuaciones de semejan-
za quedan en la forma:
BC.V.-50

qA 1
qA 2
=
n1
n2
;
HmA 1
HmA 2
=
n1
2
n2
2
= (
qA1
qA2
)2
q A2
qA 3
=
n2
n3
;
HmA 2
HmA 3
=
n2
2
n3
2
= (
q A2
q A3
)2
....................................................................







⇒
HmA 1
q A1
2 =
HmA 2
qA 2
2 = ... =
HmA
q A
2 = kA
en donde kA es una constante para todos los puntos homólogos A1, A2, A3 ..., que estarán sobre una pa-
rábola (OA) de regímenes semejantes, (igual rendimiento), de ecuación:
H mA = kA qA
2
en la que la constante kA se deduce conociendo uno cualquiera de estos puntos, dividiendo la altura ma-
nométrica del mismo por el cuadrado del caudal correspondiente.
Asimismo, en cualquier otra serie de puntos homólogos que no sean los máximos, las leyes de seme-
janza serían idénticas, de la forma:
HmB1
q B1
2
=
HmB2
qB2
2
= ... =
H mB
qB
2
= kB
HmC1
qC1
2
=
HmC2
qC2
2
= ... =
H mC
qC
2
= kC
...........................







⇒ HmB = kB qB
2
; HmC = kC qC
2
que dicen que, los puntos homólogos están sobre otras tantas parábolas cuyas ecuaciones son las indi-
cadas en dicho sistema.
Estas parábolas se conocen como parábolas de regímenes se-
mejantes. De todo ello se deduce que si se conoce la curva
característica correspondiente a un número de revolucio-
nes n, se conocen todas las curvas características para un
número de revoluciones cualquiera.
Si por ejemplo se conoce la curva característica corres-
pondiente a n1 rpm y el punto de funcionamiento dado por
el caudal qA1 y la altura manométrica HmA1 del punto A1
de dicha curva característica, se determina la constante
kA en la forma:
kA =
HmA1
q A1
2
y a partir de ella la ecuación de la parábola de regímenes
semejantes (OA):
HmA = kA qA
2
que en la posición A2, (dado que A1 y A2 tienen el mismo
rendimiento por estar sobre la misma parábola de regíme-
BC.V.-51
Fig V.3.- Ensayo completo de una bomba centrífuga
a diferente nº de rpm.
Curvas, Hm = f(q) ; N = f(q) ; η = f(q)

nes semejantes), permite determinar el caudal qA2 o la altura HmA2 si se conoce n2, o viceversa, median-
te las expresiones:
q A 2
= q A1
n2
n1
H mA 2
= HmA 1
(
n2
n1
)2
= HmA1
(
q A2
q A1
)2
En general, la curva característica suele aparecer con una ligera caída hacia la derecha; en principio
podría parecer que mejor hubiera sido horizontal, pues permitiría regular la bomba en amplios interva-
los de caudales, dando siempre la misma presión o altura de impulsión; sin embargo, el caudal se puede
regular accionando la válvula de impulsión, de forma que la variación de presión que con ésto se provoca,
permite ajustar el caudal al valor deseado. La determinación del nº de revoluciones de la nueva curva
característica de la bomba, al modificar el caudal, se indica en el apartado V.4
V.3.- COLINA DE RENDIMIENTOS
Una propiedad muy importante que liga los puntos A1, A2, A3 ..., B1, B2, B3 ..., es que el rendimiento
manométrico es constante para cada parábola de regímenes semejantes, pero distinto de una serie de
puntos a otra sobre la curva característica; conviene indicar asimismo que entre los distintos puntos de
una misma curva característica de una bomba, no se verifican las relaciones de semejanza, pues, aun-
que se cumple la condición de semejanza geométrica por tratarse del mismo rodete, no se cumple la se-
mejanza cinemática, por cuanto los triángulos de velocidades no son semejantes, ya que aunque el án-
gulo β2 del rodete es fijo para un rodete determinado, así como la velocidad periférica u2, resulta que al
ser los caudales qA, qB, qC, ... distintos, las velocidades absolutas de salida c2 también serán distintas
con ángulos α2 diferentes.
Los puntos de rendimiento manométrico máximo M1, M2 ..., serán, por lo tanto, puntos de una pará-
bola de regímenes semejantes, tal, que la tangente en estos puntos a las curvas características corres-
pondientes, pasan todas por los puntos b de la Fig V.4, intersección de las rectas (Ht = A - B q) con el eje
de caudales q.
Fig V.4.- Determinación de los rendimientos en bombas centrífugas
BC.V.-52

Fig V.5.- Curva de rendimiento manométrico perteneciente a una curva característica determinada
En efecto, si por el punto b1 se traza una recta cualquiera arbitraria que corte a la curva caracterís-
tica en dos puntos, A1 y B1, las paralelas al eje de alturas manométricas Hm trazadas por estos puntos,
determinarán en la recta, Ht =f (q), los puntos A* y B*, y en el eje q, los A' y B' verificándose que:
RO
FO
=
A 1A'
A*A'
=
B1B'
B*B'
=
H m
H t
= ηman
por lo que los puntos A1 y B1 son de igual rendimiento manométrico, de valor:
ηman = ηmanA ' = ηmanB' =
RO
FO
y, por lo tanto, para cada valor del rendimiento manométrico existen, para cada curva característica,
dos parábolas de regímenes semejantes que lo tienen, las cuales se encuentran a uno y otro lado de la
parábola de regímenes semejantes de máximo rendimiento manométrico.
Fig V.6.- Colinas de rendimientos
BC.V.-53

Fig V.7.- Curvas características de una bomba hélice y colina de rendimientos
Aunque teóricamente para un número infinito de álabes las curvas de igual rendimiento pasan por el
origen O, lo cierto es que para un número finito de álabes, se unen tanto por la parte inferior para peque-
ños caudales, como por la parte superior para grandes caudales, dando origen a unas curvas cerradas
cuyo conjunto forma lo que se denomina colina de rendimientos. La justificación de este hecho radica en
que cada rodete tiene un rendimiento máximo para una velocidad de giro determinada, por lo que los ren-
dimientos reales para z álabes serán tanto más pequeños que los correspondientes teóricos (∞ álabes)
cuanto más se aleje la velocidad de giro de la óptima de funcionamiento correspondiente al rendimiento
máximo de la bomba.
Hay que tener en cuenta que los gráficos de la colina de rendimientos, dan las alturas manométricas
y los rendimientos en función de los caudales, para todas las posibilidades de funcionamiento de la bom-
ba centrífuga con velocidades de giro variables; sin embargo la bomba tiene que girar a la velocidad que
proporcione el motor al que está acoplada por lo que sus posibilidades de funcionamiento se tienen que
adaptar a las de la curva característica correspondiente a dicha velocidad de giro.
V.4.- PUNTO DE FUNCIONAMIENTO
El régimen de trabajo de una bomba centrífuga viene determinado por el punto de intersección de la
curva característica de la bomba y de la tubería, y por éso, al ser la característica de la tubería invaria-
ble, salvo que se actúe sobre la válvula de impulsión, el cambio del número de revoluciones de la bomba
provoca el desplazamiento del punto de trabajo a lo largo de la característica de la tubería. Si por la tu-
bería se trasiega el líquido de un nivel inferior a otro superior, y la característica de la tubería tiene la
forma indicada en la Fig V.8, el cambio de revoluciones de la bomba de n1 a n2 provoca el desplazamien-
to del punto de funcionamiento sobre la característica de la tubería de A a B, que pertenecen a distintas
parábolas de regímenes semejantes, por lo que no es posible aplicar las fórmulas de semejanza de los re-
gímenes por cuanto no se mantiene el rendimiento.
En consecuencia hay que hallar un punto C sobre la curva característica inicial a n1, intersección
con la parábola de regímenes semejantes que pasa por B; el punto C es de igual rendimiento que el B, y
una vez hallado el caudal qC, se pueden aplicar las fórmulas de semejanza entre B y C, y así hallar el
número de revoluciones n2.
BC.V.-54

Las bombas centrífugas se construyen para que funcionen en condiciones de rendimiento máximo y, por lo
tanto, en su elección parece lógico pensar que para una tubería de impulsión determinada, no sirva cual-
quier bomba, sino aquella que cumpla precisamente con la premisa de que su zona de máximo rendi-
miento, coincida con la inmediata al punto de funcionamiento.
SITUACIÓN DEL PUNTO DE FUNCIONAMIENTO SOBRE LA CURVA CARACTERÍSTICA DE LA
BOMBA.- La Fig V.9 muestra dos curvas características (Hm, q) para dos diámetros de rodete, máximo
y mínimo, que pertenecen a la misma bomba, y en la que se han fijado unos puntos de funcionamiento
con particularidades muy diferentes.
Fig V.8.- Puntos de funcionamiento Fig V.9.- Situación del punto de funcionamiento
A.- Punto de funcionamiento situado sobre la curva de diámetro máximo del rodete impulsor.- Esta bomba no
tiene posibilidades de aumentar su caudal y altura para el caso de verificarse una alteración en las pér-
didas de carga de la tubería o se requiera una ampliación de capacidad de la instalación, ya que no dispo-
ne de un rodete de mayor diámetro..
B.- Punto de funcionamiento situado sobre la curva de diámetro mínimo del rodete impulsor.- Esta bomba
está muy sobredimensionada para las condiciones de operación exigidas, por lo que su precio no será
muy competitivo.
C.- Punto de funcionamiento muy a la izquierda de la línea de máximo rendimiento.- La bomba está sobre-
dimensionada, ya que si la bomba genera una carga elevada, la pérdida de energía será notoria (bajo
rendimiento).
Velocidad específica alta.- Para bombas de alta velocidad específica nq y gran caudal, un alto desplaza-
miento a la izquierda del punto de funcionamiento respecto del de máximo rendimiento implica:
- Un alto esfuerzo radial que puede provocar el contacto entre rodete y carcasa con el consecuente de-
terioro de la bomba
- Un calentamiento del líquido (por bajo rendimiento), que afecta al aumento de su tensión de vapor
y, por lo tanto, una disminución del NPSHd en la aspiración de la bomba con una posible cavitación.
Velocidad específica baja.- Si la bomba genera una carga muy baja, siendo pequeña su velocidad espe-
cífica, se intercala entre las bridas de aspiración y de impulsión de la bomba un by-pass que recirculará
la diferencia entre el caudal impulsado por la bomba y el requerido por el proceso. Esto se puede llevar a
cabo siempre que no se encuentre en el mercado una bomba competitiva que alcance el caudal de ope-
ración sin requerir intercalar el by-pass.
D.-Punto de funcionamiento situado ligeramente a la izquierda de la línea de máximo rendimiento.- Curva
BC.V.-55

de funcionamiento por debajo de la correspondiente a diámetro máximo; cuando se requiera un aumento
de la altura creada por la bomba como consecuencia de un incremento en la pérdida de carga de la tube-
ría, se instala un rodete de diámetro mayor y así se alcanzan las nuevas condiciones de operación. Un
aumento del caudal desplazaría el punto a la derecha por lo que el rendimiento se incrementaría y tende-
ría al de funcionamiento óptimo.
E.- Punto de funcionamiento a la derecha de máximo rendimiento.- Bombas subdimensionadas, ya que al
incrementar el caudal disminuye el rendimiento. Para bombas de alta velocidad específica y gran cau-
dal, un alto desplazamiento del punto de funcionamiento a la derecha de la zona de máximo rendimiento
implica un alto esfuerzo radial que puede provocar el contacto entre partes móviles y fijas de la bomba
con su consecuente deterioro.
V.5.- ZONAS DE INESTABILIDAD DE LAS CURVAS CARACTERÍSTICAS
Las curvas características, Hm = A - B q - Cq2, tienen un máximo de Hm para un caudal (q ≠ 0).
Las pérdidas de carga internas, que son proporcionales al cuadrado del caudal, no se anulan para
(q = 0) y tienen un valor mínimo para el caudal de trazado qt, Fig V.11, lo cual permite concebir que,
cuando la curva de pérdidas internas Δi presente una fuerte curvatura, el máximo de las curvas carac-
terísticas se desplazará hacia la derecha del punto correspondiente al caudal nulo, pudiéndose compro-
bar que la altura manométrica proporcionada por un caudal nulo H0 es inferior a la altura manométrica
HmC que define un punto C de la curva característica, que representa el máximo de la curva.
En ciertas condiciones de funcionamiento, la zona situada a la izquierda del punto máximo de la cur-
va característica es inestable, provocándose para puntos de funcionamiento comprendidos en esta zona
fluctuaciones del caudal y de la altura manométrica que pueden motivar, incluso, la imposibilidad de
bombeo. En principio, una bomba cuya curva característica presente un máximo, puede cumplir per-
fectamente con las condiciones de operación y regulación impuestas, que se efectúan, generalmente,
mediante estrangulación sobre una válvula, lo que permite modificar la curva característica de la tubería por
variación del caudal.
Cuando la carga de la tubería tenga una alta componente estática, el punto de arranque podría estar
muy cerca del punto de corte o parada.
Si la curva de la bomba presenta un máximo, pueden ocurrir dos fenómenos.
a) A la izquierda del máximo Fig V.10.a, la intersección de la curva característica de la tubería S
con la de la bomba queda muy indefinida, lo que puede originar una fluctuación del caudal y altura del
sistema entre los valores (q2 - q1) y (Hm2 - Hm1) que se puede traducir en fuertes golpeteos sobre la
máquina con su consiguiente deterioro.
b) En las Fig V.10.b.c se observa que la curva característica de la tubería se puede modificar actuando sobre la
altura geométrica (nivel del depósito variable), o actuando sobre la válvula de impulsión de la tubería variando las
pérdidas de carga de la misma. Si la perturbación se produce, por ejemplo, porque el depósito se está llenan-
do, una vez que la bomba está actuando, se pueden originar dos puntos de funcionamiento A1 y A2, de
los que sólo el A2 tiene sentido ya que como el depósito se está llenando, su altura va aumentando, por lo
que vamos de A2 hacia arriba.
Si se actúa sobre la válvula de impulsión, cerrándola paulatinamente, el caudal disminuye, por lo que
aumentan las pérdidas de carga en la tubería manteniendo la misma H.
BC.V.-56

Fig V.10.- Zona inestable con fluctuaciones
Se observa que, cuando el caudal sea qA', si se cierra algo más la válvula la bomba dejará de impul-
sar, ya que la altura manométrica de la tubería sería superior a la que la bomba puede generar, no im-
pulsándose ningún caudal por cuanto no se cortan las curvas características de la tubería y de la bom-
ba.
CASOS PARTICULARES.- Los inconvenientes de la presencia del máximo de la curva característica
de la bomba, o lo que es lo mismo, de la zona inestable, se pueden resumir en las siguientes situaciones:
a) Rápido crecimiento del consumo.- Si se considera que la bomba alimenta un depósito elevado a nivel
constante, siendo B el punto de funcionamiento, proporciona un caudal qB a una altura manométrica
HmB. Si en un instante dado se produce un crecimiento rápido del
consumo de forma que éste supera el caudal qB suministrado por
la bomba a n constante, la altura manométrica correspondiente al
nivel del depósito decrecerá desde HmB hasta HmB', y en esta nue-
va situación de equilibrio dinámico, la bomba suministrará un cau-
dal qB' inferior al primitivo qB; de esta forma, al mantener un con-
sumo superior al caudal impulsado por la bomba, y suministrar
ésta un caudal inferior qB', el nivel del depósito seguirá descendien-
do a ritmo cada vez más acelerado, de forma que, cuando su altura manométrica llegue al valor H0, la
bomba dejará de suministrar caudal.
b) Disminución rápida del caudal suministrado por la bomba.- Si por cualquier circunstancia, cuando la
bomba esté funcionando en el punto B, disminuye repentina-
mente el caudal impulsado por la misma, por ejemplo, a con-
secuencia de una irregularidad en la alimentación eléctrica
del motor que acciona la bomba, con la subsiguiente disminu-
ción de su velocidad de giro, pero manteniendo constante el
consumo, igual al primitivo qB, resulta que al disminuir el
caudal proporcionado por la bomba, pasando del qB al qB', la
altura del depósito descenderá, bajando a su vez la altura
manométrica, y como el consumo se mantiene constante, el
nivel del depósito descenderá a ritmo cada vez más acelera-
do, hasta llegar a una altura manométrica H0, en cuyo ins-
tante, y al igual que en el caso anterior, la bomba dejará de funcionar, Fig V.12.
c) Disminución rápida del consumo.- Si cuando la bomba está funcionando en el punto B, disminuye rá-
pidamente el consumo, al ser éste inferior al caudal enviado por la bomba, el nivel del depósito se eleva-
BC.V.-57
Fig V.12.- Disminución rápida del caudal suminis-
trado por la bomba
Fig V.11.- Rápido crecimiento del consumo

rá, y por lo tanto, la altura manométrica que tiene que vencer la
bomba que será mayor que HmB. Al crecer la altura manométri-
ca aumenta el caudal enviado por la bomba; el nivel del depósito
asciende a un ritmo cada vez más acelerado, al ser cada vez
mayor la diferencia entre el caudal suministrado y el consumo,
llegándose así a una altura manométrica HmC, correspondiente
al máximo de la curva característica, pero el nivel del depósito, y
por lo tanto la altura manométrica, tenderían a seguir creciendo
por encima de la altura manométrica máxima HmC que puede
suministrar la bomba, Fig V.13.
En el momento en que la altura manométrica correspondiente al depósito sea superior a la altura
manométrica máxima proporcionada por la bomba HmC, ésta dejará de suministrar caudal, y pasará al
punto A de la curva característica correspondiente a caudal nulo; como la altura H0 es inferior a la HmC,
y ésta a la del depósito, se invertirá el sentido de la circulación, descargándose el depósito a través de la
bomba, hasta que su altura manométrica descienda hasta el valor H0 en cuyo instante la bomba dejará
de funcionar.
d) Incremento rápido del caudal proporcionado por la bomba.- Supongamos que la bomba está trabajan-
do en el punto B; si por una anomalía aumentan las rpm del motor que la acciona, se pasará a otra cur-
va característica, creciendo la altura manométrica y el
caudal suministrado por la bomba, y en el supuesto de
que el consumo se mantenga constante, se elevará el ni-
vel del depósito, lo que a su vez motiva en la bomba nue-
vos puntos de funcionamiento con alturas manométricas
cada vez mayores que, a su vez, implican una elevación
del nivel del depósito, hasta alcanzar el correspondiente a
la altura manométrica máxima H'mC' que podría alcan-
zar la bomba para el nuevo número de revoluciones.
Pero como en el caso anterior, el nivel del depósito segui-
rá creciendo proporcionando alturas manométricas por
encima de la máxima de la bomba; en el instante en que
la correspondiente al depósito supera a la de la bomba, ésta dejará de suministrar caudal, pasándose a
un punto de la curva característica, correspondiente a caudal nulo, invirtiéndose la circulación en la tu-
bería de impulsión, descargándose el depósito a través de la bomba, hasta que se alcance la altura ma-
nométrica correspondiente a caudal cero H'0 en cuyo momen-to la bomba deja de funcionar.
A veces, cuando las curvas características de la bomba son planas en la zona inestable, o que pre-
sentan un máximo, se puede aumentar su inclinación en la zona estable por motivos de regulación, me-
diante la instalación de un diafragma en la brida de impulsión, lo que provoca una pérdida de carga en la
bomba, que si bien por un lado cumple con el objetivo de conseguir una inclinación óptima de la curva
característica, por otro acarrea las siguientes desventajas,
a) Caída de rendimiento de la bomba que supone una pérdida de potencia
b) Si el líquido lleva en suspensión partículas abrasivas, éstas irán aumentando el diámetro interno
del diafragma disminuyéndose con el tiempo el efecto perseguido.
c) En el caso de líquidos corrosivos, el diafragma se fabrica con aleaciones especiales, lo que puede
BC.V.-58
Fig V.13.- Disminución rápida del consumo
Fig V.14.- Incremento rápido del caudal proporcionado
por la bomba

encarecer considerablemente la bomba.
d) La instalación de un diafragma requiere montar un rodete impulsor de diámetro superior al que co-
rrespondería sin que se colocase el mencionado diafragma.
El punto a de la Fig V.15 corresponde a las condiciones de
caudal qa y altura Hma requeridos. La c.c. A es la correspon-
diente a un diámetro del rodete impulsor dA que cumple con
las condiciones del punto de funcionamiento a pero a la que
hay que aumentar la inclinación; para lograrlo se fija un
diámetro del rodete impulsor dB superior, que genere la c.c.
B de forma que al instalar en la bomba un diafragma, la c.c.
B pase a ser la c.c. C, (de + diafragma)
Por lo que respecta al caudal no es conveniente hacer funcionar una bomba con un caudal muy bajo,
ya que como el mismo líquido actúa de refrigerante, si el caudal no es suficiente hay peligro de calenta-
miento. Si el caudal es muy grande las pérdidas de presión a lo largo de la tubería de aspiración pueden
ser elevadas, llegando un momento en que la presión a la entrada se hace igual a la presión de vapor del
líquido y la NPSHd se hace igual a cero; a partir de ese punto se produce cavitación al existir burbujas de
vapor dentro de la bomba; por lo tanto, existe otro límite en cuanto al caudal máximo, por encima del
cual la bomba no puede operar.
En la curva de potencia aplicada a la bomba se observa que ésta aumenta con el caudal, por lo que a
caudales grandes se puede llegar a sobrecargar el motor, si éste no está suficientemente sobredimensio-
nado. Todo ésto delimita la zona de funcionamiento de la bomba.
Fig V.16.- Curvas características para densidades distintas
Influencia de la densidad- El caudal y la altura de impulsión, en metros de columna de líquido, que pue-
de desarrollar una bomba centrífuga vienen dadas por la curva característica de la misma. Ambas
magnitudes son invariables mientras se mantenga constante la velocidad de giro del rodete; si los líqui-
dos a bombear son distintos, la altura manométrica conseguida será la misma para los dos líquidos, si se
mantiene el mismo nº de revoluciones.
De las dos columnas de líquido de igual altura manométrica, la correspondiente al más denso ejerce
una mayor presión sobre la brida de impulsión; si hay que impulsar una misma cantidad de líquido a una
misma altura, la energía necesaria será tanto mayor cuanto más pesado sea éste, por lo que una varia-
ción de la densidad del líquido a bombear hará variar la presión en la brida de impulsión y la potencia a
BC.V.-59
Fig V.15

aplicar a la bomba.
Si se observan la curva característica (Hm,q), la curva de rendimiento y la curva de potencia, las
dos primeras son comunes, independientemente de la densidad del líquido, pero la curva de potencia va-
ría desplazándose hacia abajo puesto que al disminuir la densidad se necesita menor potencia; lo mismo
ocurre con las curvas de presión.
RELACIONES ENTRE ALGUNAS VARIABLES DE FUNCIONAMIENTO.- Si se supone una bomba
que alimenta un depósito superior y se abre la válvula de impulsión, la presión disminuye y la altura
manométrica también, aumentando el caudal, por lo que al ser la presión en la brida de aspiración de la
bomba la misma, la presión diferencial (pimp - pasp) será menor.
Si se abre la válvula de aspiración aumentará la presión en la brida de aspiración de la bomba, dis-
minuyendo la presión diferencial y la altura manométrica, aumentando el caudal; regulando la presión
en la brida de impulsión de la bomba por medio de la válvula, se consigue el caudal deseado.
Si la velocidad del rodete es constante, un aumento del caudal supone un esfuerzo mayor para bom-
bearlo a la misma velocidad lo que implica un aumento de la potencia.
En el arranque la potencia consumida por el motor es muy grande; inicialmente el rendimiento es nu-
lo, y aunque la potencia en el motor sea máxima, la utilizada por la bomba es mínima, siendo el caudal
prácticamente nulo.
En cuanto a la bomba hay que tener cuidado de que el caudal no baje del mínimo para evitar calen-
tamientos en el rodete, así como no superar el máximo para evitar la cavitación o se queme el motor.
Este aumento de caudal por encima del máximo puede suceder no sólo por una disminución excesiva de
la presión de salida de la bomba, sino también por un aumento excesivo de la presión de entrada. Lo que
interesa es mantener siempre una presión diferencial correcta buscando el caudal óptimo.
Por lo que respecta a la densidad del líquido, la curva característica no se modifica al variar la densi-
dad; para una misma posición de las válvulas, si cambiamos un líquido por otro de densidad menor, el
caudal va a seguir siendo el mismo, y la altura manométrica también, pero la presión en la brida de im-
pulsión de la bomba va a ser menor, proporcional a la relación entre las densidades, por lo que la presión
diferencial será menor, y la curva de presión diferencial en función del caudal se desplaza hacia abajo.
En cuanto a la potencia, es evidente que para manejar el mismo caudal de un líquido menos denso, la po-
tencia será menor.
V.6.- INFLUENCIA DE LA VELOCIDAD DE GIRO DE LA BOMBA, EN LA CORRECCIÓN
PARCIAL DE LA ZONA INESTABLE DE SUS CURVAS CARACTERÍSTICAS
Los ejemplos anteriores ponen de manifiesto algunas de las anomalías en el funcionamiento de una
bomba, motivadas por la existencia de un tramo de curva característica creciente (zona inestable). Re-
sulta obvio que, para subsanar estos fallos, es necesario eliminar esta parte de dicha curva caracterís-
tica, o zona inestable, utilizando únicamente la zona decreciente o zona estable.
Un aumento del número de revoluciones de la bomba puede corregir parcialmente el defecto de la
presencia de un máximo C de la curva característica, Fig V.17, de forma que se pueda llegar a anular,
incluso, la zona inestable.
Sabemos que la ecuación de las curvas características es:
H m = C1 n2 - C2 n q - C q2
BC.V.-60

en la que tanto C1 como C2 son constantes para cada bomba, y C es otra constante que sabemos de-
pende de las pérdidas de carga internas y es independiente del número de rpm de la bomba.
La altura total Ht de la bomba es:
H t = A - B q = C1 n2 - C2 n q
que sabemos es una recta cuya inclinación aumenta cuando crece el número de revoluciones de la bom-
ba, ya que al ser la ordenada en el origen de la forma A = C1 n2 crece con el cuadrado de la velocidad de giro,
mientras que la abscisa para Ht = 0 crece solamente con n de la forma:
Ob =
A
B
=
C1 n
C2
Fig V.17.- Influencia de la velocidad de giro en la corrección parcial de la zona inestable
Ahora bien, cuando la inclinación de la recta Ht aumenta, (por aumentar n), el máximo C1 de la cur-
va característica para n1 rpm:
H m = C1 n2 - C2 n q - C q2
se desplazará hacia la izquierda, pudiendo incluso llegar a coincidir con el punto A2 de caudal nulo, para
n2 rpm mayor que n1 rpm.
El valor de la altura manométrica Hm se puede poner en la forma:
H m = Ht - C q2
y al representarla para n1 y n2 se han obtenido las curvas características (A1C1D1) y (A2C2D2), respec-
tivamente, observándose que la curva característica (A1C1D1) correspondiente a n1 rpm, tiene una
zona inestable (A1C1), mientras que la curva característica (A2C2D2) correspondiente a n2 mayor que
n1, no tiene un máximo de tangente horizontal y, por lo tanto, no existe en ella zona inestable. Si no se
consigue hacer desaparecer totalmente la zona inestable de la curva característica, lo que se suele ha-
cer es utilizar la bomba en puntos de funcionamiento situados a la derecha del máximo, que es la zona
BC.V.-61

donde se tiene el máximo rendimiento, zona estable, en la que los puntos de funcionamiento realizan una
autoregulación entre los caudales aportados y consumidos.
Si la curva característica no tiene zona inestable, la máxima altura manométrica Hm0 se produce
para caudal nulo. Para este caso, se pone de manifiesto el papel de la autoregulación, por cuanto si, re-
pentinamente, se produce una importante disminución del consumo, el nivel del depósito crece rápida-
mente, llegándose a un punto de equilibrio N, situado a la izquierda del punto de funcionamiento primiti-
vo M; si el depósito llegara a alcanzar un nivel de altura Hm0 correspondiente al máximo de la curva ca-
racterística, el depósito no descargaría nunca a través de la bomba, ya que desde el momento en que la
altura del nivel del depósito alcanzase o superase la altura manométrica Hm0 el caudal impulsado por la
bomba se anularía, de forma que su punto de funcionamiento pasaría rápidamente al punto de caudal
nulo y máximo de la curva.
Al cesar el caudal de la bomba, el nivel del depósito comienza a descender, y cuando éste sea inferior
a Hm0, la bomba proporcionará caudales crecientes con el descenso del depósito, de forma que se esta-
blece un equilibrio en el que se vuelven a igualar el caudal aportado y el consumido.
BC.V.-62

VI.- BOMBAS CENTRÍFUGAS
ACOPLAMIENTOS Y EMPUJE AXIAL
VI.1.- RODETES MÚLTIPLES
Hemos visto que las bombas centrífugas tienen limitado su número de revoluciones específico, y
como la altura manométrica generada por la bomba es función de ns se tiene una cota superior de la
altura manométrica que no se puede superar; por eso, cuando se requieren alturas manométricas Hm
superiores a las que pueden obtenerse con un solo rodete simple, el problema se resuelve asociando
rodetes en serie, en los que el caudal q que puede bombear el conjunto es el que puede bombear uno
solo de los rodetes, es decir, no hay suma de caudales, mientras que, la altura manométrica de dicha
serie de rodetes será suma de las alturas manométricas de todos los rodetes acoplados.
Este acoplamiento en serie se puede realizar de dos formas:
a) Mediante rodetes múltiples
b) Colocando en serie las bombas de rodete simple
sistemas que tienen ventajas e inconvenientes que se analizarán más adelante.
Otro tanto sucede para el caso de bombas o rodetes acoplados en paralelo, que procede cuando se
requieren caudales superiores a los que pueden obtenerse con un único rodete simple; el problema se
resuelve asociando rodetes en paralelo, en donde la altura manométrica Hm a que puede bombear el
conjunto es la de uno de los rodetes simples, es decir, no hay suma de alturas manométricas, mientras
que el caudal de dicho acoplamiento es la suma de los caudales de todos los rodetes asociados.
Dicho acoplamiento en paralelo se puede realizar de dos formas:
a) Mediante rodetes múltiples
b) Colocando en paralelo las bombas de rodete simple
VI.2.- Nº DE REVOLUCIONES ESPECÍFICO DE UNA BOMBA MÚLTIPLE CONSTITUIDA
POR Z RODETES IGUALES ACOPLADOS EN PARALELO
Para este caso de acoplamiento en paralelo, el caudal circulante q a través de la bomba múltiple,
BC.VI.-63

es la suma de los caudales correspondientes a los X rodetes iguales que la constituyen.
La potencia N de la bomba múltiple será la suma de las potencias correspondientes a los X rodetes
iguales que la integran. La altura manométrica Hm es única, tanto en la bomba múltiple, como en
cada uno de los X rodetes que la integran.
La velocidad de giro n, es común a la bomba múltiple y a los X rodetes iguales que la constituyen.
Cada uno de los X rodetes iguales acoplados en paralelo, tiene las siguientes características:
n número de rpm , q' caudal circulante , Hm altura manométrica, N' potencia, nq
'
=
n q '
Hm
3/4
es el nº de re-
voluciones específico americano y ns
'
=
n N'
Hm
5/4
es el nº de revoluciones específico europeo
Las características de la bomba múltiple, integrada por X rodetes iguales son:
n rpm, q = X q' es el caudal circulante, N = X N' es la potencia, Hm es la altura manométrica
nq es el número de revoluciones específico americano =
n q
Hm
3/4
=
n q'
Hm
3/4
X = nq
'
X
ns es el número de revoluciones específico europeo =
n N
Hm
5/4
= ns
'
X
por lo que una bomba centrífuga múltiple integrada por X rodetes iguales, acoplados en paralelo, tie-
ne un número de revoluciones específico igual al número de revoluciones específico de uno de los X ro-
detes iguales que la integran, multiplicado por X .
ACOPLAMIENTO DE BOMBAS EN PARALELO.- Dos o más bombas están en paralelo, cuando sus
entradas y salidas estén unidas entre sí, verificándose que:
H m = H m1
= Hm 2
= Hm 3
= ... = H m n
q = q 1 + q2 + q3 + ... + q n
diferenciándose de los rodetes múltiples en que las bombas en paralelo pueden ser iguales o diferen-
tes, funcionando al mismo número de revoluciones o no, mientras que, para el caso de rodetes múlti-
ples, todos tienen que ser iguales y funcionar al mismo número de revoluciones, por ir montados sobre
el mismo eje.
Para obtener el punto de funcionamiento, se parte de las curvas características de las bombas, que
permitirán determinar la del conjunto en paralelo, y cuya intersección con la curva característica de
la tubería, darán dicho punto. Para construir la curva característica del conjunto en paralelo, se traza
para cualquier altura manométrica, la horizontal correspondiente sobre la que se llevarán los cauda-
les q1, q2, etc., cuya suma dará un punto que pertenecerá a la curva característica conjunta, y así su-
cesivamente.
a-1) Acoplamiento en paralelo de dos bombas idénticas.- La curva I es la característica común a cada
una de las bombas, Fig VI.1. La característica del conjunto, curva II, se obtiene multiplicando por dos
para cada altura manométrica, las abscisas correspondientes a la primera curva.
La curva C es la característica de la tubería, cuya intersección con la curva característica conjun-
ta II, da el nuevo punto de funcionamiento B de la instalación.
Cada bomba funcionará con un caudal
q B
2
y una misma altura manométrica H m B
BC.VI.-64

Fig VI.1.- Acoplamiento de bombas idénticas en paralelo
En el caso de una sola bomba, el punto de funcionamiento estaría en A y el caudal bombeado sería
q A >
qB
2
, por cuanto H m B
> H m A
Para Z bombas iguales acopladas en paralelo la construcción sería idéntica.
a-2) Acoplamiento de bombas en paralelo con características distintas, con un punto común para, q = 0.- El
problema es exactamente igual al anterior, Fig VI.2, por cuanto las abscisas de la curva conjunto, son
la suma de las correspondientes a las curvas I, II, etc.
a-3) Acoplamiento de bombas en paralelo con características distintas, sin puntos comunes.- El problema es
semejante, con la diferencia de que la curva conjunto tiene una parte común con la II, hasta el punto
de encuentro K, en la horizontal trazada por F1, con la curva II, Fig VI.3.
Fig VI.2.- Acoplamiento de bombas con características
distintas y un punto común, q = 0
Fig VI.3.- Acoplamiento de bombas con
características distintas sin puntos comunes
Además, parte de la curva (F2K) no se puede utilizar por la bomba I, por cuanto en esta zona, la
bomba I no puede suministrar alturas manométricas superiores a las correspondientes al punto F1,
por lo que en la práctica hay que tratar de acoplar preferentemente sólo bombas de características
iguales. Para que una bomba se pueda poner en marcha y acoplarse en paralelo a otra que esté ya
funcionando, es preciso que el punto F2 correspondiente a caudal nulo de la característica de la bomba
II que se trata de poner en funcionamiento, tenga una altura manométrica superior a la del punto de
funcionamiento M de la bomba en servicio I.
a-4) Influencia de las pérdidas de carga en la tubería.- De acuerdo con la Fig VI.4, se observa el poco in-
terés que resulta del acoplamiento de bombas en paralelo sobre una tubería o red de tuberías, en que
las pérdidas de carga son importantes.
BC.VI.-65

Fig VI.4.- Influencia de las pérdidas de carga de la tubería
Sea I la curva característica de la primera bomba, y II la curva característica de las dos bombas
idénticas funcionando en paralelo. Se tiene que, para una determinada tubería con pequeñas pérdidas
de carga C1 el caudal correspondiente al punto de funcionamiento será qD, mientras que para otra de-
terminada tubería que presente pérdidas de carga más importantes C2, el caudal correspondiente al
punto de funcionamiento será qB.
El aumento de caudal para el conjunto bombas-tubería C1 es
q D - qC
qC
, mientras que el aumento
de caudal para el conjunto bombas tuberías C2 es
q B - qA
qA
.
El aumento de caudal correspondiente a la tubería C1 (de menores pérdidas) es superior al corres-
pondiente a la tubería C2.
Fig VI.5.- Acoplamiento de cinco bombas en paralelo
De todas formas, cuando se desee conseguir un caudal menor en una instalación dada, se pueden aumentar
las pérdidas de carga en la tubería correspondiente, mediante la colocación de una válvula en la tubería de impul-
sión, que aumente las pérdidas y que, en consecuencia, reduzca el caudal, Fig VI.4.
Cuando se estudia un proyecto de acoplamiento de bombas, hay que tener presente las potencias
consumidas y los rendimientos correspondientes al punto de funcionamiento considerado, que se pro-
curará sean máximos para cada bomba en particular.
Si se quiere conseguir una mejor regulación en los caudales bombeados, lo más conveniente es dis-
poner de varias bombas en paralelo, utilizando las que se considere necesarias para conseguir el cau-
dal requerido.
BC.VI.-66

VI.3.- Nº DE REVOLUCIONES ESPECÍFICO DE UNA BOMBA MÚLTIPLE CONSTITUIDA
POR Z RODETES IGUALES ACOPLADOS EN SERIE
Si se supone una bomba múltiple constituida por Z rodetes iguales acoplados en serie, Fig VI.6,
que gira a n rpm, impulsa un caudal q y desarrolla una altura manométrica Hm bajo una potencia N,
el caudal circulante q será único, tanto en la bomba múltiple, como en cada uno de los rodetes inte-
grantes de la misma. Sin embargo, las potencias de los Z rodetes iguales se sumarán dando una po-
tencia, al igual que la altura manométrica de la bomba múltiple, que será la suma de las alturas ma-
nométricas desarrolladas por los Z rodetes iguales que constituyen dicha bomba.
Las características de cada uno de los rodetes iguales vienen dadas por:
n número de rpm , q caudal circulante, H’m altura manométrica, N potencia,
nq
'
es el número de revoluciones específico americano =
n q '
Hm
3/4
ns
'
es el número de revoluciones específico europeo =
n N'
Hm
5/4
Las características de la bomba múltiple, compuesta por Z rodetes iguales, son:
n en rpm, q es el caudal circulante, N = Z N' es la potencia, Hm = Z H’m es la altura manométrica
nq es el número de revoluciones específico americano =
n q
H m
3/4
=
n q'
(Z Hm
'
)3/4
=
nq
'
Z3/4
ns es el número de revoluciones específico europeo =
n N
Hm
3/4
=
n Z N'
(Z H m
'
)5/4
=
ns
'
Z3/4
Una bomba centrífuga múltiple, integrada por Z rodetes iguales acoplados en serie, tiene un nú-
mero de revoluciones específico igual al número específico de revoluciones de uno de los rodetes igua-
les que la integran, dividido por Z3/4.
Fig VI.6.- Bomba múltiple constituida por Z rodetes iguales acoplados en serie
BC.VI.-67

ACOPLAMIENTO DE BOMBAS EN SERIE.- Dos o más bombas están acopladas en serie, cuando el
tubo de impulsión de una de ellas, está unido al de aspiración de la siguiente, y así sucesivamente.
Las diferentes bombas impulsan el mismo caudal, mientras que
la altura manométrica resultante será la suma de las alturas
manométricas correspondientes a cada bomba, es decir:
q A = q B = ... = q
H m = HmA + HmB + ...
Para determinar el punto de funcionamiento conjunto, hay que
hallar la curva característica conjunta de las bombas en serie,
para lo que se dibujan las curvas características de las bombas
individuales, Fig VI.7, a continuación se traza para un caudal
cualquiera qA la vertical correspondiente que corta a las carac-
terísticas individuales en los puntos A y B, cuyas alturas mano-
métricas se suman, obteniéndose el punto C, que será la altura
correspondiente al caudal qA de las dos bombas en serie, HmC =
HmA + HmB, y así sucesivamente para los demás caudales, obte-
niéndose la curva característica conjunta.
Si se pretende obtener un aumento de la altura manométrica,
manteniendo sensiblemente el caudal constante, el acoplamien-
to en serie permite obtener, con un rendimiento del orden del de una sola bomba, que la característica
de la tubería de impulsión vuelva a cortar a la característica conjunta de las bombas en serie, no lejos
de la vertical que pasa por el caudal bombeado por una sola bomba qA. Hay que tener presente tam-
bién que, así como en el acoplamiento en paralelo no se presentan dificultades, en el acoplamiento en
serie es preciso tener en cuenta que la presión de aspiración de una bomba cualquiera, se corresponde
con la presión de impulsión de la bomba precedente.
CAMPO DE APLICACIÓN.- Cuando se tenga que bombear a grandes alturas pequeños caudales, la
velocidad específica para un solo rodete puede ser muy baja, lo que implica rendimientos inacepta-
bles; para evitar ésto se puede subdividir la altura total entre varios impulsores acoplados en serie, y
así acercarse a velocidades específicas de mejores rendimientos.
Otra circunstancia que induce al empleo de bombas multicelulares es la limitación en el diámetro
de los impulsores, como sucede en las bombas verticales empleadas en pozos y perforaciones, ya que
al ser la altura desarrollada proporcional al cuadrado de la velocidad tangencial del impulsor y ser
éste de poco diámetro, la altura será relativamente pequeña con relación a otras velocidades más
usuales. Por lo tanto, la altura total se puede subdividir entre varios impulsores para así conseguir un
menor NPSHr. En impulsores de igual nq, la NPSHr varía aproximadamente en proporción directa
con la altura, siendo la constante de proporcionalidad el coeficiente de cavitación σ de Thoma:
NPSHr(máx) = σ H m(máx)
El empleo de varias etapas en serie va asociado, normalmente, a la obtención de altas presiones,
por lo que se pueden originar una serie de problemas, como:
BC.VI.-68
Fig VI.7.- Acoplamiento de bombas en serie

a) Pérdidas ocasionadas en los sucesivos procesos de difusión
b) Aumento de la longitud del eje
c) Elevado empuje axial
d) Alta presión en la empaquetadura de impulsión
a) Las pérdidas ocasionadas en los sucesivos procesos de difusión aconsejan recurrir a difusores de suave
divergencia y amplia curvatura, para reducirlas a un mínimo, lo que implica una longitud del eje mayor.
Una distancia entre apoyos grandes obliga (para conservar las tolerancias radiales) a un aumento del
diámetro del eje y como éste atraviesa el oído del impulsor, (entrada de aspiración en la bomba), su
diámetro influye sobre las dimensiones a la entrada del tubo de aspiración.
b) Una forma de alcanzar una presión determinada con un menor número de etapas y la misma
velocidad específica es utilizar una velocidad de giro mayor. De este modo el eje será mucho más corto
y su diámetro más pequeño, no sólo por la menor flexión a que está expuesto, sino también por el me-
nor par que ha de transmitir a igualdad de potencia.
Con altas velocidades no sólo disminuye el número de etapas, sino que los impulsores son también
mucho más pequeños para un caudal determinado. Al ser la presión por etapa mayor, la velocidad re-
lativa del líquido en el impulsor aumenta, lo que obliga al empleo de materiales más resistentes para
que el desgaste no sea grande.
La tendencia al uso de velocidades de giro mayores está cada vez más acentuada en las bombas
centrífugas, siendo normales las bombas de alimentación de calderas con 6.000 a 9.000 rpm y en ins-
talaciones marinas, donde la reducción de tamaño es muy importante, a 15.000 rpm
En las bombas de alta velocidad, la capacidad de aspiración es menor y el NPSHr es mayor que en
bombas más lentas, con lo que aumenta la necesidad de utilizar bombas booster para aumentar el
NPSHd.
c) Para neutralizar el empuje axial en las bombas multicelulares se recurre a colocar los impulso-
res en número par en posiciones opuestas y cuando ésto no sea posible, a dispositivos de equilibrado
especiales (tambores o discos).
d) Las altas presiones en la empaquetadura de impulsión y las grandes velocidades y temperaturas em-
pleadas en las bombas de alimentación de calderas, presentan grandes problemas en el uso de empa-
quetaduras o cierres mecánicos normales.
En las bombas con impulsores opuestos, el primero y el segundo se suelen disponer en las posicio-
nes extremas, aun a riesgo de alargar algo las conducciones entre etapas. De este modo, las empaque-
taduras de la aspiración y de la primera etapa, están sometidas a las mínimas presiones posibles; en
los casos más difíciles, con impulsores seguidos, el problema se soluciona con cierres especiales de la-
berinto conectados a la aspiración (cierres de inyección de condensado).
En las bombas verticales, la ventaja de un eje corto no es tan importante como en las horizontales y,
por ello, los difusores se pueden hacer con curvatura más suave para así conseguir mejores rendi-
mientos. En las bombas de turbina verticales se puede llegar a 20 etapas o más, con rendimientos es-
pecialmente altos. A velocidades de giro normales, la relación entre el caudal y la altura deseados
puede llegar a tener valores tales que el número de etapas exigido sea excesivamente grande, por lo
que la bomba centrífuga no será entonces una solución económica y se tiene que recurrir a las de des-
plazamiento positivo rotativas o alternativas. No obstante, el campo de aplicación de las bombas de
desplazamiento positivo alternativas se está reduciendo lentamente por la continua mejora de los ren-
dimientos de las bombas centrífugas, que permite ir bajando el límite de las velocidades específicas
BC.VI.-69

admisibles.
Las bombas multicelulares con rodetes en serie se utilizan siempre que las condiciones de servicio im-
pliquen grandes alturas de elevación, en alimentación de calderas, pozos de minas, etc.
VI.4.- EMPUJE AXIAL
Sobre el impulsor de una bomba centrífuga actúan fuerzas antagónicas sobre ambas caras, como
consecuencia de la presión que actúa sobre las mismas.
La presión a cada lado del rodete suele ser diferente, lo que
ocasiona un empuje en la dirección del eje que se debe com-
pensar mediante el empleo de cojinetes de empuje. En las
bombas de efectos múltiples, estos empujes se contrarres-
tan, en parte, disponiendo los rodetes en posiciones opues-
tas.
En la Fig VI.8 se presenta un impulsor con sus dos discos
A y B de superficies respectivas SA y SB. Sobre el disco A
actúa la presión p2 (de descarga) que origina una fuerza
(hacia la derecha) igual a, (SA p2); sobre el disco B actúa
también la presión p2 sobre el área SB (hacia la izquierda)
y la presión p1.
La fuerza resultante sobre el disco B es: p2 S B - p1 (SB - S A )
La fuerza total sobre el impulsor tiene una componente hacia la izquierda, de valor:
F = p2 SB - p1 (SB - SA ) - p2 SA = (p2 - p1 ) (SB - S A )
que depende de las diferencias de presión de aspiración y descarga, así como de la diferencia de áreas
de los discos. Esta fuerza axial tiene que ser absorbida por el cojinete de empuje.
SISTEMAS DE COMPENSACIÓN DEL EMPUJE AXIAL SOBRE COJINETES
a) Disposición de impulsores seguidos.- La disposición de los impulsores, uno a continuación de otro,
es la más sencilla en lo que se refiere a la conducción del líquido de un impulsor al siguiente. Permite
la construcción de unidades sueltas y semejantes, compuestas de impulsor y difusor, que se acoplan
en el montaje en el número necesario para dar la altura de carga deseada.
La desventaja fundamental de esta solución es el gran empuje axial que de ella se deriva y que a
veces exige, además de cojinetes o rodamientos de empuje, dispositivos especiales para su neutraliza-
ción (tambores, discos o cámaras de equilibrio) Fig VI.9.
Fig VI.9.- Equilibrado del empuje axial, Tambor, disco y agujeros de equilibrio con aros rozantes posteriores
BC.VI.-70
Fig VI.8.- Fuerzas para el cálculo del empuje axial

En bombas verticales de pozo se emplea esta solución
casi con exclusividad, absorbiéndose el empuje y el peso
total de la bomba con uno o varios rodamientos de con-
tacto angular en la embocadura del pozo.
Si los impulsores dispuestos en serie son de doble aspi-
ración Fig VI.10, no existe empuje axial, pero, en cam-
bio, la longitud del eje y la complicación en los canales
conductores entre rodetes aumentan, por lo que esta so-
lución no se suele utilizar.
b) Disposición de impulsores opuestos.- El empuje axial se
puede evitar en gran parte, disponiendo los impulsores
opuestos por su cara posterior, de dos en dos, o en números iguales. Esta solución tiene el inconve-
niente de hacer más largo y complicado el conducto del líquido de un impulsor al siguiente, con las
consiguientes pérdidas por rozamiento. Los canales de conducción entre impulsores pueden ser exte-
riores, con lo que se aligera algo la construcción, o fundidos en la propia carcasa.
La disposición de impulsores opuestos por sus caras anteriores (de entrada) y aspiración central,
es poco corriente; se emplea cuando no se quiere someter a la empaquetadura a una presión muy baja
de aspiración, por el peligro consiguiente de entrada de aire, como sucede en las bombas de condensa-
do utilizadas en condensadores de superficie.
c) Bombas de varios rodetes en paralelo.- Al igual que en las bombas de varios rodetes en serie, la dis-
posición de varios rodetes en paralelo puede ser interesante para grandes caudales y pequeñas altu-
ras, es decir, para velocidades específicas excesivamente altas. Subdividiendo el caudal se consigue
disminuir éstas, acercándose a valores de rendimientos aceptables. También puede ser necesario sub-
dividir el caudal cuando se desea una gran capacidad de aspiración, es decir, una baja NPSHr ya que
ésta aumenta mucho para velocidades específicas altas. Otra razón puede ser el conseguir el equili-
brado del empuje axial, disponiendo los impulsores opuestos dos a dos.
Los impulsores de doble aspiración se pueden considerar como dos impulsores en paralelo opues-
tos por su cara posterior, con la ventaja de una mejor capacidad de aspiración y ausencia de empuje
axial; se usan para alturas no muy grandes y potencias medias y elevadas. La solución de varios rode-
tes en paralelo se emplea mucho menos que la de rodetes múltiples en serie, debido al desarrollo de
bombas de hélice de alta velocidad específica y gran rendimiento y a las ventajas de servicio que se
obtienen empleando bombas individuales acopladas en paralelo.
Empuje residual.- Si en lugar de un impulsor hay varios Fig VI.11 y los suponemos idénticos, el es-
fuerzo total hacia la izquierda viene dado por:
F = (p4 - p1 ) (SB - SA )
En estas fórmulas se introduce un coeficiente corrector ya que las presiones en las caras de los im-
pulsores no son uniformes, sino que se distribuyen como se indica en la Fig VI.8.
Si en la zona próxima al eje de la cara B del impulsor se practican varios orificios, (orificios de
equilibrio), la presión en esa zona tenderá a igualarse con la presión de aspiración y, por lo tanto, F1 y
F2 serán prácticamente iguales.
Si la bomba requiere varios impulsores se pueden colocar opuestos dos a dos, quedando compensa-
dos en gran medida los esfuerzos axiales. El orden de circulación sería el 1, 2, 3, 4, Fig VI.12.
BC.VI.-71
Fig VI.10.- Impulsor de doble aspiración

Fig VI.11
Fig VI.12.- Orden de circulación con varios impulsores
Si los impulsores son iguales, las fuerzas que actúan hacia la derecha son:
Fderecha = p2 SA + p1 (SB - SA ) + p3 SA + p2 (SB - SA ) + p5 SB + p4 SB =
= SB (p1 + p2 + p4 + p5 ) + SA (p3 - p1 )
y las fuerzas que actúan hacia la izquierda son:
Fizquierda = p2 SB + p 3 SB + p5 SA + p4 (SB - SA ) + p3 (SB - SA ) + p4 SA =
= SB (p2 + 2 p3 + p4 ) + SA (2 p3 - p1 )
La diferencia es la fuerza residual Fr de la forma:
Fr = SB ( p1 - 2 p3 + p5 ) + SA (2 p3 - p1 )
Para bombas con varios impulsores en serie, los esfuerzos axiales se pueden compensar mediante
un tambor de equilibrado situado próximo a la última etapa.
Fig VI.13
BC.VI.-72

En la Fig VI.13, la cara A del tambor está sometida a la presión de la última etapa y la cara B a la
presión de aspiración de cualquier etapa intermedia.
Si se supone que la presión de aspiración p1 no varía y se conecta la cara B del tambor a la descar-
ga de la primera etapa p2 la fuerza que los impulsores ejercen hacia la izquierda viene dada por:
Fizd = (p5 - p1 ) (SB + S A )
La fuerza que se ejerce sobre el tambor hacia la derecha es:
Fder = p5 StA - p2 StB = StA = StB - Se = (p5 - p2 ) StB - p5 Se
siendo Se la sección del eje.
El esfuerzo residual Fr es:
Fr = (p5 - p1 ) (SB - SA ) - (p5 - p2 ) StB - p5 Se =
= p5 (SB - SA - Se ) - p1 (SB - SA ) - ( p5 - p2 ) StB = p5 (SB - SA - Se ) - C1 - C2
por lo que la fuerza residual es función de p5.
Si aumenta el caudal disminuye p5, pudiendo llegar el momento en
que Fr cambie de signo, por lo que el cojinete de empuje invertiría su
sentido de empuje, que no interesa; por lo tanto, el tambor se diseña
de forma que a caudal normal de funcionamiento, el esfuerzo residual
sea mínimo y que, a medida que aumente el caudal, en el límite, Fr no
cambie de signo.
Cuando el esfuerzo residual Fr = 0, aparecerán
oscilaciones axiales ya que el empuje será
inestable.
El cojinete de empuje se calcula en base al es-
fuerzo residual máximo, que se corresponde
con la presión mínima de aspiración p1 y con
la válvula de descarga cerrada (p5 máxima).
Si en la cara posterior del impulsor se interca-
lan unos pequeños álabes radiales, Fig VI.15,
éstos al girar expulsarán el líquido hacia la
periferia, haciendo de bomba, por lo que en esta cara posterior se puede disminuir considerablemente
la presión y, en consecuencia, parte del esfuerzo ejercido. Esta solución se suele utilizar en bombas
con un solo impulsor.
BC.VI.-73
Fig VI.14
Fig VI.15.- Alabes radiales en la cara posterior del impulsor

VII.- VOLUTAS Y DIFUSORES
VII.1.- CÁLCULO DE LA VOLUTA DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA
La voluta de una bomba centrífuga es un dispositivo que capta el líquido lanzado por el rodete im-
pulsor y lo envía a la tubería de impulsión. Su cálculo y diseño se basan en el supuesto de que la com-
ponente circunferencial cn de la velocidad en la cámara espiral, varía en proporción inversa al radio;
la combinación de una fuente y un vórtice proporcionan, para un número finito de álabes, un perfil de álabe
del impulsor en forma de espiral logarítmica, Fig VII.1:
r = exp
q θ
Γ
=
Γ = 2 π r cn = Cte
q = 2 π r cm = Cte
= exp
c m θ
cn
= exp (θ tg α)
siendo Γ la circulación de la velocidad a través del perímetro cerrado que abarca el rodete; es una
magnitud constante, como sabemos, para una voluta dada y para el régimen de trabajo con el que fun-
ciona la bomba.
Al aumentar el radio la velocidad
r
cn disminuye y la presión, por lo tanto, crece.
Así, cuando surge la corriente en la espiral (voluta) la energía cinética del líquido comienza a
transformarse en energía de presión, continuando este proceso en el difusor que, normalmente, se en-
cuentra a continuación de la cámara espiral.
La circulación Γ se puede calcular a partir de la altura manométrica que crea la bomba, como:
Γ = 2 π r2c2n =
Ht(máx )=
u2c2n
g
=
w r2
g
c2n
r2c2n =
g Ht(máx)
w
= 2 π
g H t(máx)
w
= 2 π
g H m
w ηm
= 60
g Hm
n ηm
A su vez, el gasto qθ en cualquier sección de la espiral o voluta, se puede considerar crece propor-
cionalmente al ángulo de inclinación θ de la sección, contado a partir de la sección inicial de la espiral,
que es a su vez, también, sección final, es decir:
q θ =
θº
360
q
en la que q es el caudal de líquido suministrado por la bomba a la tubería de impulsión.
BC.VII.-75

Para el gasto elemental a través de una sección de dimensiones (b dr) tomada en cualquier punto
de la voluta de radio r y ángulo θ, Fig VII.2, se tiene:
dq = b dr cn = b dr
Γ
2 π r
; q θ =
θº
360
q =
Γ
2 π
b
r
r=r3
r=R
∫ dr
en la que r3 = (1,03 ÷ 1,05) r2, es el radio de la superficie cilíndrica que abarca el rodete impulsor,
la cual es tangente a las secciones de la caja espiral.
Fig VII.1
Perfil del álabe como combinación de un manantial y un vórtice
Fig VII.2.- Volutas de una bomba centrífuga
Para una voluta de sección rectangular y anchura (b = Cte) la expresión anterior toma la forma:
θº
360
= Γ
2 π q
b ln R
r3
= ... =
g H m b
q w ηm
ln R
r3
=
30 g Hm b
q π n ηm
ln R
r3
= 93,58
Hm b
q n ηm
ln R
r3
y si se dan valores a θ desde 0º hasta 360º, por ejemplo a intervalos de 45º, se tendrán varios valores
de R, desde r3, hasta Rmáx o lo que es lo mismo, se obtendrá el contorno de la espiral.
Si la sección transversal de la espiral es de forma circular, con radio ρ variable, se tiene:
BC.VII.-76

b = 2 ρ2
- (r - a)2
siendo a la distancia entre el centro de la sección circular de la voluta y el eje del rodete impulsor, por
lo que:
q θ =
Γ
π
ρ2 - (r - a)2
r
a - ρ
a + ρ
∫ dr = ... = Γ(a - a2
- ρ2
)
deduciéndose:
ρ2 - 2
qθ
Γ
a +
q θ
2
Γ2
= a = r3 + ρ = ρ2 - 2
qθ
Γ
ρ -
qθ
Γ
(2 r3 -
q θ
Γ
) = 0
ρ =
q θ
Γ
±
2 q θ r3
Γ
= q θ =
θ
360
q =
θ
360
q
Γ
±
2 θ q r3
360 Γ
que permite calcular todas las dimensiones y contornos de la voluta de sección circular.
VII.2.- VOLUTAS
La voluta, cámara espiral o caracol, es un canal de sección creciente que rodea por completo al im-
pulsor y termina en un cono divergente en el que continúa el proceso de difusión. La principal ventaja
del difusor de voluta es su sencillez, Fig VII.3 a, que permite modelos simples de fácil construcción;
sin embargo, la voluta es difícil de mecanizar lo que hace que su acabado no sea muy bueno; la des-
ventaja más importante de la voluta es su tamaño, comparativamente mayor que el tamaño de la co-
rona difusora de álabes y que en las bombas de varias etapas la hace a veces inaplicable.
Fig VII3a.b.- Difusor de voluta simple (a) ; Difusor de álabes directores (b)
La voluta se diseña para trabajar con el caudal de diseño; con cualquier otro caudal y debido a su dispo-
sición asimétrica, la distribución de presiones en la periferia del impulsor deja de ser uniforme, apare-
ciendo sobre éste un empuje radial. La dirección y magnitud del empuje varía con el caudal, siendo
máximo para un caudal nulo (válvula cerrada), decreciendo a continuación casi a cero con el caudal
nominal y volviendo a aumentar para caudales mayores.
El peso del impulsor suele ser despreciable comparado con el empuje radial, por lo que éste determi-
na el diámetro del eje, función de las variaciones de caudal previstas.
El empuje radial con difusor de voluta suele ser mayor en impulsores de velocidad específica me-
dia, nq ≈ 50, que en los muy lentos o rápidos.
En los casos en que se emplea voluta para bombas de varias etapas, el empuje radial se puede
BC.VII.-77

anular desfasando las diferentes volutas de manera conveniente.
El problema del empuje radial en las bombas monofásicas se soluciona, a veces, con una doble vo-
luta Fig VII.3 b, que consiste en dos medias volutas desfasadas 180º cuyos empujes son, por lo tanto,
contrarios y aproximadamente iguales, anulándose prácticamente para cualquier caudal. En este ca-
so, la voluta pierde simplicidad pero esta solución resulta muchas veces indispensable cuando se re-
quieren amplias variaciones de caudal.
Fig VII.4.- Variación de la magnitud y dirección del empuje radial con el caudal, en un difusor de voluta
Cuando en una bomba de voluta se recorta el diámetro del impulsor para hacer descender su cur-
va característica, ya que en un impulsor el caudal es proporcional al diámetro d y la altura a d2, se
suelen recortar no sólo los álabes, sino también las paredes del impulsor, disminuyendo así las pérdi-
das por rozamiento del disco, proporcionales a d5. Sin embargo, si la distancia radial entre el impulsor
y la voluta es demasiado grande para garantizar una buena conducción del líquido, conviene dejar in-
tactas las paredes y recortar sólo los álabes, pudiéndose llegar así a reducir el diámetro máximo hasta
un 20% sin pérdida importante en el rendimiento.
VII.3.- BOMBAS DE DIFUSOR
DIFUSOR ANULAR DE VOLUTA CONCÉNTRICA O CIRCULAR.- Algunas bombas llevan entre el ro-
dete y la caja espiral logarítmica (carcasa), un anillo difusor sin álabes, cuyo ancho b3 es igual al an-
cho b2 del rodete a la salida. La configuración de la corriente en este anillo difusor es, teóricamente,
idéntica a la de la voluta, ya que en ambas situaciones se pueden aplicar las mismas ecuaciones; su
instalación es más propia de ventiladores de alta presión y turbocompresores.
La sección de la cámara circular es constante, y va provista,
al igual que la voluta, de un cono final tangencial difusor,
Fig VII.5. En esta solución, ni las velocidades ni las presiones son
constantes a lo largo de la periferia del impulsor, por lo que aparece
un empuje radial para cada valor del caudal, ya que la corriente
a la salida de la caja espiral (voluta) cumple, teóricamente,
con la ecuación (r cn = Cte); la velocidad del líquido próxi-
mo a la pared de la carcasa disminuye por efecto del roza-
BC.VII.-78
Fig VII.5.- Difusor anular de voluta concéntrica

miento. En el difusor se recupera parte de la energía cinética y se uniformiza la corriente a la salida
de la bomba; para evitar el desprendimiento el ángulo del difusor debe ser < 8º.
Los difusores anulares, al igual que las volutas, requieren un diámetro exterior relativamente
grande para asegurar la transformación, en forma razonable, de la energía dinámica creada en el ro-
dete en energía de presión, lo que aumenta el tamaño y coste de la carcasa; por eso resulta más apro-
piado en máquinas pequeñas. El diámetro exterior de esta corona suele estar comprendido entre el
150% y el 180% del diámetro exterior del rodete d2.
Su ventaja es que el empuje con válvula cerrada (caudal nulo) es bastante menor, hasta un 50%,
que con el difusor de voluta y no crece tan rápidamente como en ésta para caudales superiores al no-
minal, por lo que este tipo de difusores se puede utilizar en algunas bombas en las que las variaciones
de caudal previstas sean grandes. El menor rendimiento y mayor tamaño son desventajas que le limi-
tan en gran manera. La voluta y el difusor anular sin álabes, tienen la ventaja de ser baratos y fáciles
de construir. En las bombas se prefiere la voluta al difusor anular, no así en los ventiladores donde se
emplea con frecuencia.
DIFUSOR DE CORONA DIRECTRIZ DE ÁLABES.- El difusor de corona directriz de álabes difusores
consiste en una serie de canales difusores separados por álabes y colocados alrededor del impulsor,
Fig VII.6, pudiéndose considerar, en cierto modo, como una voluta múltiple, (a la voluta, se la puede
considerar también como un difusor de un solo canal).
Fig VII.6.- Difusor de voluta doble (corona directriz de álabes + difusor)
Por su simetría, el difusor de álabes directores no ejerce prácticamente empuje radial sobre el im-
pulsor, lo que constituye una de sus principales ventajas. Su tamaño resulta comparativamente me-
nor que el de la voluta y ésto es especialmente importante para bombas multicelulares; en general, su
rendimiento es algo superior al de la voluta.
En las bombas con difusor, al recortar el diámetro del impulsor se dejan casi siempre intactas sus
paredes, reduciendo únicamente el diámetro de los álabes. Aún así, la reducción máxima no suele ser
mayor del 5% al 10% del diámetro primitivo, ya que más allá, el rendimiento baja excesivamente al
crecer las pérdidas hidráulicas a la entrada del difusor; lo que hace que el campo cubierto con un solo
impulsor sea menor que en las bombas de voluta.
Sin embargo, el difusor tiene una mayor tendencia que la voluta a producir un máximo en la curva
característica (Hm,q) debido a que las pérdidas por choque son mayores con caudales pequeños, lo que
es un inconveniente, ya que la parte creciente de esta curva es de funcionamiento inestable cuando la
altura estática del sistema es mayor que la altura con válvula cerrada y, en cualquier caso, el trabajo
en esa zona es poco recomendable, resultando la operación con otra bomba acoplada en paralelo, prác-
ticamente imposible.
El difusor se emplea en bombas de flujo mixto y axiales, en gran número de las multicelulares y en
BC.VII.-79

algunas monofásicas grandes.
El difusor de corona directriz de álabes fijos es caro, pero aventaja a los de voluta y difusor anular
sin álabes, en que es más compacto porque los difusores de álabes fijos permiten realizar conductos de
mayor expansión con el mismo valor del ángulo inicial α3 y de mejor rendimiento porque la corriente
va mejor guiada.
Para ahorrar en los costos de fabricación y almacenaje, los fabricantes construyen, generalmente,
un menor número de carcasas que de rodetes, por lo que una misma carcasa sirve para rodetes de di-
ferentes diámetros. En esta situación la corona de álabes directrices tiene sobre la voluta la ventaja
de que, mientras en ésta el rendimiento disminuye con caudales distintos al de diseño, en la corona de
álabes directrices el rendimiento se puede mantener constante, reduciendo simplemente el diámetro
exterior, como se hace con el rodete.
En Europa las tendencias se han orientado en el sentido de buscar más el rendimiento que la eco-
nomía de fabricación, por lo que la gran mayoría de las bombas grandes están provistas de corona de
álabes directrices; sin embargo, en USA se ha tendido a sacrificar algo el rendimiento (1% ÷ 2%), equi-
pando las bombas monofásicas con una simple voluta.
En las bombas de escalonamientos múltiples, tanto en Europa como en USA, se suele emplear la
corona de álabes directrices. En bombas pequeñas normales el precio tiene más importancia que el
rendimiento energético.
A título orientativo se puede decir que cuando la velocidad absoluta a la salida del rodete c2 > 20
m/seg resulta ventajoso colocar la corona de álabes directrices que, a su vez, puede contribuir a la re-
sistencia mecánica de la carcasa. El rendimiento de la corona de álabes directrices se puede estimar
entre un 0,85% a un 0,93% según el tamaño.
Para diseñar una corona de álabes directrices hay que tener en cuenta algunas consideraciones, como:
- Los diámetros de la corona, a la entrada y salida, d3 y d4, de valor:
En rodetes sencillos: d3 = d2 + (2÷5 mm) ; d4 = 1,3 d3
En rodetes de doble aspiración: d3 = d2 + (2÷5 mm) ; d4 = 1,8 d3.
En la práctica el diámetro d4 depende del número de álabes y de las dimensiones adoptadas para la
corona, oscilando entre: 1,35 d2 < d4 < 1,6 d2.
- El ancho b3 de la corona directriz se suele hacer, aproximadamente, igual a (1,1 b2) con el fin de
recoger bien el fluido a la salida del rodete, de forma que la velocidad en ella esté comprendida en el
intervalo: 0,75 c2 < c3 < 0,85 c2 , según el tipo de bomba.
- El diámetro hidráulico de dicha sección tiene que ser mínimo, con el fin de disminuir las pérdidas,
por lo que la sección transversal debería ser cuadrada; las secciones circulares son más eficientes, se-
gún se ha comprobado, pero son más costosas de construir. Si se varía el espesor de los álabes direc-
trices, se puede modificar a voluntad la forma y la sección transversal del conducto según las exigen-
cias hidráulicas.
El ángulo de entrada de los álabes directrices α3 se hace un poco mayor (1º÷2º) que el ángulo α2 de
la corriente absoluta a la salida del rodete. Con esta medida las pérdidas a la entrada de la corona au-
mentan en un (2÷3%) pero la velocidad al paso del líquido entre los álabes disminuye, y con ello las
pérdidas en esta zona; en resumen la suma de todas las pérdidas es mucho menor.
Algunos constructores utilizan un ángulo α3 de la forma:
tg α3 = (1,1 ÷ 1,2) tg α2
BC.VII.-80

La línea media de los canales constituidos por los álabes directrices no debe tener una curvatura
excesiva porque de lo contrario las corrientes secundarias que se crearían reducirían el rendimiento
de la corona directriz.
El número de álabes de la corona directriz es, en general, mayor que el nº de álabes del rodete, pero
no debe ser excesivo para que no aumenten demasiado las pérdidas; éste número se debe escoger de
forma que no sea múltiplo del número de álabes del rodete para evitar las vibraciones causadas por el
impacto periódico del fluido que sale del rodete sobre los álabes fijos de la corona.
La forma de los álabes directrices puede ser de espiral logarítmica, que es la trayectoria que segui-
ría el fluido a la salida del rodete, y que conduce a la transformación de la energía cinética en energía
de presión.
Para la corona directriz se puede poner:
tg α3 =
c3 m
c3n
=
q
2 π r3 b3 c3n
= c3n = c2n =
q
2 π r3 b3 c2n
y la ecuación de la espiral logarítmica de los álabes directrices:
r = r3 e
θ tg α3
En los ventiladores se utiliza a veces una corona directriz muy económica construida de chapa con
álabes directrices rectos; el ángulo de difusión no debe ser > 12º. En este caso el número mínimo de
álabes de la corona directriz es Zd =
360
12
= 30.
La diferencia de diámetros (d3 - d2) reduce el choque a la entrada de la corona directriz, con lo que
se disminuye el ruido que se origina en esta zona.
VII.4.- BOMBAS DE CÁMARA PARTIDA AXIAL Y RADIALMENTE
La parte exterior de una bomba está constituida por la carcasa; en ella se hallan el difusor y las
bridas o conexiones de aspiración e impulsión o descarga. En su interior se alberga el impulsor que ha
de ser fácilmente accesible para las necesarias operaciones periódicas de revisión y mantenimiento;
normalmente se utilizan dos tipos de carcasa que cumplen este objetivo de manera diferente:
a) Carcasa partida en dos mitades, según un plano axial, (horizontalmente)
b) Carcasa abierta según un plano perpendicular al de giro, radialmente.
BOMBAS DE CÁMARA PARTIDA HORIZONTALMENTE.- En estas bombas, el eje atraviesa el im-
pulsor estando apoyado sobre rodamientos en ambos extremo. Las bridas de aspiración e impulsión
suelen estar siempre en una misma mitad; en las bombas horizontales están en la mitad inferior, con-
siguiéndose con ésto que al desmontar la bomba no haya que tocar las conexiones de las tuberías, ob-
teniéndose así un máximo de simplicidad y economía en la operación.
Al retirar la mitad superior de la carcasa, todas las partes móviles quedan completamente al aire,
como el impulsor, eje, camisas y aros de cierre, empaquetaduras, prensaestopas, etc, por lo que la ac-
cesibilidad a las mismas está garantizada. En general la aspiración y la descarga son laterales, es de-
cir, horizontales y opuestas, pero también pueden tomar otras posiciones.
Como contrapartida a la ventaja de ofrecer la máxima accesibilidad a los órganos internos de la
bomba, esta disposición tiene la desventaja de ser más cara que la solución de carcasa partida radial-
BC.VII.-81

mente; además, no se puede utilizar para presiones mayores de 125 kg/cm2, ya que entonces la estan-
queidad de cierre exigiría espárragos y bridas de unión de excesivo grosor.
Las presiones límites de aplicación dependen del tamaño de la bomba, que se determinan, a igual-
dad de condiciones de servicio, por la velocidad de giro. En bom-
bas de alta velocidad y, por consiguiente, de tamaño reducido, el
campo de presiones en que se aplica la construcción de cámara
partida se amplía considerablemente.
Cuando en bombas de varias etapas la presión nominal es alta,
las superficies de unión en ambas mitades no se hacen perfecta-
mente planas, sino que se van separando hacia el exterior de las
bridas, de tal manera, que el apriete de los espárragos de unión
asegura una junta perfectamente estanca.
La cámara partida horizontalmente se utiliza en bombas de tama-
ño medio y grande, de una o varias etapas, verticales y horizonta-
les, y es típica con impulsores de doble aspiración en los que la tu-
bería de aspiración se bifurca a ambos lados del impulsor hasta
sus dos oídos u orificios de entrada.
BOMBAS DE CÁMARA PARTIDA RADIALMENTE.- La solución de
carcasa partida por un plano perpendicular al de giro, es típica de
las bombas de impulsor en voladizo y aspiración axial. El plano de
la sección es, a menudo, anterior al difusor, por lo que la tapa de
aspiración está embridada al cuerpo y el impulsor se desmonta
por delante, es decir, por la parte contraria al acoplamiento. En
las bombas verticales, el impulsor se desmonta por detrás.
En ciertos casos, se disponen a la vez las dos soluciones y, de esta
manera, la misma bomba se puede utilizar indistintamente verti-
cal y horizontalmente, pudiéndose elegir su sentido de rotación.
A veces se puede disponer de aspiración superior o inferior final, que es mucho más directa que la
lateral de las bombas de cámara partida en las que el líquido ejecuta un giro de 90º para llegar al oído
de aspiración, que es mucho más amplio porque al estar el impulsor en voladizo, no está atravesado
por el eje. La aspiración se verifica mucho mejor y la NPSHr de este tipo de bombas es notablemente
baja, por lo que también se suelen utilizar bombas de aspiración final para líquidos sucios y pastosos.
La construcción de bombas de cámara partida radialmente se aplica a bombas pequeñas, debido a
que es más económica que la solución de cámara partida axialmente y, sobre todo, porque este tipo se
adapta muy bien a la construcción de un gran número de bombas de distintos tamaños, formando una
serie con elementos intercambiables, con lo que se consiguen bajos costos de fabricación, reducción en
los stocks y simplificación en los repuestos.
BC.VII.-82
Fig VII.15.- Bomba de eje vertical

VIII.- LUBRICACIÓN Y EQUILIBRADO
VIII.1.- CÁLCULO DE LA PRESIÓN MÍNIMA DE PRUEBA HIDROSTÁTICA
La presión de prueba hidrostática tiene que ser una vez y media la presión de diseño dada por el constructor de
la máquina, multiplicada por un coeficiente de corrección de la temperatura εT.
La presión de prueba hidrostática dada por el suministrador ha de ser superior a la presión mínima
pmín de valor:
pmín = 1,5 εT {pdif (1 +
b
100 ) (
nmáx
n )2 + pmáx asp }
en la que:
pdif es la presión diferencial a válvula cerrada, considerando el máximo diámetro que puede instalarse en la bom-
ba.
b es un porcentaje (por exceso) permitido por la norma API 610 como tolerancia a válvula cerrada.
nmáx es la velocidad máxima que puede alcanzar el motor a válvula cerrada; para accionamiento por turbina se
considerará la velocidad de disparo.
n es la velocidad normal de funcionamiento.
pmáx asp es la máxima presión de aspiración, en atm.
εT =
Límite elástico del material a la temperatura de prueba
Límite elástico del material a la temperatura de operación
El espesor e de la carcasa se calcula en base a la presión de prueba hidrostática de la bomba; a este
espesor se añadirán 3 mm como sobreespesor de corrosión.
El espesor de la carcasa no será, en ninguna zona, inferior al calculado según la expresión:
e =
phid Dmáx voluta
2 (σtrab ξ - 0,6 pmín )
siendo:
BC.VIII.-83

phid la presión de prueba hidrostática
D(máx voluta) el diámetro máximo de la voluta
σtrab el coeficiente de fatiga correspondiente a la temperatura de prueba hidrostática
ξ un coeficiente de seguridad a aplicar cuando hay partes soldadas; su valor depende del grado de la inspección
radiográfica; para carcasas de fundición, ξ = 1.
VIII.2.- ESFUERZOS Y MOMENTOS ADMISIBLES SOBRE BRIDAS
Cuando una bomba está trasegando líquidos a alta o baja temperatura, en que las tuberías a conec-
tar a las bombas van a transmitir esfuerzos sobre éstas debido a las tensiones producidas por los cam-
bios térmicos, hay que limitar estas fuerzas para evitar la rotura de las bridas y para que el momento
resultante de los esfuerzos sobre la bomba no produzca un desalineamiento entre cuerpo de bomba y
eje. El constructor proporciona unos esfuerzos admisibles en bridas, así como unos momentos totales
máximos referidos a unos ejes principales que pasan por la bomba. Las tuberías a conectar han de te-
ner un diseño de instalación tal que en ningún instante ejerzan sobre bridas y cuerpo de bomba esfuer-
zos y momentos que superen a los requeridos por el constructor de la máquina.
Las tuberías en su conexión a la bomba ejercen sobre ésta esfuerzos debidos a las dilataciones de las tu-
berías como consecuencia de cambios térmicos.
Cuando se usan juntas de expansión en la tubería, la bomba queda sometida a un esfuerzo, resultan-
te de multiplicar la presión por la sección interna de la brida.
Si los valores de esfuerzos y momentos admisibles sobre las bridas de las bombas son muy altos, los
medios a tomar para reducir las fuerzas provocadas por las tuberías serán menores.
El aplicar a una máquina un esfuerzo superior al admisible implica:
- Para máquinas con impulsores de tornillo en que las tolerancias de éste con la carcasa son muy es-
trechas, una pequeña deformación de éste podría dar lugar al roce de parte del rotor con el estator, con
la consiguiente destrucción de la máquina.
- En el resto de equipos, un esfuerzo sobre el cuerpo lo desplazará respecto al motor, desalineando los
ejes de la máquina motriz y la bomba, que se traduce en una concentración de esfuerzos en el acopla-
miento y en los cojinetes, que tendrán una corta vida. Por ello, en muchos casos es interesante la utiliza-
ción de bombas verticales, por cuanto éstas evitan los problemas de alineamiento en el montaje. Por la
configuración de estas bombas se observa cómo cualquier esfuerzo externo se transmite a la cimenta-
ción a través del acoplamiento y nunca al accionamiento, lo que se traduce en una larga vida para los
cierres y cojinetes, órganos esenciales de la bomba.
VIII.3.- COJINETES
EMPUJE RADIAL.- Cuando una bomba de una sola etapa está operando a alta presión a caudal re-
ducido, desarrolla un fuerte empuje radial en dirección aproximadamente opuesta a la abertura de la im-
pulsión. Esta fuerza así desarrollada actúa sobre los cojinetes radiales y puede llegar a romper el eje, por
lo que su grosor debe ser suficientemente grande.
En bombas de etapas múltiples, las volutas están alternadas a 180º para que el empuje radial de un
rodete esté compensado con el de otro.
En el caso de bombas con difusores, como el líquido sale por ambos lados del eje los empujes radiales
se compensan entre sí.
BC.VIII.-84

Los cojinetes radiales absorben fuerzas según esta dirección y pueden ser de bolas o rodillos (no hidro-
dinámicos) y de camisas (hidrodinámicos).
COJINETES NO HIDRODINÁMICOS.- Teóricamente no requieren lubricación dado que las bolas o
rodillos ruedan sin deslizamiento dentro de una pista Fig VIII.1.
Fig VIII.1.- Tipos de cojinetes utilizados en bombas centrífugas
Pero ésto no es así ya que si la velocidad fuese constante se podría pensar en una rodadura sin desli-
zamiento, pero las pequeñas fluctuaciones de velocidad de giro del eje (debido a variaciones de la corrien-
te, esfuerzos, etc.) hacen que, por inercia, las bolas o rodillos tiendan a desplazarse con la velocidad que
poseían antes del cambio por fluctuación, lo que provoca un deslizamiento relativo entre bola y pista.
Este deslizamiento genera calor, por lo que si se desea disminuir esta fricción habrá que lubricar el
cojinete creando una delgada película de aceite entre bola y pista.
Si seguimos la trayectoria circular de una bola (o rodillo) se observa que unas veces se halla someti-
da a carga y otras no.
La carga produce una deformación en la bola, mientras que la descarga lleva la bola a su forma esfé-
rica primitiva; esta deformación alternativa provoca un calor de histéresis que habrá que evacuar me-
diante un refrigerante que puede ser el propio aceite; dependiendo de estas cargas, el cojinete se lubrica
con grasa o con baño de aceite, que tiene mayor capacidad de disipación de calor.
COJINETES DE CAMISA O HIDRODINÁMICOS.- En este tipo de cojinetes el árbol gira, casi concén-
tricamente dentro de un cilindro que le sirve de soporte. Si por su parte superior se deja caer aceite, el eje
de la bomba en su giro comunica al aceite una presión Fig VIII.2, que crea un empuje sobre el eje que
hace que éste nunca llegue a tocar el cilindro soporte (cojinete).
Estas presiones a que se ve sometido el lubricante hacen que se incremente su temperatura, por lo
que es necesario un flujo continuo del mismo para evacuar el calor generado.
Dependiendo de la carga en el eje, potencia a transmitir, etc, se puede utilizar inyección de aceite a
presión en el cojinete o simplemente asegurar mediante aros de arrastre de aceite, la llegada de éste a la
parte superior del cojinete de donde se introduce en el espacio comprendido entre el eje y el soporte, por
gravedad, originándose allí la presión requerida por el efecto de bombeo del eje en su rotación.
Fig VIII.2
En el primer caso se precisa de todo un sistema de presión (bombas, refrigerantes, filtros, válvulas,
etc); en el segundo se insertan unos aros a los que el eje provocará un giro que hará que aquellos eleven
el lubricante desde su parte inferior, bañada por el aceite del recipiente, a la superior donde se encuentra
BC.VIII.-85

el cojinete; este sistema se utiliza para cojinetes de bolas cuando en lugar de grasa y debido a las cargas
requiere ser lubricado por aceite en que el arrastre de calor generado es más eficiente.
Existe otro tipo de cojinete que absorbe los empujes axiales y se denomina cojinete de empuje o cojinete
pivotante.
Límite de velocidad de cojinetes no hidrodinámicos.- Este límite de velocidad es función de la cantidad de
calor que el cojinete sea capaz de generar. Los cojinetes esféricos generan más calor y, por lo tanto, tie-
nen límites de velocidades inferiores a los de bolas o cilíndricos. El aceite arrastra el calor y disminuye su
generación en mayor medida que la grasa.
Normalmente el límite de velocidad de un cojinete queda reducido a un tercio o a la mitad cuando se
pasa de lubricación de aceite a grasa.
La carga que puede soportar el 90% de un grupo de cojinetes idénticos durante 1 millón de revolucio-
nes, antes de que aparezca el primer signo de fatiga es:
Carga a soportar:
Bola: 6.000 kg
Cilíndrico: 8.400 kg
Esférico: 14.700 kg





El tiempo de vida es:
Bola: 9.260 horas (1 año)
Cilíndrico: 59.700 horas (7 años)
Esférico: 380.000 horas (43 años)





Límite de utilización de cojinetes no hidrodinámicos.- Los cojinetes no hidrodinámicos (bolas, rodillos, es-
feras, agujas) tienen un límite de utilización en bombas centrífugas que si se rebasa implica el paso a
cojinetes hidrodinámicos (en película de aceite).
Este límite viene definido por el producto (dp n ≤ 12000) siendo dp el diámetro primitivo del cojinete
en pulgadas y n las revoluciones por minuto Fig VIII.3.
La refrigeración de la caja de aceite de cojinetes puede dar lugar a la condensación de humedades que
pueden deteriorar la vida de los cojinetes.
Fig VIII.3.- Viscosidad mínima permitida en los aceites de lubricación a la temperatura de operación
BC.VIII.-86

Cuando en las cajas de cojinetes, como consecuencia de la refrigeración se alcanzan altos gradientes
de temperatura, las tolerancias de los cojinetes se pueden reducir a valores inaceptablemente bajos; se
sugiere que la temperatura en los cojinetes ha de ser lo suficientemente baja que permita conseguir vis-
cosidades mínimas, por debajo de las cuales no se puede funcionar ya que la película de aceite puede no
tener suficiente cohesión, resultando un contacto metal-metal.
Ejemplo.- Se desea saber si un cojinete de bolas de diámetro primitivo 2 pulgadas que gira a 3.600 rpm, lubri-
cado por un aceite ISO 32, y que refrigerado por agua alcanza una temperatura de 57ºC, funciona correctamente.
De la Fig VIII.3 se obtiene que para un factor de velocidad (dp n = 7200) la viscosidad mínima reque-
rida es de unos 75 SSU; como la viscosidad del aceite en cuestión a la temperatura de 57ºC es según la
Fig VIII.4 de 80 SSU, superior al mínimo requerido de 75 SSU, el cojinete funciona óptimamente. Si se
elimina la refrigeración por agua, y se supone que la temperatura que se puede alcanzar es del orden de
85ºC, la viscosidad para el mismo lubricante sería ahora de 49 SSU Fig VIII.4, que es inferior al valor
mínimo exigido de 75 SSU.
Llevando este valor de la viscosidad al gráfico de la Fig VIII.3 se observa que la viscosidad es inferior
a la mínima permitida según la curva superior para el (dp n = 7200).
La solución radica en cambiar a un aceite ISO 100, suponiendo una temperatura de operación del
orden de 85ºC; en la Fig VIII.4 se encuentra que corresponde a una viscosidad de 100 SSU, superior a lo
exigido en ambos gráficos. Experimentalmente se ha comprobado que para lograr un amplio funciona-
miento de la bomba sin que aparezcan problemas en los cojinetes, éstos y la viscosidad del aceite de lu-
bricación deben cumplir con el criterio expuesto.
Fig VIII.4.- Viscosidad del aceite en función de la temperatura
VIII.4.- REFRIGERACIÓN DE LOS COJINETES HIDRODINÁMICOS
Para grandes bombas que manejen líquidos a temperatura inferior a 120ºC y que cumplan con:
Diámetro del cojinete < 75 mm ; velocidad de rotación, 3.000 ÷ 3.600 r.p.m.
Diámetro del cojinete < 150 mm ; velocidad de rotación, 1.500 ÷ 1.800 r.p.m.
se puede anular el sistema de refrigeración siempre que se haya comprobado, durante cuatro horas, la
temperatura del aceite y la idoneidad de la viscosidad del mismo.
LUBRICACIÓN POR PULVERIZACIÓN DE ACEITE (Niebla).- Este sistema consiste en suministrar
en diferentes puntos una alimentación continua de aceite de lubricación, atomizado mediante un siste-
BC.VIII.-87

ma de distribución a baja presión (500 mm. c.a.) utilizando aire comprimido.
Existen dos sistemas de lubricación por pulverización de aceite:
Sistema Dry Sump Oil Mist.- Consiste en la eliminación del depósito de aceite en la caja de cojinetes
(cárter seco), que se lubrican directamente mediante un suministro continuo de aceite fresco.
La turbulencia generada por la rotación de los cojinetes hace que las partículas de aceite suspendi-
das en la corriente de la nube de aceite, condensen en los elementos rodantes, mientras la niebla pasa a
través de los cojinetes y sale a la atmósfera; esta técnica ofrece una serie de ventajas, como:
a) Las partículas de desgaste de los cojinetes no se reciclan a través de los cojinetes, sino que son arrastradas al
exterior.
b) Se elimina el cambio periódico de aceite.
c) No existe el problema de descomposición del aceite, ni la formación de barros, así como la contaminación.
No es efectivo para cojinetes de camisa, ya que se necesitaría una gran cantidad de aceite.
Sistema Purge Oil Mist.- Consiste en la inyección de una nube de aceite, para reponer el de la caja de co-
jinetes.
En este sistema se utiliza un depósito de aceite convencional integral con la caja de cojinetes; la nie-
bla de aceite tiene como misión aportar lubricante para contrarrestar las pérdidas que del mismo se ori-
ginan; si el aporte es correcto, el sistema suministra la lubricación adecuada cuando por cualquier ra-
zón, el nivel de aceite en la caja de cojinetes desciende por debajo del aro de aceite o parte inferior del coji-
nete. El aceite se inyecta en la caja de cojinetes a una presión ligeramente superior a la atmosférica;
este sistema previene de la entrada de humedad y polvo del aire exterior; sin embargo no evita la conta-
minación del aceite de la caja, como consecuencia del deterioro del aro de aceite o la pérdida de los aditi-
vos antioxidantes.
VIII.5.- VELOCIDAD CRÍTICA EN BOMBAS DE ALTA PRESIÓN
El líquido que rodea al eje en rotación ejerce una influencia sobre éste de tal forma que su comporta-
miento mecánico queda afectado de la siguiente forma:
En los casquillos o aros de desgaste, el líquido se opone al desplazamiento del eje; la relación entre la
fuerza resistente y el desplazamiento es la rigidez del aro.
Si el eje gira en unos casquillos de tolerancias muy estrechas, flexa bajo la influencia de un cierto de-
sequilibrio (fuerza centrífuga) y toma una posición excéntrica en el casquillo, el campo de presiones alre-
dedor del casquillo se hace asimétrico, por lo que aparece una fuerza F que se opone a la deflexión r pro-
porcional a la misma, así como a la caída de presión a través del casquillo Δp.
La fuerza F es:
F = K r Δp
En las bombas centrífugas, la presión es proporcional al cuadrado de la velocidad angular w2 por lo
que la fuerza F se puede poner en la forma:
F = -
k Δp0
w0
2 r w2
ecuación análoga a la que define la fuerza centrífuga:
F = - m v2
r
= - m r w2
= -
k Δp0
w0
2 r w2
⇒ m = -
k Δp0
w0
2 ; mL =
k Δp0
w0
2
BC.VIII.-88

siendo Δp0 la caída de presión a la velocidad w0; el valor de mL es la masa de Lomakin.
La Fig VIII.5 representa un sistema con eje sin masa, que posee una rigidez mecá-
nica Ks y lleva una masa concentrada m de excentricidad inicial e.
Si se supone que los aros de desgaste y los casquillos están representados por una
masa mL de Lomakin, a la velocidad angular w0 el eje flexa el valor r para el cual,
tanto la fuerza centrífuga como la fuerza elástica, se compensan mutuamente en
la forma:
m (r + e) w2
= (Ks + mL w2
) r ; r
e
= m w2
(m - mL ) w2
- Ks
Cuando se alcanza la velocidad angular crítica, el valor de
r
e
tiende a cero, (se ha
despreciado el amortiguamiento), siendo la velocidad crítica: wcrít =
Ks
m - mL
Si el eje gira en el aire mL = 0, y la velocidad crítica viene dada por: wcrít = Ks /m
La relación entre las velocidades críticas, considerando el eje inmerso en el líquido y
en el aire, es:
wcrít
wseco
=
1
1 - m
mL
Cuando la masa m coincide con la masa de Lomakin, resulta que no existe velocidad crítica en el ro-
tor; a medida que aumenta la velocidad de rotación, la variación de presión Δp a través de los aros de
desgaste también aumenta, así como la nueva velocidad crítica.
VIII.6.- EQUILIBRADO DEL IMPULSOR
Equilibrado estático.- Los impulsores tienen que estar equilibrados estática y dinámicamente; un rotor
estará desequilibrado estáticamente cuando el centro de gravedad no coincida con el centro de giro. Si el
centro de gravedad se halla desplazado una distancia r del centro de giro, cuando este impulsor esté gi-
rando a una velocidad angular w, el eje y los cojinetes se hallarán sometidos a una fuerza (f = m r w2),
siendo m la masa del impulsor.
Si, r=0 ⇒ (f=0), y el c.d.g. coincide con el centro de giro (rotor equilibrado totalmente); al aumentar
el valor de las variables m y r, el valor de f crece linealmente, mientras que un incremento de la velocidad
angular w incide cuadráticamente sobre el valor de f.
Para efectuar el equilibrado del rotor se ha de pasar de un equilibrio estable
a un equilibrio indiferente. En la Fig VIII.6 se observa que el c.d.g. y el centro
de giro están alineados según la vertical; para desplazar el c.d.g. hacia el
centro de giro se puede poner una masa mA en el punto A de forma que:
mA
D
2
= mr
o bien se elimina esta misma masa en el punto B que es lo que se hace normalmente.
BC.VIII.-89
Fig VIII.5
Fig VIII.6

Equilibrado dinámico.- Si se supone que las dos caras del impulsor, (que juntas
están equilibradas estáticamente y separadas tienen un desequilibrio estáti-
co localizado Fig VIII.7), al girar éste aparecen dos fuerzas iguales y opues-
tas separadas una distancia d que generan un par perpendicular al plano de
la figura, de forma que el impulsor tiende a flexar y, por lo tanto, el eje. Para
equilibrar dinámicamente el impulsor hay que contrarrestar estas fuerzas o
desequilibrar independiente cada cara del impulsor; para el caso de dos o más
impulsores se sigue un tratamiento similar.
VIII.7.- ACOPLAMIENTOS
La transmisión del movimiento de rotación entre el eje de la máquina con-
ductora y el de la conducida, se realiza por medio de un acoplamiento; si éste
es rígido, los errores en la alineación y los desplazamientos debidos a la dilatación por las altas tempera-
turas del líquido bombeado, originan grandes esfuerzos axiales y radiales que se transmiten a ambas
máquinas con el consiguiente deterioro, por lo que es necesario que el acoplamiento tenga la elasticidad
suficiente para absorber estos esfuerzos.
Los acoplamientos pueden ser de discos flexibles, de laminillas en forma de resorte o bien de engra-
najes con dientes abombados para permitir desplazamientos angulares entre ejes.
Cuando el desmontaje de alguna pieza de la bomba requiera un espacio axial sin necesidad de soltar
la unión de las bridas de la bomba a sus tuberías, se monta el acoplamiento con una pieza intermedia
(espaciador) entre los platos lado bomba y lado motor.
El parámetro básico para la selección de un acoplamiento es el par que ha de transmitirse desde el
motor a la bomba, que queda determinado si se conoce la potencia absorbida por la máquina y la veloci-
dad de giro, que se calcula mediante tablas de selección en función de la relación (potencia/ velocidad de
giro). Un dato a tener presente es el máximo par que el acoplamiento ha de transmitir y que se presenta
durante la puesta en marcha de la bomba; su valor depende de la curva de arranque del motor eléctrico.
Generalmente, los fabricantes de acoplamientos tienen presente que, durante el arranque, el par es
superior al nominal de operación, pero ello no evita el que se deba verificar si el par en exceso considera-
do por el fabricante, como consecuencia del arranque, es igual o superior al incremento de dicho par de
arranque del motor respecto al par nominal.
Cuando los motores eléctricos llevan cojinetes de camisas (generalmente para potencias superiores
a 200 CV), es imprescindible limitar el desplazamiento axial del eje del motor (como consecuencia de su
dilatación térmica), para evitar que los cojinetes hagan impacto contra los topes.
Los valores límite del juego axial son del orden de ±3 mm.
BC.VIII.-90
Fig VIII.7

IX.- CIERRES Y EMPAQUETADURAS
IX.1.- EMPAQUETADURAS
Se llaman empaquetaduras o cierres, a ciertos dispositivos cuyo fin es proporcionar un cierre que
reduzca la cantidad de líquido que se pierde por fugas entre una parte en movimiento y otra fija de un
equipo.
No obstante, y cuando las características del líquido que se bombea lo permitan, esa empaqueta-
dura no está diseñada para crear una total estanqueidad, ya que estas mismas fugas sirven para lu-
bricar las partes móviles y fijas en contacto.
Las formas más simples de empaquetaduras están formadas por varios anillos de un material fle-
xible insertados dentro de una cámara circular que se llama caja de empaquetaduras, Fig IX.1. Un
anillo circular que se mantiene mediante pernos ajustables, ejerce presión contra los anillos, apretán-
dolos fuertemente contra el eje.
Si el líquido que se maneja no es apto para la lubricación, ésta se consigue mediante un aceite que
se suele introducir hacia la mitad de la caja de prensaestopas o de empaquetaduras y es el que lubrica
el eje.
Este aceite cumple uno o más de los siguientes puntos:
a) Como lubricante cuando el líquido bombeado no puede hacerlo
b) Como un medio para limpiar partículas abrasivas.
c) Para eliminar líquidos corrosivos que pudieran fugar
d) Como refrigerador de las empaquetaduras cuando se manejan líquidos calientes; en este caso el aceite circula y
se enfría a fin de ir eliminando calor.
e) Evita que el aire o agua pueda entrar en la carcasa si la presión en su interior es inferior a la atmosférica.
En algunas condiciones, el líquido que escapa a través de los anillos de la empaquetadura, puede
hacer las mismas funciones que el aceite de lubricación y luego es devuelto a la línea de aspiración
con lo que se reducen las pérdidas y se reduce el empuje axial.
Para productos petrolíferos y agua se usan anillos de asbesto grafitado.
Otras veces se emplean metales blandos como plomo o aluminio, o materiales sintéticos, como
plásticos, teflón, caucho.
BC.IX.-91

Fig IX.1.- Tipos de cierres con empaquetadura
Para controlar las fugas de empaquetaduras hay que tener en cuenta las siguientes reglas:
a) Las empaquetaduras nuevas se hinchan cuando su humedecen o calientan, por lo que hay que
aflojar el casquillo de cierre para disminuir la presión.
b) No incrementar la presión en la empaquetadura bruscamente, apretando los pernos del casqui-
llo por igual.
En las plantas de refino, en las petroquímicas y en la mayoría de las químicas, las empaquetadu-
ras están prácticamente en desuso y sustituidas por cierres mecánicos.
En las plantas donde los líquidos trasegados contienen gran cantidad de partículas abrasivas
(papel, alúmina, etc.) se usan empaquetaduras, ya que bajo estas condiciones operativas, la vida de
los cierres mecánicos se acortaría sensiblemente.
Para evitar el derrame del líquido de la bomba a la empaquetadura, se le inyecta un líquido, que
puede ser exterior al sistema, o mediante recirculación de la descarga de la bomba, que asegure la re-
frigeración y lubricación de la empaquetadura en su contacto con la camisa del eje.
A veces no existe aportación de líquido mediante conexión exterior sobre la caja de empaquetadu-
ras y simplemente se aprovecha la sobrepresión de la cámara del impulsor respecto a la atmósfera,
dejando escurrir al líquido para que, a través de la empaquetadura, salga al exterior en forma de go-
tas, con lo que se restringe el escape de líquido y se asegura la refrigeración y lubricación de las esto-
pas.
Si el líquido a bombear tiene partículas abrasivas que pudieran dañar a la empaquetadura y cami-
sa, se utiliza una recirculación intercalando un separador ciclónico de partículas o se instala una co-
nexión exterior de líquido limpio y compatible con el líquido bombeado.
Cuando la tensión de vapor del líquido bombeado esté próxima a la atmosférica 0,7 kg/cm2, si se
utiliza recirculación o salida directa restringida del líquido desde la cámara de la bomba al exterior a
BC.IX.-92

través de la empaquetadura, el líquido en su intento de salir a la atmósfera se calentará sensiblemen-
te, debido al roce de la estopa con el eje, lo que se traduce en un aumento de la tensión de vapor del lí-
quido que puede superar a la atmosférica, por lo que el carácter lubricante y refrigerante del líquido
quedaría inhibido, ya que pasaría a la fase de vapor; la vida de la empaquetadura se acortaría prema-
turamente y la camisa de la empaquetadura sería refrigerada mediante inyección de agua.
Para conseguir un escape aceptable de líquido, se pueden seguir dos caminos:
a) Instalar pocas estopas y aumentar la tensión sobre el prensaestopas.
b) Instalar un gran número de estopas y someter al prensaestopas a una baja tensión.
En el primer caso el salto de presión desde la cámara del impulsor a la atmósfera se realiza con
poco número de estopas; si se desea restringir el derrame, habrá que aumentar sensiblemente el
apriete sobre el prensaestopas, por lo que el rozamiento entre empaquetadura y eje sería muy alto y
al cabo de cierto tiempo éste quedaría muy rebajado como consecuencia del desgaste; la vida de la em-
paquetadura sería muy corta.
En el segundo caso el problema apuntado quedaría solventado, pero la longitud de la caja de em-
paquetadura sería inviable si el número de estopas es muy elevado, por lo que hay que llegar a una
solución de compromiso instalando un máximo de siete estopas.
Cuando el líquido a manejar es tóxico o inflamable, interesa colocar un quench (inyección exterior)
en la parte exterior de la caja de empaquetadura que sirve para arrastrar a zona segura el líquido de
goteo que escurre a través de la empaquetadura.
IX.2.- CIERRES MECÁNICOS
Los cierres mecánicos están sustituyendo paulatinamente a los sistemas de empaquetaduras; su
principal ventaja sobre éstas radica en la reducción de las fugas o pérdidas. Su uso por ahora está li-
mitado para bombas en las condiciones de temperatura y presión inferiores a 250ºC y 35 kg/cm2, aún
cuando su diseño y duración van mejorando continuamente.
Los anillos de las empaquetaduras se construyen con diferentes tipos de materiales según el servi-
cio que deban prestar. Cualquier fuga de un producto que hierva por debajo de 95ºC se puede perder.
Los productos pesados pueden ir a un sumidero y ser recuperados, pero la solución más económica
es impedir que escapen de la máquina y se pierdan.
Fig IX.2.- Cierres mecánicos de una superficie de contacto
BC.IX.-93

Además de las limitaciones de temperatura y presión, los cierres mecánicos solo se pueden em-
plear en bombas centrífugas y no en las alternativas.
Cuando una bomba que tenga cierres mecánicos está en reserva, conviene mantenerla a su presión
de aspiración.
La principal desventaja de los cierres mecánicos, Fig IX.2, es su mayor coste inicial y el hecho de
que una vez que empiezan a perder líquido no hay forma de cortar la fuga.
Para cortarla hay que parar la bomba y la reparación lleva un tiempo mayor que el que se necesi-
taría para reparar un cierre de empaquetaduras, por lo que el uso de cierres mecánicos está justifica-
do sólo cuando se pretenda una reducción de pérdidas de líquido.
DISEÑO DE CIERRES MECÁNICOS.- Un cierre mecánico consta de un anillo que gira con el eje
mantenido por la presión de un muelle contra anillo o asiento estacionario que suele ser de carbón.
El eje a la salida precisa de unas ciertas tolerancias para evitar fricciones con la carcasa, por lo
que a través del espacio así originado una fracción del líquido bombeado se va a derramar al exterior,
siendo necesaria una cierta hermeticidad entre el eje y la carcasa, que se consigue mediante el cierre
mecánico o la empaquetadura.
La parte rotatoria del cierre y la estacionaria, tienen unas superficies de contacto perfectamente
pulimentadas para que exista una holgura del orden de cien milésimas de milímetro.
La parte giratoria se suele hacer de acero inoxidable. Las dos partes se deben mantener siempre
muy juntas para evitar la acumulación de óxidos, polvo, etc.
El cierre, Fig IX.3, consta de dos partes, una fija, solidaria a la carcasa con juntas de estanquei-
dad, y otra giratoria solidaria al eje.
Las partes fija y móvil se hallan en contacto, friccionando la cara móvil sobre la fija; este contacto
entre caras da lugar a la hermeticidad del sistema.
La fuerza que ejerce la cara móvil sobre la fija viene dada por la presión del líquido en la cámara
de cierre. La hermeticidad a bomba parada se consigue mediante uno o varios muelles.
EQUILIBRADO DE CIERRES MECÁNICOS.- Sea la cara móvil de un cierre no equilibrado, Fig
IX.4a, en la que la superficie S1 coincide con la S2 de contacto, ejerciendo el líquido una fuerza total,
(p S1). En la cara móvil representada en la Fig IX.4b, la fuerza total que el líquido ejerce sobre la su-
perficie S1 es, p S1, pero aquí, S2 > S1, por lo que éste es un cierre equilibrado.
Fig IX.3.- Cámara de cierre
BC.IX.-94

Fig IX.4a.b.- Cara móvil de un cierre
El grado de equilibrado viene dado por la relación
S1
S2
.
El equilibrio de un cierre viene dado por la presión en la caja del cierre. Si la presión es alta, inte-
resa que la sección S1 sea pequeña para que el producto (p S1) disminuya y la fuerza de contacto en
la superficie S2 sea lo suficientemente baja como para no deteriorar el cierre o que se verifique un des-
gaste prematuro.
Para bajas presiones en la caja del cierre, interesa un cierre no equilibrado.
Las caras del cierre, en su frotamiento, requieren de una cierta refrigeración y lubricación, que se
logran mediante la inyección de líquido bombeado, que se recircula tomándolo de la impulsión e inyec-
tándolo en el cierre.
Si el líquido se bombea a alta temperatura, para refrigerarlo se utiliza un intercambiador de calor
y si tiene partículas en suspensión, en la recirculación se puede intercalar un separador ciclónico.
Cuando la fuente de inyección es exterior, y si el cierre es simple y no se puede recircular el líquido
bombeado (alta temperatura, carácter abrasivo, etc.), se inyecta a las caras del cierre un líquido exte-
rior sellador siempre que éste sea compatible con el líquido que se bombea.
Cuando se bombean líquidos tóxicos o de fácil inflamabilidad, la hermeticidad del cierre se asegu-
ra haciendo circular, entre la cara fija del cierre y la tapa, un líquido exterior sellador.
En caso de rotura del cierre, el líquido sellador arrastrará el líquido peligroso sin que exista la po-
sibilidad de que éste se escape a la atmósfera; la hermeticidad se asegura instalando una empaqueta-
dura en el extremo de la caja del cierre junto a la tapa. El líquido sellador se utiliza en los cierres do-
bles, Fig IX.5, y cuando exista la posibilidad de que el líquido cristalice en contacto con la atmósfera.
Los líquidos exteriores de vapor, o de agua caliente, se utilizan cuando existe la necesidad de mante-
ner altas temperaturas en la cara del cierre, bien por estar transvasando líquido con posibilidad de
cristalización a baja temperatura, o por la necesidad de mantener en las caras del cierre una fase de
vapor del líquido bombeado.
CIERRES MECÁNICOS DOBLES.- Cuando se bombean líquidos abrasivos, volátiles, fáciles de cris-
talizar, y a alta temperatura, se provoca una recirculación en el sistema de cierre y se perjudica la
vida de las caras del cierre.
Para líquidos muy tóxicos, interesa aumentar el grado de seguridad del cierre en caso de rotura (si
es simple), que se soluciona mediante la instalación de un cierre doble, que puede ser de caras opues-
tas o en tándem, Fig IX.6, y que requiere de una alimentación exterior que sirve para refrigerar y lu-
bricar sus caras, y arrastrar la pequeña cantidad de materia tóxica que haya podido entrar en la cá-
mara del cierre.
El líquido sellador puede circular en circuito abierto o cerrado; en circuito cerrado la refrigeración
puede ser por sistema termosifónico (variación de la densidad del líquido con la temperatura), o me-
diante un intercambiador de calor (con una pequeña bomba); el circuito cerrado se utiliza cuando no
se requiere un arrastre de la pequeña cantidad del líquido de la bomba que pudiera introducirse en la
caja del cierre.
BC.IX.-95

El sistema termosifónico se usa en bombas frías o criogénicas y emplea como líquido de sellado,
una disolución de metanol o propanol en agua. La presión en la cámara del cierre tiene que ser, por lo
menos, igual a la presión de impulsión de la bomba.
Fig IX.5.- Cierre mecánico (doble) con dos superficies de contacto
Fig IX.6.- Cierres dobles de caras opuestas y en tándem
IX.3.- CLASIFICACIÓN DE LOS CIERRES MECÁNICOS
Alta velocidad.- El factor velocidad decide el método en que se debe montar el cierre y a tal objeto se
aconseja:
a) Cabezal rotativo (disposición normal) hasta 3.500 rpm.
b) Cabezal estacionario (disposición invertida) hasta 10.000 rpm.
c) Cierres especiales para servicio de gas hasta aproximadamente 7.500 rpm.
d) Para velocidades aún más altas se aconsejan materiales como el carburo de tungsteno, que tiene la propiedad
de ser autopulidor y bajo coeficiente de rozamiento
Líquidos viscosos.- Presentan dos problemas:
a) Dificultades para mantener la película líquida entre las caras que rozan
b) Atascamiento del o de los muelles.
Para prevenir estos inconvenientes, se aconseja:
1) Reducir a la mitad el espesor de la cara de carbón si la viscosidad supera los 1.500 segundos Reedwood nº1
2) Caras invertidas o cierres especiales para servicios pesados si la viscosidad supera los 3.000 segundos Reed-
wood nº 1.
3) Cierres montados externamente y con asientos calentados mediante vapor.
4) Cierre de muelle único
Disoluciones.- Una disolución lleva consigo tres problemas esenciales:
a) En el caso de cabezales rotativos (disposición normal), las caras que rozan drenan hacia el exterior
b) En el caso de cabezales estacionarios (disposición invertida), cristalización entre las caras que rozan
c) Tendencia al agarrotamiento de las caras
BC.IX.-96

Antes de hacer una recomendación, es importante conocer con exactitud si la disolución es sobre-
saturada y contiene sólidos en suspensión o si es diluida y el líquido es limpio.
A título indicativo, para soluciones acuosas, se sugiere:
1) Cierre simple para concentraciones al 20% y temperaturas de unos 20ºC (solución fría) o concentraciones al
10% y temperaturas superiores a 80ºC (soluciones calientes).
2) Cierre doble para concentraciones superiores al 20%.
Sólidos en suspensión.- En estos casos se aconsejan las siguientes soluciones:
a) Cierres simples con caras de carbón y cerámica, y con recirculación desde la impulsión, cuando se trate de
concentraciones inferiores al 5% en peso y solamente cuando la cámara del cierre esté sobredimensionada.
b) Inyección exterior de líquido entre las caras
c) Separador ciclónico.
d) Cierre con muelle único.
e) Cierre montado externamente en baño de aceite, de agua o bien de líquido compatible.
f) Cierre doble con líquido refrigerante de flushing a una presión de 2 a 3 kg/cm2 superior a la existente en la
cámara del cierre.
Servicios de gas.- Como no es posible mantener la película líquida entre las caras, se prescriben en
estos casos cierres dobles; el creciente empleo de estas aplicaciones ha sugerido la construcción de cie-
rres para gases.
Por tener que funcionar en seco, dichos cierres están diseñados de manera que puedan desprender
rápidamente el calor, reduciendo al mínimo el desgaste.
Para valores bajos del factor pV se pueden usar también cierres tipo standard, teniendo además
en consideración las siguientes precauciones:
a) Cierres con anillos estacionarios enfriados y cargas de los muelles reducidas hasta aproximadamente la mitad
(montados internamente).
b) Cierres equilibrados con carga de los muelles hasta aproximadamente la mitad (montados externamente).
Tabla.- IX.1.- Propiedades de algunos materiales
Material Límite de temp. Peso esp. Resist. química Resist. compresión Resist. abrasión
Neopreno -55ºC a +425ºC 1,25 Pobre - Ligera a buena
Fluorocarbón du Pont Viton -25ºC a +235ºC 1,85 Buena Excelente Ligera a buena
Etileno. Propileno EPDM -50ºC a +175ºC 0,86 - - -
Poliacrilato -30ºC a +175ºC 1,09 - Ligera -
Silicona -115ºC a +260ºC 1,1-1,6 Buena Buena Pobre
Uretano -55ºC a +115ºC 1,25 Buena Ligera a buena Excelente
Perfluorelastomer du Pont Kalrez (ECD-006) -35ºC a +290ºC 2,01 Buena Ligera a buena Ligera a buena
Goma sintética (interior). Teflón (exterior) Hasta 205ºC - Buena Superior a solo teflón Ligera
Flúor o silicona -70ºC a +205ºC 1,4 Buena - Ligera
IX.4.- CIERRES MECÁNICOS PARA ALTAS Y BAJAS TEMPERATURAS
El problema de los cierres mecánicos son las juntas; el material de la junta que más alta tempera-
tura soporta es el Perfluoroelastomer que llega a 280ºC.
Para bajas temperaturas la silicona es el elemento óptimo, pues puede soportar los -120ºC.
Trabajar fuera de estos límites de temperaturas implica cierres de ejecución distintos a los conven-
BC.IX.-97

cionales, para evitar la complicación de intercalar circuitos de refrigeración o de calefacción en la lí-
nea de recirculación del cierre, o bien cancelar todo tipo de inyección exterior (quench).
Existen cierres especiales que pueden operar a temperaturas del orden de 400ºC de máxima y -
180ºC de mínima, que se construyen eliminando las juntas convencionales. La ventaja de estos cierres
es que no requieren líquido sellador, lo que simplifica notablemente la instalación.
En algunos casos se instala un sistema de refrigeración de la caja del cierre por agua, para evitar
la formación de la fase de vapor entre las caras del cierre como consecuencia de las altas temperatu-
ras. Si el producto maneja partículas abrasivas, se puede optar por instalar un sistema de inyección
proveniente de la descarga de la bomba, intercalando un separador ciclónico.
Otra solución sería la inyección exterior de un líquido, compatible con el de bombeo.
Para evitar las coquizaciones se puede prever la inyección exterior de un líquido de arrastre.
IX.5.- SELECCIÓN DEL MATERIAL DE LA CARCASA
Aunque debido a las características del líquido bombeado, una carcasa de fundición puede cumplir
las presiones y temperaturas de operación, las carcasas de acero se utilizan también en las siguientes
condiciones:
Si el líquido es tóxico o inflamable:
a) Para temperaturas superiores a 177°C.
b) Para líquidos con presión de vapor superior a 1 atm, medida a la temperatura de bombeo o a 38ºC, según el
valor superior.
c) Para líquidos con pesos específicos menores de 0,825 a temperatura de bombeo, junto con una máxima pre-
sión de descarga de 10,5 kg/cm2.
d) Cuando la presión de descarga supere los 17,5 kg/cm2.
Para líquidos relacionados con el refino y la petroquímica se utilizan carcasas de:
a) Hierro fundido
b) Bronce
c) Acero al carbono, apto para soldadura autógena para servicios de alta temperatura, y para aplicaciones rela-
tivamente no corrosivas, cuando se precisen cualidades físicas superiores a las del hierro fundido
d) La gama de aceros al cromo cubre un rango variable entre el acero al cromo (4% ÷ 6%) apto para trasegar
productos de corrosión suave, como agua de alimentación de calderas desaireadas, y el acero al cromo 17% apto
para trasegar soluciones oxidantes, como altas concentraciones de ácido nítrico.
El acero al cromo 11,5% ÷ 13% tiene excelente resistencia al agua fresca y ácidos de corrosión suave como el
ácido carbónico.
El de mayor contenido en cromo es el más resistente a la corrosión en aquellas aplicaciones para las cuales es-
tén especificados.
El más conocido de los aceros inoxidables, y ampliamente usado, es el acero inoxidable 18-8 (austenítico), sien-
do su resistencia a la corrosión superior a la de los anteriores.
e) El Alloy 20 es satisfactorio para todas las aplicaciones anteriores y para algunos de los líquidos más corrosi-
vos como los ácidos clorhídrico y sulfúrico caliente de mediana concentración.
f) El Ni-Resist comprende dos tipos de hierro fundido austenítico. El tipo I tiene buena resistencia a la corrosión
para una gran variedad de líquidos; se utiliza en la industria química para bombear pulpas de muchas sales, sola-
BC.IX.-98

mente cuando no se especifica el tipo II que, libre de cobre, se emplea para bombear líquidos altamente alcalinos.
Ambos tipos tienen, comparativamente, un alto coeficiente de dilatación que se debe tener en cuenta cuando se
prevean altas temperaturas.
g) El Monel cubre las aleaciones níquel-cobre, que tienen una excelente resistencia a la corrosión de una gran
variedad de líquidos no oxidantes, particularmente agua de mar y otras soluciones cloradas. Dentro de límites res-
tringidos de temperatura y concentración se pueden usar para bombear los ácidos clorhídrico y fluorhídrico. No es
adecuado para usar con ácido nítrico y la mayor parte de las aguas ácidas de mina.
h) Las fundiciones comerciales de níquel, se usan frecuentemente para manejar álcalis calientes en industrias de
detergentes, donde se desean productos puramente blancos.
Aunque el níquel tiene excelente resistencia a todos los corrosivos, su fundición presenta problemas, por lo que
se prefieren normalmente otras aleaciones comerciales.
IX.6.- MANIOBRAS DE ARRANQUE Y PARADA
PUESTA EN MARCHA DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA.- Para poner en marcha una bomba centrífu-
ga hay que tener presente las siguientes consideraciones:
a) Comprobar todos los purgadores, bridas, líneas, etc., asegurándose de que no se ha olvidado
ninguna junta ciega.
b) Si la bomba está recién instalada, comprobar que puede girar sin dificultad rodándola a mano.
Comprobar que el sentido de rotación del motor es el correcto.
c) Comprobar la lubricación de los cojinetes y demás partes móviles.
d) Comprobar los cierres líquidos.
e) Cerrar la válvula de impulsión, abrir la de aspiración plenamente y llenar de líquido la carcasa.
Púrguese el aire o vapor por el purgador situado en la parte más alta de la carcasa. Si el líquido que
vamos a bombear es caliente déjesele fluir hasta que caliente la carcasa.
f) Si la bomba está accionada por una turbina, hay que purgar la línea de vapor a través de la mis-
ma con el fin de calentarla y eliminar condensados. Asegurarse que la válvula de vapor de escape está
abierta. Comprobar asimismo la lubricación.
g) Poner en marcha la bomba hasta alcanzar la presión normal y abrir entonces la válvula de im-
pulsión lentamente y asegurarse que la presión se mantiene en su valor. Hay que tener en cuenta que
si se abre demasiado rápidamente la válvula de impulsión, se puede originar una pulsación repentina
con la pérdida de la succión.
PARADA DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA
a) Cerrar la válvula de impulsión; ésto reduce la carga del motor y evita el retroceso si la válvula
de retención no funcionase.
b) Parar el motor o turbina.
c) Dejar la bomba llena de líquido a menos que el producto tenga un alto punto de congelación o
viscosidad. En este caso vaciar la bomba cerrando previamente la válvula de aspiración. Abrir la pur-
ga de presión de la bomba. Volver a cerrar esta purga. Si la bomba se deja preparada para entrar en
servicio, dejar la aspiración abierta.
d) Si existen líneas que lo permiten, mantener calientes las bombas de reserva.
e) Si se va a hacer en la bomba alguna reparación, cerrar todas las válvulas de bloqueo y vaciar la
bomba.
BC.IX.-99

COMPROBACIÓN DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA EN FUNCIONAMIENTO
a) Comprobar la presión de descarga
b) Comprobar la empaquetadura. Si tiene anillo empaquetador, comprobar que no está sobrecalen-
tada o comprobar la presión si tiene engrase de anillo. Si el cierre es mecánico no se precisa ajuste.
c) Comprobar el nivel de aceite lubricante en la envoltura del cojinete.
d) Comprobar manualmente si existe una excesiva vibración y ruidos.
INCIDENCIAS
- El motor no anda:
a) Comprobar el pulsador principal
b) Probar a girar el eje manualmente
c) Si se nota un zumbido no mantener el botón de arranque impulsado más de dos segundos
- El motor tarda en alcanzar la velocidad:
a) Tocar los cojinetes
b) Probar a mover manualmente y ver si la empaquetadura está demasiado apretada
- El motor se dispara continuamente cuando está andando:
a) No probar a ponerlo en marcha más de dos o tres veces seguidas
b) No utilizar materiales extraños para ajustar el botón de arranque
- El motor echa humo:
a) Pararlo inmediatamente.
b) Si la bomba no impulsa líquido, puede que no esté bien cebada, por lo que es necesario llenarla
completamente de líquido, siendo a veces difícil expulsar hasta la última burbuja de aire o vapor.
También puede ser que la velocidad de giro es demasiado baja, con lo que la altura alcanzada no es
suficiente para vencer la carga de la bomba.
c) El rotor o la línea de aspiración pueden estar obstruidos
d) Entra aire en la bomba por alguna fuga
e) La succión no es suficiente
f) La bomba está girando en sentido contrario al debido
- La bomba impulsa líquido pero no el suficiente: Puede ser debido a alguna de las razones anteriores o a
que el rodete esté parcialmente obstruido.
- Defectos mecánicos : Son debidos a desgastes en los anillos de cierre, carcasa, juntas de bridas, etc.
- Presión insuficiente por
a) Velocidad baja
b) Vapor o aire en el lquido
c) Diámetro del rodete demasiado pequeño
d) Sentido de giro invertido
f) Anillos gastados.







- Fallo de la bomba nada más ponerla en marcha por
a) Succión insuficiente
b) Bolsas de aire en la línea de aspiración
c) Empaquetaduras estropeadas y entrada de aire





- Ruidos anormales por
a) Cavitación
b) Mal alineamiento



BC.IX.-100

- La bomba consume demasiada potencia por
a) Velocidad excesiva
b) Sentido de giro inverso
c) Eje combado, empaquetaduras demasiado apretadas.





- Fugas de líquido por el prensaestopas
a) Empaquetaduras estropeadas o lubricación insuficiente
b) Empaquetaduras mal colocadas
c) Manguitos descentrados
d) Eje torcido o doblado





- Fallo repetido de algún cojinete por
a) Mala lubricación
b) Mal alineamiento
c) Cavitación
d) Mala instalación





BC.IX.-101

X.- BOMBAS VOLUMÉTRICAS
X.1.- BOMBAS VOLUMÉTRICAS
En la bomba volumétrica el desplazamiento del líquido se realiza en un proceso en el que se verifi-
ca el desalojo periódico del líquido contenido en unas cámaras de trabajo, mediante un dispositivo que
las desplaza, que es un órgano de trabajo, (pistón, engranaje, etc), con unos espacios que comunican,
periódicamente, la cavidad de recepción del líquido o cámara de aspiración, con la cavidad de descar-
ga o cámara de impulsión, pudiendo tener una o varias cámaras de trabajo.
El funcionamiento consiste en el paso periódico de determinadas porciones de líquido, desde la ca-
vidad de aspiración, a la de descarga de la bomba, con un aumento de presión; el paso del líquido por
la bomba volumétrica, a diferencia del paso por los álabes de una bomba centrífuga, es siempre más o
menos irregular, por lo que en general, el caudal se considerará como el valor medio del caudal trase-
gado.
La cavidad de aspiración tiene que estar, siempre, herméticamente aislada de la de descarga o im-
pulsión; a veces se puede admitir la existencia de pequeñas filtraciones de líquido a través de las hol-
guras, deslizamiento, aunque en proporciones muy pequeñas frente al suministro de la bomba.
En general, todas las bombas volumétricas son autoaspirantes, o autocebantes, por lo que si co-
mienzan a funcionar con aire, sin líquido, pueden llegar a crear una rarificación tan grande capaz de
succionar al líquido por la tubería de aspiración, con la condición de que la altura geométrica de aspi-
ración no sobrepase un cierto valor, propiedad que se puede perder cuando la hermeticidad o el núme-
ro de revoluciones son insuficientes.
El caudal aspirado por la bomba q1, (cuando la hermeticidad de la misma es absoluta para un funcio-
namiento normal y sin cavitación, por lo que se puede asegurar el llenado de las cámaras de trabajo
con el líquido a trasvasar, lo que implica la no existencia de fugas ni vaporizaciones), es:
q1 =
W n
60
=
V z n
60
m3
seg
en la que:
W es el volumen de trabajo de la bomba, igual al volumen de líquido incompresible suministrado por la misma
BV.X.-103

en una revolución de su eje propulsor, en condiciones perfectas de funcionamiento.
V es el volumen correspondiente a cada cámara de trabajo en cada vuelta del eje de la bomba, también conocido
como volumen útil de la cámara de trabajo
z es el número de cámaras de trabajo de la bomba
n es el número de rpm del eje de la bomba
Como el suministro teórico de la bomba volumétrica no depende de la altura de carga creada por
ella, su curva característica teórica en un diagrama (Hm, q) para, n = Cte, es una recta paralela al eje
de ordenadas, Fig X.1a.
Fig X.1.- Curvas características teórica y real
El caudal q impulsado por la bomba, teniendo en cuenta las posibles fugas y la cavitación es:
q =
V z n
60
- Pérdidas fugas = q1 - q * =
V z n
60
-
Csz V Δp
2 π η
=
V z n
60
- k
Δp
η
m = q1 ηvol
en la que:
Cs es un coeficiente de deslizamiento que aparece como consecuencia de las fugas de líquido, entre las cámaras
de aspiración e impulsión
Δp = pimp - pasp = p2 - p1
η es la viscosidad dinámica del líquido
m es un coeficiente menor que la unidad, y que para las bombas volumétricas vale 0,5
El par motor teórico Ct del rotor de la bomba se obtiene a partir del trabajo desarrollado por el pis-
tón, con una carrera c, en la forma:
Trabajo:
T = 2 π r F = r F = Ct = 2 π Ct
T = (Δp Ω) c z = Δp V z



⇒ 2 π Ct = Δp Vz
Ct =
Δp V z
2 π
= q1 =
V z n
60
=
30 q1 Δp
π n
El par motor real C en función de Δp, n y la fricción es:
C = Ct + Carrastre + Crozam + C' =
Δp V z
2 π
+ Cw V z η n +
λ V z Δp
2 π
+ C' =
30 N
π n
con:
Cw coeficiente de arrastre
λ coeficiente de rozamiento
C' par motor que aparece debido a la fricción, que es independiente de n y de Δp
BV.X.-104

Potencia hidráulica que la bomba comunica al líquido: Nh = γ q1 H t = γ q1
H m
η man
= γ V z n
60
Hm
ηman
Potencia útil de la bomba: Nu = γ q Hm = q Δp =
V z n Δp
60 ηvol
Potencia a comunicar al eje de la bomba:
N =
γ q Hm
η =
γ q1Hm
ηman ηmec
=
γ V z n Hm
60 ηman ηmec
=
V z n Δp
60 ηman ηmec
= C
π n
30
Rendimiento de la bomba: η =
Nu
N
=
30 q Δp
π C n
X.2.- BOMBAS DE ÉMBOLO
En las bombas de émbolo el líquido es desalojado de las cámaras de trabajo por el movimiento al-
ternativo de un pistón, accionado por un mecanismo biela manivela, aunque también se pueden utili-
zar otros mecanismos, como levas, excéntricas, etc.
En las bombas de émbolo más usuales existen válvulas de aspiración y de impulsión que regulan
el movimiento del líquido a través de la cámara de trabajo que, mientras se está llenando, la válvula
de aspiración permanece abierta y la de impulsión cerrada, invirtiéndose la posición de las válvulas
durante el desalojo o impulsión del líquido; estas válvulas sólo se abren por la acción del gradiente de
presiones, y se cierran por su propio peso o por la acción de algún mecanismo con muelle. Según el nú-
mero de cámaras de trabajo se dividen en bombas de simple efecto (z = 1) y de doble efecto (z = 2).
En la bomba de simple efecto, el líquido se impulsa únicamente durante media vuelta de la manive-
la, por cuanto, en la segunda media vuelta, el líquido se aspira, existiendo en consecuencia una gran
irregularidad en el suministro, Fig X.2.
Fig X.2.- Esquema de bomba de émbolo de simple efecto
Para la bomba de doble efecto, Fig X.3, el suministro durante una vuelta se reduce por dos veces a
cero, y también, por dos veces, alcanza el valor máximo, siendo su irregularidad menor que para el
caso de simple efecto, pero aún así es demasiado grande, por cuanto la presión del líquido junto al ém-
bolo varía fuertemente debido a la corriente irregular en las tuberías.
Fig X.3a.b.- Esquema de cuerpo de bomba de émbolo de doble efecto
BV.X.-105

Durante el movimiento acelerado del émbolo, y en consecuencia, del líquido en la tubería de aspi-
ración, tiene lugar una caída de presión junto al émbolo que puede provocar cavitación, e incluso, se-
paración del líquido de la superficie del émbolo, consumiéndose una potencia suplementaria en el au-
mento periódico de las pérdidas de carga por rozamiento del líquido contenido en las tuberías de aspi-
ración e impulsión.
Las bombas de émbolo pueden crear presiones de miles de atmósferas, siendo de entre todas las bombas
existentes, las que poseen mayor impulsión; normalmente funcionan con números de revoluciones ba-
jos, del orden de 300 a 500 rpm, ya que si las revoluciones son más altas, se puede llegar a alterar el
funcionamiento normal de las válvulas de aspiración e impulsión, Fig X.5; debido a esta marcha lenta,
sus dimensiones resultan bastante mayores que las de una bomba centrífuga que funcione en las mis-
mas condiciones de caudal y altura manométrica.
CAUDAL.- Si se supone que la longitud L de la biela es muy grande en comparación con la longitud
de la manivela, se puede considerar que la velocidad de desplazamiento del émbolo varía según una
ley senoidal en función del ángulo de giro de la manivela ϕ, o del tiempo.
La velocidad instantánea del émbolo sigue una ley senoidal y se define en la forma:
v = dx
dt
= x = r (1 - cos ϕ)
{ } = r sen ϕ
dϕ
dt
=ϕ w =
dϕ
dt
{ } = r w sen ϕ = π r n
30
sen ϕ
y dado que (v = 0) para ϕ = 0 y ϕ = π, y existiendo un máximo entre estos valores para ϕ =
π
2
resulta:
v máx = r w sen
π
2
= r w =
π r n
30
Para un recorrido infinitesimal del pistón (dx = dc) se tiene un volumen dW de líquido:
dW = Ω dc = dc = v dt = r w sen ϕ dt = Ω r w sen ϕ dt = w =
dϕ
dt
= Ω r sen ϕ dϕ
y para una revolución del cigüeñal:
W =
0
π
∫ Ω r sen ϕ dϕ = 2 Ω r = Ω c
El caudal instantáneo qi no es constante, sino que sigue una ley senoidal, de la forma:
q i =
dW
dt
= Ω r w sen ϕ
Los caudales aspirado e impulsado en la bomba de simple efecto son:
q1 =
W n
60
=
Ω c n
60
; q =
Ω c n
60
ηvol =
π D
2
4
c n
60
ηvol = 00131 c n D
2
ηvol
mientras que para la de doble efecto, Fig X.3a:
q1 =
Ω c n
60
+
(Ω - a) c n
60
=
2 Ω - a
60
c n =
π c n
240
(2 D
2
- d
2
)
q =
2 Ω - a
60
c n ηvol = 0,0131 (2 D
2
- d
2
) ηvol
y para la de doble efecto, Fig X.3b: q1 =
π c n
240
(2 D
2
- d
2
- d*
2
)
BV.X.-106

siendo:
Ω la sección transversal del pistón en m2
c la carrera, en metros
a la sección del eje del émbolo
n el número de revoluciones por minuto del cigüeñal
no dependiendo de la presión creada por la bomba.
Si se desea aumentar el caudal, sin modificar excesivamente las dimensiones de la máquina, hay
que aumentar n, pero procurando que la velocidad media del émbolo no exceda de 1,5 m/seg.
La tendencia actual señala un progreso en el sentido de obtener velocidades medias del émbolo
mayores que las indicadas, disminuyendo así las dimensiones y el peso de la bomba.
La regulación del caudal se puede hacer modificando el nº de rpm del cigüeñal, o mediante un by-
pass, haciendo que parte del caudal impulsado vuelva otra vez a la cámara de aspiración.
Fig X.4.- Variación del caudal de las bombas de émbolo
El caudal real q permite obtener rendimientos volumétricos que oscilan entre el 0,85 y el 0,99,
siendo mayor en aquellas bombas cuyo émbolo tenga mayor diámetro, y menor cuanto más pequeña
sea la viscosidad del líquido.
VELOCIDAD ÓPTIMA.- Las bombas alternativas, por su constitución, siempre son susceptibles de
modificar el número de emboladas, dependiendo del tipo de accionamiento.
Cuando lo que hay que modificar es el caudal, las bombas accionadas por vapor se regulan fácil-
mente, porque estando la bomba en funcionamiento se puede actuar sobre el vapor
En las bombas accionadas por motor el caudal se puede modificar:
Acortando el recorrido del pistón (disminuyendo la longitud de la biela) ⇒ Bomba parada
Mediante un variador de potencia



Las condiciones de diseño de la máquina fijan una velocidad óptima de funcionamiento, de acuer-
do con el tamaño de las válvulas, inercia de las mismas y propiedades físicas del líquido a bombear,
tales como densidad, viscosidad, presencia de sustancias extrañas en suspensión, etc; en general, para
líquidos viscosos la velocidad óptima es de un 30% de la normal de la máquina.
POTENCIA INDICADA ó POTENCIA HIDRÁULICA.- El diagrama del indicador es la representación
gráfica de la variación de presión en el cilindro de trabajo de una bomba, durante una revolución com-
pleta del cigüeñal. Este diagrama permite descubrir defectos de funcionamiento en la bomba, al tiem-
po que mide la potencia interna o indicada.
Si la bomba trabaja normalmente, es decir, las válvulas se abren y cierran sin retrasos ni adelan-
tos, no existen fugas a través de ellas, y el émbolo y el cilindro tienen un ajuste perfecto, en el diagra-
ma del indicador las líneas (ac) y (bd) que corresponden con el comienzo de la aspiración e impulsión,
respectivamente, son verticales, observándose una pequeña variación de la presión en ambos casos,
BV.X.-107

motivada en el momento de apertura de las válvulas, Fig X.5.
Si las verticales se inclinan quiere decir que las válvulas de aspiración o de impulsión o ambas a la
vez, no están sincronizadas con el movimiento del émbolo, o no cierran bien debido a las impurezas
que las obstruyen, o a que no están en condiciones óptimas por haber entrado aire en el cilindro, etc.
Fig X.5.- Diagrama del indicador de una bomba de émbolo
El área del diagrama representa, a la escala apropiada, el trabajo hidráulico comunicado por el ém-
bolo al líquido en cada revolución del cigüeñal.
La potencia hidráulica, o potencia indicada, es: Nh = q1 Δp =
q
ηvol
Δp = Ω c n z
60
Δp
en la que pi es la presión media indicada.
La potencia del motor es:
N =
γ q Hman
75 η
z = γ
q1 Hman
75 ηman ηmec
z =
q1 Δp z
75 ηman ηmec
=
Ω c n
60
Δp z
75 ηman ηmec
(CV) =
Ω c n Δp z
4500 ηman ηmec
(CV)
CURVA CARACTERÍSTICA.- La curva característica teórica de una bomba alternativa es una línea
vertical, puesto que la bomba proporciona un caudal fijo a una presión teóricamente ilimitada. No
obstante, a medida que aumenta la presión proporcionada por la bomba se producen más fugas, tanto
por ejes, como en el mismo cilindro de un lado al otro del pistón, que hacen caer la capacidad de la
bomba y, por encima de una cierta presión, la curva se separa de la vertical hacia la izquierda.
La comparación de las dos curvas características, teórica y real, permite apreciar claramente las
características de ambos tipos de bombas, real y teórica.
Tabla X.1.- Cálculo del rendimiento mecánico a partir
de la potencia hidráulica y la velocidad media
3 0,71 4,2
6 0,73 8,2
10 0,75 13,3
14 0,77 18,2
20 0,79 25,5
30 0,8 37,5
40 0,81 49,1
50 0,82 60,9
60 0,83 72,5
80 0,84 95,5
100 0,85 118
200 0,86 233
400 0,87 459
600 0,88 683
1000 0,89 1125
2000 0,9 2220
ηmec Nh vmed
Nu vmed
BV.X.-108

Ejemplo.- En la bomba de émbolo de doble efecto, Fig X.3b, el eje a la izquierda tiene 9 cm de diámetro y el de la
derecha 6 cm. La carrera es de 0,9 m y el diámetro del pistón es de 50 cm. La bomba funciona a 70 rpm. La presión
de impulsión en la cara izquierda del émbolo es de 2,1 kg/cm2 y de 2,15 kg/cm2 en la cara derecha. La presión en la
aspiración sobre cada una de las caras d el émbolo es de -0,3 kg/cm2. Con estos datos determinar la potencia hi-
dráulica y la potencia del motor.
______________________________________________________________________________________________
RESOLUCIÓN
- Superficies útiles del émbolo:
Cara izquierda: Ωizd = π
4
(D
2
- deje izq
2
) = π
4
(50
2
- 9
2
) = 1900 cm
2
Cara derecha: Ωder = π
4
(D
2
- deje der
2
) = π
4
(50
2
- 6
2
) = 1935 cm
2





- Potencias indicadas (hidráulicas)
Parte izquierda: Nh(izd) = Fizd v =
Fizd = Ωizd (pizd - pasp ) = 1900 x {2,1 - (- 0,3)} = 4560 kg
v =
c n
60
=
0,9 x 70
60
= 1,05
m
seg
(en un sentido)
=
= 4560 x 1,05 = 4788
Kgm
seg
= 63,84 CV
Parte derecha: Nh(der) = Fder v =
Fder = Ωder (pder - pasp ) = 1935 x {2,15 - (- 0,3)} = 4741 kg
v =
c n
60
=
0,9 x 70
60
= 1,05
m
seg
(en un sentido)
=
= 4741 x 1,05 = 4978
Kgm
seg
= 66,4 CV
- Potencia hidráulica total: Nizd + Nder = 63,84 + 66,37 = 130,21 CV
- El rendimiento mecánico se obtiene mediante la Tabla X.1, función de la relación:
Nh
vmedia émbolo
= vmedia émbolo = 2 c n
60
= 2,1 m/seg =
130,21
2,1
= 62 Tabla X.1
 →

 ηmec = 0,82
- Potencia del motor: N =
Nh
ηmec
=
130,21
0,82
= 158,8 CV
De otra forma:
- Caudales aspirados:
q1(izd) =
π c n
240
(D
2
- dizd
2
) =
π x 0,9 x 70
240
(0,5
2
- 0,09
2
) = 0,1995
m
3
seg
q1(der) = π c n
240
(D
2
- dder
2
) =
π x 0,9 x 70
240
(0,5
2
- 0,06
2
) = 0,2032 m
3
seg





- Nh(izd) = q1(izd) Δpizq = 0,1995 {2,1 - (-0,3)}x 104
= 4788
Kgm
seg
- Nh(der) = q1(der) Δpder = 0,2032 {2,15 - (-0,3)} x 104
= 4978
Kgm
seg
X.3.- BOMBAS ROTATIVAS
Las bombas rotativas pertenecen a una clase de bombas volumétricas que en la actualidad tienen
una amplia gama de aplicaciones en la construcción de maquinaria; las diversas bombas que compo-
nen este grupo se diferencian sustancialmente en su diseño y construcción, pero tienen muchas carac-
terísticas comunes, como la traslación de las cámaras de trabajo desde la cavidad de admisión de la
bomba hasta la de impulsión, o el movimiento absoluto giratorio, o el más complicado de avance y giro
de los elementos móviles.
En las bombas rotativas, el líquido se traslada en las cámaras de trabajo, debido al movimiento gi-
ratorio, más o menos complejo, de los elementos móviles respecto a la parte fija o estator. En el estator
BV.X.-109

están las cavidades de aspiración y de impulsión; el rotor es el órgano de la bomba, solidario con el eje
motriz, que se pone en rotación; además, en la bomba rotativa existen uno o varios elementos móviles,
que se desplazan realizando una serie de movimientos cíclicos respecto al rotor; en las Fig X.6, se ex-
ponen algunos ejemplos. El líquido se traslada a la presión de aspiración.
Fig X.6.a
Bomba de 2 lóbulos
Fig X.6.b
Bomba de 3 lóbulos
Fig X.6.c
Bomba de 4 lóbulos
Fig X.6.d
Bomba de bloques deslizantes
La traslación de las cámaras de trabajo hace inútiles las válvulas de aspiración y de impulsión, no existiendo
por lo tanto, distribución de líquido a través de válvulas; debido a esta característica, tienen la parti-
cularidad de ser reversibles, pudiendo trabajar también como motores hidráulicos cuando se las sumi-
nistra un líquido a presión, lo cual asegura su amplio empleo en las transmisiones hidráulicas. Las
bombas rotativas no disponen de mecanismo biela-manivela; son considerablemente más rápidas que
las de émbolo, estando su campo de trabajo entre las 3.000 y 5.000 rpm, e incluso más; a su vez dispo-
nen de una cierta uniformidad de impulsión, muy superior a la de las bombas de émbolo.
El caudal aspirado común al de cualquier bomba volumétrica es: q1 =
W n
60
=
V z n
60
m3
seg
pero sin embargo, el número z de volúmenes que se impulsan por cada revolución del rotor es mayor
que en las bombas de émbolo, entre 4 y más de 12, con la particularidad de que antes de terminar el
suministro completo de una determinada cámara, comienza el de la siguiente, y así sucesivamente, lo
que implica el que la impulsión del líquido sea bastante uniforme.
El proceso de trabajo de la bomba rotativa consta fundamentalmente de tres etapas:
a) Llenado de las cámaras de trabajo por el líquido
b) Cierre de las cámaras de trabajo, aislándose las cavidades de aspiración y de impulsión, y trasladando el lí-
quido de una a otra.
c) Desalojo del líquido de las cámaras de trabajo
Las bombas rotativas se pueden clasificar atendiendo a diversas características peculiares de las
mismas:
a) Según el tipo de movimiento absoluto de los órganos móviles, se dividen en rotatorias y de corredera.
En las rotatorias, los órganos móviles realizan únicamente un movimiento giratorio respecto a sus
ejes, teniendo como apoyos los cojinetes fijos.
En las de corredera, los órganos móviles giran respecto al eje del estator, al tiempo que realizan un
movimiento rectilíneo de vaivén respecto al rotor; según el tipo de cierre de las cámaras de trabajo y
la forma de los elementos móviles, las bombas de corredera se dividen en bombas de aletas, Fig X.9, y
en rotativas de émbolo, Fig X.14.
b) Según la forma conque se trasladan las cámaras de trabajo, es decir, según el movimiento del líquido
desalojado en la bomba, pueden ser planas y helicoidales.
BV.X.-110

En las bombas rotatorias planas, la traslación de las cámaras de trabajo, (y en consecuencia la del
propio líquido), se realiza en un plano normal al eje de rotación del rotor, siendo la más interesante la
de engranajes, Fig X.7.
En las bombas rotativas helicoidales, la traslación de las cámaras de trabajo se realiza a lo largo del
eje de rotación del rotor, siendo la más interesante la de tornillos, Fig X.11.
c) Según la variabilidad del volumen trasegado en cada revolución, o desplazamiento, pueden ser de des-
plazamiento fijo y de desplazamiento variable.
En las de desplazamiento variable, lo que se hace es modificar la excentricidad del rotor.
En muchas aplicaciones hay que variar el caudal, lo cual se puede lograr variando n, que no es re-
comendable, o variando el desplazamiento, como ya se ha indicado, que es lo más frecuente.
X.4.- BOMBA DE ENGRANAJES
La bomba de engranajes consiste en dos ruedas dentadas iguales, ajustadas al cuerpo de la bomba
o estator, Fig X.7. El rotor es la rueda conductora, mientras que el órgano móvil, o elemento despla-
zante, es la conducida. Como el espacio entre elementos y la carcasa es extremadamente pequeño y el
material que es bombeado actúa como agente lubricante, la bomba nunca girará en seco. Estas bom-
bas no están diseñadas para transportar sólidos, y por regla general llevan filtros en la línea de suc-
ción. Se accionan por un motor eléctrico y giran a elevada velocidad
En la cavidad de aspiración, el líquido llena los espacios entre los dientes de ambas ruedas denta-
das, y después, estos volúmenes se aislan y desplazan por unos arcos de circunferencia a la parte de
descarga de la bomba. Al engranar los dientes entre sí, cada uno de ellos entra en el que le correspon-
de, desalojando al mismo tiempo el líquido contenido en el mismo; como el volumen del hueco es ma-
yor que el del diente que engrana, una cierta porción de líquido retornará a la cavidad de aspiración.
Fig X.7a.- Bomba de engranajes exteriores
La misión de desalojar el líquido la cumplen ambos piñones, rotor y elemento desplazante, al mis-
mo tiempo, siendo las cámaras de trabajo los huecos existentes entre los dientes. El volumen útil V de
una cámara de trabajo, a considerar en el cálculo del caudal q1 es el correspondiente al del diente, y
no al del hueco, es decir:
V = Volumen del diente = Vd
El número de estos volúmenes, que pasan durante una revolución del eje de la bomba, será igual
al número total de dientes de las dos ruedas dentadas (2 z), por lo que el caudal promediado aspirado su-
ministrado por la bomba, por segundo, es:
BV.X.-111

q1 =
W n
60
=
2 z Vd n
60
y como el cálculo del volumen Vd está directamente ligado a la superficie lateral del diente, se puede
utilizar, aproximadamente, la relación:
q1 = u S = π R n
30 2,
16 b h ≈ π R n b h
15
m
3
seg
en la que:
S = 2,16 b h es la superficie de la sección transversal de la capa de líquido
h es el módulo, o distancia entre la circunferencia primitiva y la exterior
u es la velocidad tangencial correspondiente al diámetro primitivo = 2 R
b es la longitud axial del diente
La potencia es: N =
γ q1 Hm
ηman ηmec
=
γ Vd z n Hm
30 ηman ηmec
Estas bombas pueden crear presiones entre 100 y 150 atm.
Para obtener presiones más elevadas, se utilizan a veces bom-
bas de engranajes de etapas múltiples, es decir, se hace un mon-
taje de varias bombas de engranajes acopladas en serie, origi-
nándose así una Hm igual a la suma de las alturas manomé-
tricas correspondientes a las diversas etapas; para garantizar
el llenado, el suministro de cada etapa anterior debe ser ma-
yor que el caudal impulsado por la siguiente.
Si hay un exceso de suministro, se puede extraer parte de él
mediante válvulas de desagüe especiales dispuestas en cada
etapa y calculadas para una presión determinada. Se em-
plean en la construcción de maquinaria; su desventaja radica en la imposibilidad de poder regular el
volumen de trabajo, por cuanto no se permite ningún desplazamiento de los ejes.
Suelen utilizarse también bombas con engranaje interior, en las que el rotor es una corona, mientras
que el piñón es el órgano que se desplaza, existiendo entre corona y piñón, según se muestra en la Fig
X.8, la parte fija del estator de la bomba, en forma de hoz, que asegura el cierre de las cámaras de tra-
bajo, es decir, los espacios entre los dientes de ambos engranajes. Por cada vuelta del engranaje con-
ductor se suministra un volumen de líquido igual al correspondiente a dos veces el número de dientes
de dicho engranaje, no dependiendo del número de dientes del engranaje conducido.
Estas bombas con engranaje interior disponen de un paso algo
mayor que las de engranaje exterior, para las mismas dimen-
siones; su ventaja consiste en la disposición simétrica del eje
de impulsión respecto al cuerpo; la fabricación de estas bom-
bas es más complicada, y su altura de carga es menor a las de
las bombas con engranajes exteriores, hecho que se explica
porque en ellas, la vía de traslación de las cámaras de trabajo
es mucho más corta que en las bombas con engranaje exterior,
y por consiguiente, con menor grado de hermeticidad. Se em-
plean en grupos que no precisan de altas presiones.
BV.X.-112
Fig X.7b.- Bomba de engranajes exteriores
Fig X.8.- Bomba de engranajes interiores

X.5.- BOMBAS DE ALETAS
Las bombas de aletas consisten en un conjunto de cuatro o más aletas con cinemática plana
(radial), Fig X.10; el rotor es un cilindro hueco con ranuras radiales en las que oscilan o deslizan las
aletas, que son los desplazadores.
Fig X.9.- Bomba de aletas deslizantes
Fig X.9a.b.c.- Bombas de una, dos y cuatro aletas deslizantes
Fig X.10.- Esquema de bomba de aletas con contacto mejorado
El rotor va dispuesto en forma excéntrica respecto a la superficie interior del estator que es cilín-
drica, debido a lo cual, las aletas, durante la rotación del rotor, realizan movimientos alternativos o de
vaivén respecto al rotor. Bajo la acción de la fuerza centrífuga, las aletas se aprietan con sus extremos
libres a la superficie interior del estator y deslizan por éste, al tiempo que los extremos interiores de
dichas aletas se desplazan sobre el eje de giro. El líquido llena un espacio, que es el comprendido en-
tre dos aletas vecinas y las superficies correspondientes del estator y del rotor. Este espacio es la cá-
mara de trabajo, cuyo volumen crece durante el giro del rotor, hasta alcanzar un valor máximo, y des-
pués, se cierra y se traslada a la cavidad de impulsión de la bomba, comenzando al mismo tiempo el
desalojo del líquido de la cámara de trabajo en una cantidad igual a su volumen útil V.
BV.X.-113

El volumen útil V de una cámara de trabajo se puede expresar, aproximadamente, en la forma:
V = (
π R 2
- π (r - e)2
z
- 2 δ e)b = (
π R 2
- π (R - 2 e)2
z
- 2 δ e)b = 2 e b {
2 π (R - e)
z
- δ}
en la que:
R es el radio de la superficie interior del estator
e = R - r, es la excentricidad, es decir, la distancia entre centros del rotor y del estator
z es el número de aletas o desplazadores, igual al número de cámaras de trabajo de la bomba
b es la dimensión axial de las aletas
δ es el espesor de cada aleta
El caudal aspirado es: q1 =
V z n
60
=
2 e b {2 π (R - e) - z δ} n
60
m 3
seg
observándose que con este mecanismo el grado de hermeticidad no puede ser grande, por cuanto la se-
paración entre las cámaras de aspiración y de impulsión se efectúa sólo por contacto del borde de las
aletas con el estator, y ésto hace que las presiones creadas por la bomba de aletas sean, en general,
inferiores a las creadas por otras bombas rotativas.
Se puede aumentar la presión aumentando el número de aletas, o también, mejorando el contacto
aletas-estator. En la Fig X.10, el apriete de las aletas al estator se intensifica porque a través del ori-
ficio C que comunica la cámara de alta presión con las cabezas internas de las aletas, se suministra a
éstas líquido a la presión correspondiente a la cavidad de impulsión.
El suministro de líquido a las cámaras de trabajo y su derivación a éstas, se efectúa a través de
las lumbreras de aspiración y de impulsión, que tienen forma de arcos, y están unidas, respectiva-
mente, a las conducciones de aspiración e impulsión de la bomba.
Las bombas de aletas admiten la posibilidad de regular su volumen de trabajo, modificando la excentricidad
del rotor respecto al estator. Si disminuye la excentricidad, se reduce el suministro de la bomba, mante-
niendo invariable el número de revoluciones, y a la inversa, pero para eso se requiere que en la cons-
trucción de la bomba se prevea esta posibilidad, mediante el dispositivo adecuado.
X.6.- BOMBAS HELICOIDALES
Las bombas helicoidales pueden ser de uno o varios tornillos, Figs X.11.12. Si se considera una
bomba helicoidal de tres tornillos, Fig X.13, de los cuales el central es el conductor y los dos laterales
los conducidos, para asegurar un cierre hermético de las cámaras de trabajo y, por lo tanto, la separa-
ción de las cavidades de aspiración e impulsión de la bomba, se necesita que los tornillos tengan un
perfil cicloidal determinado. En el tornillo conductor este perfil es convexo, mientras que en los condu-
cidos es cóncavo.
Generalmente la rosca es de dos entradas, y la relación de engrane desde el tornillo conductor has-
ta los conducidos es igual a la unidad. Las cámaras de trabajo vienen limitadas entre los filetes de los
tres tornillos y las superficies internas del estator; durante el giro de los tornillos, las cámaras de tra-
bajo se desplazan, junto con el líquido, a lo largo de los ejes de rotación.
El perfil de los tornillos es tal que los conducidos se descargan completamente, accionados por el
conductor que es el que realiza el trabajo de desplazamiento, actuando éste, al mismo tiempo, como
rotor y como desplazador. Los tornillos conducidos desempeñan la misión de separar las cavidades de
admisión e impulsión, pero sin desalojar al líquido.
BV.X.-114

Fig X.11.- Bomba de tornillo simple con regulación de la capacidad de volumen desplazado mediante válvula deslizante
Fig X.12.a.- Bomba de tornillo doble
Fig X.12.b.- Bomba de tornillo doble; vista de conjunto
El caudal medio aspirado es: q1 =
Ω t n
60
=
Ω = 2,4 Di
Paso: t =
10 Di
3
= 0,1333 Di
2
n
en la que Ω es la superficie de la sección de las cámaras de trabajo de la bomba, perpendicular a los
ejes de rotación y Di el diámetro interior de la rosca del tornillo conductor, igual al diámetro exterior
del tornillo conducido.
BV.X.-115

Fig X.13.- Esquema de bomba helicoidal de 3 tornillos
Las bombas de tres tornillos son capaces de crear presiones entre 100 y 200 atm; cuanto mayor
sea la presión, tanto más larga tiene que ser la vía de traslación de las cámaras de trabajo y, en con-
secuencia, más largos deberán ser los tornillos.
La longitud mínima de los tornillos, necesaria para conseguir una hermeticidad estable en la bom-
ba, se considera igual a (1,25 t) aunque en la práctica y dependiendo de la presión requerida, esta
longitud se elige entre (1,5 < t < 1,8).
Esta bomba posee unas curvas características de suministro bastante uniformes, siendo capaz de
trabajar a altas revoluciones, entre 3.000 y 5.000 rpm, distinguiéndose por un funcionamiento silen-
cioso y seguro, pero tiene problemas parecidos a los planteados en la bomba de engranajes ya que es
imposible regular el volumen de trabajo durante el movimiento.
En general, la fabricación de la bomba helicoidal es complicada. A veces se utilizan bombas de dos
tornillos o de un tornillo, pero sus características son inferiores a las de tres tornillos con perfil cicloi-
dal, sobre todo a la hora de conseguir y asegurar un alto grado de hermeticidad.
X.7.- BOMBAS ROTATIVAS DE ÉMBOLO
Las bombas rotativas de émbolo se utilizan tanto con diseños de cinemática plana, con émbolos ra-
diales, como con cinemática espacial, con émbolos axiales.
BOMBAS ROTATIVAS DE ÉMBOLOS RADIALES.- Las primeras, Fig X.14, conocidas como bombas
radiales de émbolo, constan de un estator (3), y un rotor (1) que lleva una serie de alojamientos radiales
cilíndricos, en los que encajan unos émbolos (2) que desempeñan el papel de desplazadores, realizando
a medida que gira el rotor, un movimiento de vaivén respecto a éste, al tiempo que sus extremos desli-
zan sobre la superficie interior del estator; a veces se sustituye el deslizamiento, por un balanceo de
rodillos especiales.
Las cámaras de trabajo de aspiración y de impulsión se comunican a través de orificios radiales,
alternativamente, con las dos mitades de la cavidad central, que está dividida por un tabique (4). El
líquido pasa de la cámara de aspiración, a las cámaras de trabajo y después de que éstas se cierran y
trasladan, se expulsa a la cámara de impulsión; las cámaras de trabajo se cierran en el momento en
que el orificio radial queda tras el tabique. Por consiguiente, cada cámara se cierra dos veces por cada
vuelta del rotor, la primera, cuando su volumen es máximo y la segunda, cuando su volumen es míni-
mo, que se corresponde con el espacio nocivo.
BV.X.-116

Fig X.14.- Bombas rotativas de émbolo radiales (cinemática plana)
El volumen útil V de cualquier cámara de trabajo es igual al volumen desalojado por cada émbolo, es
decir: V =
π d 2
4
2 e , siendo: d el diámetro del émbolo, e la excentricidad, y (2 e) el recorrido máximo
del émbolo.
El caudal aspirado medio para z émbolos y n r.p.m. es: q1 = π d2
4
2 e z n
60
= π d2
e z n
120
m
3
seg
Estas bombas se fabrican para presiones del orden de 200 a 300 atm y se emplean tanto para vo-
lúmenes de trabajo constantes, como variables, lo cual se consigue, al igual que en las bombas de ale-
tas, variando la excentricidad.
BOMBAS ROTATIVAS DE ÉMBOLOS AXIALES.- En este tipo de bombas, el mecanismo de transmi-
sión del movimiento a los desplazadores tiene una cinemática espacial. Las cámaras de trabajo cilín-
dricas van dispuestas en el rotor paralelamente al eje de rotación, o con un cierto ángulo respecto a
dicho eje.
En la Fig X.15 se muestra un esquema sencillo de este tipo de bombas, en el que el rotor 1 tiene
los alojamientos para los pistones, paralelos al eje de rotación; los pistones 2 que se desplazan me-
diante la acción de unos muelles deslizan sus extremos libres por un disco inclinado 3 en forma de
arandela, que hace que los pistones ordenados circunferencialmente alrededor del eje, realicen un mo-
vimiento de vaivén en los alojamientos correspondientes, produciéndose de esta forma la aspiración e
impulsión del líquido.
En la parte 4 de la bomba, a la que va adherida el rotor, existen dos ranuras anulares, una de las
cuales se comunica con la parte de aspiración y la otra con la de impulsión.
Fig X.15.- Esquema de bomba rotativa con 5 émbolos axiales (cinemática espacial)
BV.X.-117

Al girar el rotor, los orificios 6 se desplazan por las ranuras 5, y por lo tanto, van uniendo alterna-
tivamente los alojamientos con los conductos de aspiración e impulsión; cuando los orificios se encuen-
tren en las posiciones 7, se cierra la cámara de trabajo y se obtiene el volumen máximo en la posición
superior y el mínimo en la inferior. El disco inclinado va fijo, mediante una charnela, de modo que
puede girar alrededor del eje que intersecta el eje del rotor en ángulo recto y a la vez se modifica el
ángulo de inclinación del disco, γ, para regular el suministro.
El caudal aspirado medio q1 que puede proporcionar este tipo de bomba es:
q1 =
π d2
l
4
z n
60
=
π d2 D tg γ
4
z n
60
m
3
seg
en la que:
d es el diámetro de los émbolos
D es el diámetro de la circunferencia del rotor en la que van dispuestos los ejes de los alojamientos
z es el número de alojamientos
l es el recorrido de un pistón cualquiera = D tg γ
Sin embargo, las tendencias en el diseño y construcción de bombas rotativas axiales de émbolo con
disco inclinado, van en el sentido de que los alojamientos de los pistones no se dispongan paralela-
mente al eje del rotor, sino formando un cierto ángulo ϕ con el mismo. En este caso, el desplazamiento
de los pistones se produce no sólo por la acción de los muelles, sino también por las componentes de la
fuerza centrífuga que actúan sobre los pistones al girar el rotor, lo cual permite disminuir las dimen-
siones de los muelles.
Si el disco inclinado es plano, el recorrido del pistón se determina geométricamente, suponiendo
que cada émbolo tenga contacto con el disco en un punto que se encuentra en el eje del mismo.
De acuerdo con la Fig X.16, y aplicando el Teorema del seno se tiene:
l1
sen γ
=
D0
2 sen θ
=
D0
2
1
sen(90 - γ + ϕ)
=
D0
2
1
cos(ϕ - γ)
l2
sen γ
=
D0
2 sen θ
=
D0
2
1
sen(90 - γ - ϕ)
=
D0
2
1
cos(ϕ + γ)
en la que D0 es el diámetro de la circunferencia sobre la que estarían los puntos de contacto de los ém-
bolos con el disco para, γ = 0.
El recorrido de cada émbolo es: l = l1 + l2 =
D0
2
sen γ {
1
cos (ϕ - γ)
+
1
cos (ϕ + γ)
}
El caudal aspirado medio: q1 =
π d2
4
l
z n
60
=
π d2z n
480
D0 sen γ {
1
cos(ϕ - γ)
+
1
cos (ϕ + γ)
}
Fig X.16.- Esquema de bomba rotativa de émbolos inclinados un ángulo ϕ
BV.X.-118

que para (ϕ = 0) se convierte en el correspondiente a émbolos con alojamientos paralelos al eje de giro.
A veces se mecaniza el disco dándole una forma cónica con el fin de que para (γ = 0) los pistones
sean perpendiculares a la superficie de apoyo y contacto; el ángulo β en el vértice de este cono, tiene
por valor (β = 90 - ϕ), Fig X.17.
Fig X.17.- Esquema de bomba rotativa de émbolos inclinados, con disco cónico
Μediante un desarrollo similar al caso anterior, se obtiene un recorrido l del pistón y un caudal as-
pirado, en la forma:
l = D0
tg γ
cos ϕ
; qt =
π d2z n
480
D0
tg γ
cos ϕ
variando el caudal suministrado por la bomba en función del ángulo ϕ.
En la Fig X.18, se muestra una bomba rotativa de émbolos con rotor de bloque inclinado. La rota-
ción se transmite del eje motor 1 al rotor 2, a través de una articulación Cardan 3 que permite modifi-
car el ángulo entre los ejes del eje y del rotor; éste va ubicado en un bloque oscilante 4 en el fondo del
cual hay dos ranuras en forma anular, que son la de
aspiración 5 y la de impulsión 6, semejantes a las de la
bomba de disco inclinado. En ésta bomba regulable, el
bloque oscilante 4 puede modificar el ángulo ϕ; los ém-
bolos van unidos al disco del eje motriz mediante vás-
tagos provistos de charnelas.
Si se desprecian los ángulos que forman los ejes de los
vástagos de los émbolos con los ejes de los cilindros, el
recorrido de los émbolos sería (l = D sen γ) en la que D
viene indicado en la Fig X.18.
Existen también otras bombas rotativas, de inversión,
muy utilizadas en la construcción de maquinaria, en
las que el rotor se para y el estator se pone en rotación;
con esta inversión, la bomba rotativa de émbolo se con-
vierte en una bomba de émbolo, por cuanto sus cámaras de trabajo se inmovilizan y el movimiento ab-
soluto de los desplazadores adquiere el carácter de vaivén.
Sin embargo, y dependiendo de su estructura y propiedades, estas bombas, si no poseen distribu-
ción por válvulas, son muy parecidas a las rotativas.
IRREGULARIDAD DE SUMINISTRO EN LAS BOMBAS ROTATIVAS.- Hemos visto que las bombas
rotativas suministran el líquido con una cierta regularidad; en el estudio cinemático de los mecanis-
mos de las bombas rotativas de émbolo, se puede observar que, la velocidad de desplazamiento de los
BV.X.-119
Fig X.18.- Esquema de bomba rotativa de émbolos
con bloque de émbolos inclinado

émbolos, al igual que en un mecanismo biela-manivela, se puede considerar proporcional al seno del
ángulo de giro ϕ del rotor. De acuerdo con la misma ley senoidal, el líquido suministrado por un émbo-
lo se modifica en función del ángulo ϕ y del tiempo t.
Fig X.19.- Caudal suministrado por una bomba rotativa de 5 émbolos
El caudal total suministrado por la bomba se calcula sumando las ordenadas de estas funciones
senoidales, Fig X.19; se observa que el grado de irregularidad σ en el suministro disminuye con el au-
mento del número de desplazadores de la bomba; hay que hacer constar, como se ha comprobado ex-
perimentalmente, que desde el punto de vista de mejorar la uniformidad en el suministro de la bom-
ba, es conveniente utilizar un número impar de desplazadores.
El grado de irregularidad σ se determina mediante las siguientes fórmulas aproximadas:
a) Para un número impar z de desplazadores: σ =
q máx − qmín
q medio
= 125
z2 %
b) Para un número par z de desplazadores: σ =
500
z2 %
lo que conduce a la Tabla X.1 de valores del grado de irregularidad, en función del número z de des-
plazadores. Las bombas rotativas de émbolo llevan un número impar de émbolos, 5, 7 ó 9.
Tabla X.1.- Valores del grado de irregularidad en función del número de émbolos
z 5 6 7 8 9 10 11 12
σ % 5 13,9 2,6 7,8 1,5 5 1 3,5
Las bombas rotativas de émbolo que llevan un número par de émbolos, tienen un grado de irregu-
laridad elevado, que viene motivado porque dos cámaras de trabajo se cierran simultáneamente, re-
duciéndose el suministro proporcionado por ellas a cero, mientras que con un número impar de des-
plazadores, sólo se cierra una cámara.
CURVAS CARACTERÍSTICAS DE LAS BOMBAS VOLUMÉTRICAS ROTATIVAS.- Sabemos que la cur-
va característica de una bomba es la relación existente entre la altura de presión creada por la bomba
y el caudal suministrado por la misma, manteniendo constante el número de revoluciones.
Una expresión común del caudal aspirado para todas las bombas volumétricas rotativas es
q1 =
W n
60
de la que se deduce que el caudal aspirado por la bomba volumétrica rotativa no depende
de la presión, siendo su gráfica una recta paralela al eje de presiones o alturas manométricas. Las
curvas características teóricas de estas bombas para dos números de revoluciones n1 y n2 distintos,
indican que, teóricamente, toda bomba volumétrica es capaz de crear cualquier presión, independien-
BV.X.-120

temente del número de revoluciones y del caudal.
Sin embargo las cosas suceden en forma algo distinta, por cuanto aparecen las fugas, debidas a
que toda bomba tiene holguras entre las partes móviles y fijas, más o menos apreciables, por lo que
bajo el efecto de la presión creada por la bomba, una cierta cantidad de líquido fluirá a través de estas
holguras en dirección opuesta a la de descarga, es decir, hacia la aspiración y, en consecuencia, la cur-
va característica real no coincide con la teórica.
Cuando las holguras son pequeñas, el flujo a través de éstas es laminar y, por lo tanto, el caudal
que por ellas fluye q es directamente proporcional a la presión (Δp = pS - pE) creada por la bomba e in-
versamente proporcional a su viscosidad dinámica η, pero no a la primera potencia, sino, como se ha
comprobado experimentalmente, a una cierta potencia m menor que la unidad; en general, para las
bombas volumétricas el valor m = 0,5, por lo que:
Pérdida de caudal en holguras: q*
= K
Δp bomba
η m = K
Δpbomba
η
en la que K es una constante que depende de las características constructivas de la bomba, y de la
magnitud de las holguras, siendo independiente del número de revoluciones.
El que m no sea igual a la unidad se puede explicar por el hecho de que al fluir el líquido a través
de las holguras, las pérdidas de energía son bastante considerables, lo cual hace que el líquido a su
paso por estas holguras se caliente, disminuyendo su viscosidad frente a la del líquido principal bom-
beado.
El caudal impulsado es: q =
W n
60
- K
Δpbomba
ηm
= ηvol q1
de la que se deduce que, las curvas características reales de las bombas volumétricas, son líneas incli-
nadas que cortan a las teóricas en, Δp = 0.
Cuanto mayor es la viscosidad del líquido, tanto menor será la fuga de caudal q* por las holguras,
y tanto mayor la pendiente de la curva característica. A veces se observa una cierta curvatura en las
curvas características reales, explicándose esta irregularidad por un mal funcionamiento de la bomba,
como puede ser un llenado defectuoso de las cámaras de trabajo, o por la aparición de la cavitación,
etc.
Cuando se modifican las condiciones de trabajo de la bomba, pasando, por ejemplo de (n1, η1) a
(n2, η2), se puede obtener la nueva curva característica, en la forma:
q t1
q t2
=
n1
n2
; qt2 = qt1
n2
n1
y la relación de caudales de fugas
q1
*
q2
* para presiones y alturas manométricas iguales:
Δp1(bomba )= Δp2
(bomba ) ⇒
q1
*
q2
* = q1
*
= k
Δp1
η1
m ; q2
*
= k
Δp2
η2
m = (
η2
η1
)
m
⇒ q2
*
= q1
*
(
η1
η2
)
m
De acuerdo con las magnitudes obtenidas para el caudal aspirado qt2 y las fugas q2
* se construye
una curva característica nueva.
Cuando la viscosidad dinámica del líquido permanezca constante, los resultados obtenidos en los
BV.X.-121

ensayos de las bombas rotativas se presentan generalmente en un diagrama (q,n) para diversos valo-
res de la presión Δp creada por la bomba, obteniéndose así una serie de rectas cuasi paralelas por
cuanto los caudales de fugas q* no dependen del número de revoluciones n, para un determinado valor
de Δp, Fig X.20, por lo que cuanto mayor sea la presión creada por la bomba, tanto más baja estará si-
tuada la recta correspondiente, por ser el caudal de fugas q mayor.
Fig X.20.- Curvas características de bombas volumétricas
Cuando, por ejemplo, se produzca una disminución en el caudal impulsado, originada por un au-
mento en la resistencia de la red, se provoca un aumento considerable de la presión, por lo que habrá
que proteger a la bomba de esta anomalía mediante un dispositivo especial, que puede ser una válvu-
la reductora, la cual se abrirá cuando la presión en la cámara de impulsión esté por encima de un
cierto valor, de forma que a través de ella vuelva a la cámara de aspiración una cierta cantidad de lí-
quido (by-pass). En este caso, la curva característica de la bomba se modifica, como se muestra en la
Fig X.21; en la zona (AB), la válvula del by-pass está cerrada, por cuanto la presión es pequeña; el
punto B indica el comienzo de apertura de la válvula, siendo la presión creada por la bomba igual a la
tensión del muelle F dividida por la superficie de la válvula; en la zona (BC), el suministro de líquido
a la tubería es:
q = qt - q by−pass - q *
El punto C se corresponde con el cierre completo de la válvula de la tubería de impulsión, de forma
que todo el caudal suministrado por la bomba retrocede a la cámara de aspiración a través de la vál-
vula del by-pass. Un dispositivo más perfeccionado utiliza un servomotor, compuesto de un cilindro
con émbolo y vástago que actúa sobre la bomba regulable.
Fig X.21.- Esquema de bomba rotativa con válvula reductora, y curva característica correspondiente
BV.X.-122

Al alcanzar la bomba una presión determinada, el émbolo 1 actúa comprimiendo el muelle 2 y
hace girar la arandela 3 a un ángulo menor, disminuyendo el suministro por cuanto la presión apenas
aumenta; la curva característica de la bomba es la indicada en la Fig X.22.
En la zona (AB) la arandela forma un ángulo máximo; en el punto B, el ángulo comienza a dismi-
nuir, y en el punto C es muy pequeño, lo cual es necesario para compensar las fugas.
Fig X.22.- Esquema de bomba regulable y variación del caudal impulsado a través de una válvula reductora
Si la presión en la cavidad del servo-cilindro de la bomba que contiene el muelle, fuese constante e
igual, por ejemplo, a la atmosférica, la inclinación de la curva característica de la bomba en la zona
(BC) se determinaría solamente por la rigidez del muelle; para obtener una curva característica de
pendiente suave, hay que utilizar un muelle con poca rigidez, pero que al propio tiempo sea muy po-
tente, es decir, de grandes dimensiones.
Con el fin de disminuir las dimensiones del muelle, y obtener una curva característica de pendien-
te lo más suave posible en la zona (BC), se hace que el líquido penetre en la cavidad del servomotor
por el surtidor 4 de la línea de descarga, pasando por la válvula 5, bajo la acción del muelle 6 y la
fuerza de la membrana 7, que se encuentra bajo la acción y presión de la cámara de impulsión. Cuan-
do el disco de la bomba tenga una inclinación máxima, la válvula estará cerrada y las presiones por
ambas partes del émbolo serán idénticas e iguales a la de impulsión. El disco se mantiene en la posi-
ción inclinada, por medio de la presión del muelle y la acción del líquido sobre el émbolo. Al aumentar
la presión de descarga, la válvula se abrirá, el líquido comenzará a pasar, y la presión de la cavidad a
la que pasa el líquido descenderá; la presión del líquido sobre el émbolo comprimirá el muelle y des-
plazará el disco a un ángulo menor.
BV.X.-123

INDICE
I- BOMBAS CENTRIFUGAS
Introducción y funcionamiento 1
Triángulos de velocidades y alturas a considerar en las bombas centrífugas 2
Par motor 5
Ecuación general de las bombas centrífugas 5
Salto total máximo 6
Curvas características de las bombas centrífugas 8
Potencia de una bomba centrífuga 10
Potencia hidráulica total cedida al liquido bombeado 11
II.- SEMEJANZA Y CLASIFICACIÓN
Relaciones de semejanza 13
Número de revoluciones específico 14
Número específico de revoluciones en función de las características de la bomba; clasificación 15
Semejanza en campos gravitatorios diferentes 18
Aplicación del análisis dimensional a las bombas centrífugas 19
Otras clasificaciones de bombas centrífugas 20
Bombas radiales, axiales y diagonales 20
Bombas de impulsor abierto, semiabierto y cerrado 21
Bombas horizontales y verticales 24
Bombas de turbina verticales 26
III.- ÁLABES Y GRADO DE REACCIÓN
Cálculo del número de álabes 29
Coeficiente de influencia del nº de álabes 31
Grado de reacción de un rodete impulsor; alturas 33
IV.- CAVITACIÓN
Cavitación en bombas centrífugas 37
Altura neta de entrada disponible 38
Altura neta de entrada requerida 39
Altura de aspiración 40
Influencia de la cavitación en los parámetros de entrada 40
Diámetro óptimo a la entrada del rodete 41
Presión absoluta de entrada 41
Número de revoluciones admisible máximo 42
Coeficiente de Thoma 42
Velocidad específica de aspiración 42
Determinación experimental del NPSHr 44
Caudal mínimo impulsado por una bomba 44
Características de funcionamiento en la aspiración 45
Aumento de la NPSHd 46
Reducción de la NPSHr 47
V.- CURVAS CARACTERÍSTICAS
Variación de las curvas características con la velocidad de rotación 49
Superficie característica 49
Colina de rendimientos 52
Punto de funcionamiento 54
Situación del punto de funcionamiento sobre la curva característica de la bomba 55
BV.X.-125

Situación del punto de funcionamiento sobre la curva característica de la bomba 57
Zonas de inestabilidad de las curvas características 58
Influencia de la densidad 61
Relaciones entre algunas variables de funcionamiento 62
Influencia de la velocidad de giro de la bomba en la corrección parcial de la zona inestable de sus c. características 62
VI.- ACOPLAMIENTOS Y EMPUJE AXIAL
Rodetes múltiples 63
Número de revoluciones específico de una bomba múltiple constituida por Z rodetes iguales acoplados en paralelo 63
Acoplamiento de bombas en paralelo 64
Número de revoluciones específico de una bomba múltiple constituida por Z rodetes iguales acoplados en serie 67
Acoplamiento de bombas en serie 68
Campo de aplicación 69
Empuje axial 70
Sistemas de compensación del empuje axial sobre cojinetes 72
VII.- VOLUTAS Y DIFUSORES
Cálculo de la voluta de una bomba centrífuga 75
Volutas 77
Bombas de difusor 78
Bombas de cámara partida axial y radialmente 81/82
VIIII.- LUBRICACIÓN Y EQUILIBRADO
Cálculo de presión mínima de prueba hidrostática 83
Esfuerzos y momentos admisibles sobre bridas 84
Cojinetes; Cojinetes no hidrodinámicos; cojinetes hidrodinámicos 84
Límite de velocidad y de utilización de cojinetes no hidrodinámicos 86
Refrigeración de cojinetes hidrodinámicos 87
Lubricación por pulverización de aceite 88
Velocidad crítica en bombas de alta presión 88
Equilibrado del impulsor 89
Acoplamientos 90
IX.- CIERRES Y EMPAQUETADURAS
Empaquetaduras 91
Cierres mecánicos 93
Diseño de los cierres mecánicos 94
Equilibrado de cierres mecánicos 94
Cierres mecánicos dobles 95
Clasificación de los cierres mecánicos 96
Cierres mecánicos para altas y bajas temperaturas 97
Selección del material de la carcasa 98
Maniobras de arranque y parada 99
X- BOMBAS VOLUMÉTRICAS
Bombas volumétricas 103
Bombas de émbolo 107
Bombas rotativas 109
Bombas de engranajes 111
Bombas de aletas 113
Bombas helicoidales 114
Bombas rotativas de émbolo 116
BV.X.-126

Bombas de émbolos radiales 116
Bombas de émbolos axiales 117
Irregularidad de suministro en las bombas rotativas 119
Curvas características de las bombas volumétricas rotativas 120
INDICE 125
BV.X.-127

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