Apuntes Control Automático Mec 1

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UNIDAD 1 GENERALIDADES 1.1.

INTRODUCCIÓN

El gran desarrollo experimentado por la oleohidráulica o técnica del aceite comprimido en la industria moderna se debe, a las características que posee este medio de transmisión energética, ya que los sistemas manipulados por este medio son versátiles, de implantación simple, silenciosos y de control sencillo tanto de la fuerza, como de los pares de giro y de la velocidad de los mecanismos que componen las máquinas. Las elevadas presiones de trabajo que se consiguen permiten transmitir grandes esfuerzos o pares de rotación a través de actuadores lineales concebidos para este fin, como los cilindros, o a través de motores de funcionamiento oleohidráulico. Todo ello con el empleo de distribuidores o electroválvulas accionados por pequeños esfuerzos cuando el manejo es manual, o mediante el accionamiento electromagnético cuando se trata de sistemas que poseen un cierto grado de automatización. La automatización se ha convertido con el paso del tiempo en una necesidad cotidiana que no sólo afecta a las grandes empresas, sino que se hace extensible a cualquier industria por pequeña que ésta sea, independientemente de su capacidad de producción. Se trata de sustituir los procesos manuales por mecanismos o máquinas de funcionamiento automático que eviten en lo posible la participación directa del hombre. Es aquí donde la oleohidráulica desempeña un importante papel, sobre todo por su gran capacidad de adaptación a esos procesos industriales modernos. A diferencia de lo que ocurre con la neumática, donde el aire comprimido se encuentra disponible en una red de distribución en los talleres, o fábricas, en oleohidráulica es preciso generar la presión de trabajo mediante centralitas o grupos que forman parte de la propia máquina. En uno y en otro caso el fluido a presión circula por tuberías a través de las cuales se desplaza el aire o el aceite desde los puntos de generación de determinadas condiciones del fluido, hasta los actuadores o componentes que realizan el trabajo.

1.2.

TÉCNICA DEL ACEITE COMPRIMIDO

La oleohidráulica y la neumática constituyen hoy día el complemento ideal de la mecánica tradicional en numerosos procesos industriales modernos. Durante años dichos procesos han sido resueltos mediante el empleo de la mecánica tradicional donde, con frecuencia, y de forma muy ingeniosa a veces, el movimiento rotatorio de un motor eléctrico convencional se ha transformado en otro movimiento rotatorio más lento, pero con mayor par de rotación, en un movimiento lineal continuo o discontinuo o en un movimiento combinado complejo en cualquier dirección. Los procedimientos mecánicos para estos desplazamientos y giros siguen empleándose todavía en muchos casos, ya que es insustituible en determinadas operaciones industriales, pero con la incorporación relativamente reciente de estas tecnologías se han conseguido simplificar mucho las máquinas y mecanismos haciendo más sencillos los movimientos.

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De entre las que ventajas que ofrecen los medios de transmisión oleohidráulicos frente a soluciones mecánicas, pueden destacarse las siguientes: •

Movimientos suaves, silenciosos y libres de vibraciones.

•

Posibilidad de invertir fácilmente el sentido de la marcha.

•

Regulación sencilla de las velocidades de trabajo.

•

Control simple de las fuerzas y pares en los cilindros y en los actuadores de

giro. •

Posibilidad de conseguir arranques y paradas progresivas en los movimientos.

•

Fácil protección contra las sobrecargas.

•

Autoengrase de todos los componentes.

Pero ya que se han enumerado algunas de las ventajas es justo también relacionar algunos de los inconvenientes que se presentan frente a las transmisiones mecánicas: •

Para generar la presión y el caudal necesario es preciso disponer de una centralita oleohidráulica dotada de un motor convencional y de bomba, además de otros componentes auxiliares.

•

Al poseer la transmisión cierta elasticidad pueden presentarse problemas en algunos mecanismos.

•

La compresibilidad, aunque pequeña del aceite, unida a la elasticidad de las tuberías pueden ocasionar anomalías en el funcionamiento en algunas aplicaciones.

Sobre todo en la puesta en marcha de los sistemas que funcionan con este medio, es preciso una purga previa de las burbujas de aire que contienen tuberías y aparatos diversos. • Se originan a veces ciertas pérdidas de fluido por los aparatos y por los racores de unión de las tuberías. •

Mediante esta forma de transmisión de energía, de una forma directa y sin intervención de mecanismos intermedios, pueden conseguirse movimientos lineales a través de los cilindros, movimientos rotatorios a través de los motores hidráulicos y movimientos de amarre a través de las denominadas pinzas.

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Figura 1.2.1. Movimientos lineales, circulares continuos circulares oscilantes.

De todos estos elementos de trabajo el más utilizado sin lugar a dudas es el cilindro. Tal y como puede apreciarse (a) de la figura 1.2.1, constan esencialmente de un cuerpo cilíndrico fijo y de un vástago que se desplaza linealmente para producir el trabajo. Según se alimente de fluido a presión por una u otra cámara, el vástago avanzará o retrocederá hasta la posición de reposo. En (b) de la misma figura se muestra un motor oleohidráulico a través del cual se consigue el giro de un eje a distintas velocidades y en ambos sentidos según penetre el aceite por uno u otro conducto de la alimentación. En (c) muestra un accionador rotativo con su eje también giratorio. La diferencia respecto al motor anterior se encuentra en que en estos accionadores el giro del eje no supera en general los 360° y, además, las velocidades de giro en estos componentes suelen ser más reducidas comparadas con las de los motores oleohidráulicos mencionados. Al igual que en el caso anterior, según se alimente una u otra cámara, el eje girará en uno o en otro sentido. En (d) se presenta un elemento oleohidráulico de reciente incorporación en el mercado. Se trata de las pinzas, componentes empleados esencialmente en la manipulación de objetos y en robótica, aunque en estos casos son más empleadas las pinzas de accionamiento neumático. También aquí las pinzas abren o cierran sus garras dependiendo del conducto que alimenta de fluido a presión las diferentes cámaras del elemento.

1.3.

DIFERENTES FORMAS DE TRANSMISIÓN Y MANDO

Un sistema oleohidráulico elemental deberá estar compuesto al menos de los siguientes componentes: una bomba o elemento capaz de generar caudal y presión en el fluido hidráulico, unas conducciones o tuberías capaces de transportar dicho fluido a presión.

1.4. APLICACIONES GENERALES DE LA OLEOHIDRÁULICA Las aplicaciones de la técnica del aceite comprimido son tan amplias que resulta muy complejo establecer un listado general. Existen miles y miles de máquinas y mecanismos que trabajan con estos medios de transmisión, ya que el uso generalizado de esta tecnología hace que sea susceptible de ser instalada en cualquier tipo de industria o actividad que utilice máquinas. APLICACIONES GENERALES DE LA OLEOHIDRÁULICA • • • • • • • • •

Accionamientos de válvulas y compuertas. Aparatos portátiles diversos. Apertura y cierre de escotillas ele bodegas en cargueros. Arados de maquinaria agrícola. Arranque en grandes motores de combustión interna. Brochadoras. Cabrestantes para minas. Cargadoras sobre camiones. Carretillas elevadoras y ele transporte.

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• Cepilladoras y pulidoras. • Cizallas para el corte ele chapas. • Contrapuntos de torno. • Convertidores de par. • Cosechadoras agrícolas. • Copiadores hidráulicos. • Cultivadoras. • Curvadoras de tubos y perfiles diversos. • Devanadoras. • Embrague de cajas de cambio en industria naval y ferroviaria. • Enderezadoras de perfiles laminados. • Estabilizadores de balanceo para barcos de pasajeros. • Excavadoras diversas, • Frenos en general. • Gatos hidráulicos. • Grúas hormigoneras portuarias. • Laminadores siderúrgicos. • Locomotoras diesel-hidráulicas. • Locomotoras de minas. • Máquinas agrícolas en general. • Máquinas para el corte continuo de chapa. • Máquinas para ensayos diversos. • Máquinas para fabricar papel. • Máquinas para fundición e inyección a presión. • Máquinas herramientas en general. • Máquinas de inyección de caucho. • Máquinas de inyección de plástico. • Máquinas textiles. • Máquinas de transferencia. • Máquinas de trefilado. • Mortajadoras. • Niveladoras. • Plataformas para elevación de vehículos. • Platos de giro. • Plegadoras de chapa. • Prensas de embutición. • Prensas de compresión de caucho. • Prensas para contrachapados. • Prensas de corte de chapa. • Prensas de extrusión. • Prensas para forjar. • Puentes elevadores. • Rectificadoras planas. • Remolques.

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• Robots industriales. • Servodirecciones. • Servosistemas. • Suspensiones hidráulicas. • Taladradoras múltiples. • Talladoras de engranajes. • Tensores hidráulicos para cintas transportadoras. • Topes hidráulicos. • Tornos horizontales y verticales. • Tornos copiadores.

1.5. EL COSTE DE LA ENERGÍA OLEOHIDRÁULICA FRENTE A OTRAS ENERGÍAS Para conocer mejor este medio de transmisión energético es preciso compararlo con otras dos formas de energía conocidas: la eléctrica y la neumática. En general, y salvo raras excepciones, la energía eléctrica es la energía motriz en la producción de aceite y aire comprimidos. Casi siempre la presión de estos fluidos es generada por un motor eléctrico convencional que, bien utilizando bombas para el caso del aceite, o bien empleando compresores para la producción de aire, se eleva la presión del fluido hasta hacerla utilizable por los distintos dispositivos consumidores. Esta presencia obligada de la energía eléctrica, además de los numerosos componentes necesarios para producir aceite o aire a presión, suponen gastos adicionales en la instalación que se elevan bastante, sobre todo en el caso de la neumática. En los sistemas oleohidráulicos el proceso de producción del fluido a presión es mucho más simple que el de producción de aire a presión. Tanto es así que cada máquina posee su propio grupo de producción del fluido a presión. En estos casos basta con dotar al sistema de un depósito de aceite, el inevitable motor eléctrico, un filtro en la aspiración, la bomba que elevará la presión y una válvula de seguridad para evitar que la presión no supere unos límites preestablecidos. A partir de ahí el aceite ya se encuentra disponible para alimentar el sistema correspondiente. En lo que a producción de aire comprimido se refiere, el proceso para la obtención del mismo en la industria es complejo y, por tanto, supone un elevado coste en el gasto energético. Por encima del consumo eléctrico del motor es preciso añadir un rendimiento del compresor, una energía perdida por calentamiento del aire que posteriormente es preciso enfriar y sistemas de separación de aceite indeseable que se encuentra en el seno del aire y también para la eliminación del agua que contiene dicho aire en suspensión. El aire debe ser distribuido por toda una red de tuberías de cierta sección, de forma tal que hagan que las pérdidas de presión sean tolerables a lo largo de toda la red. Dicho esto, el gráfico comparativo de la figura 1.5.1 se indica solamente el coste energético comparativo de las diferentes formas de energía. No se refiere al coste de instalación del equipo con sus actuadores, válvulas y demás componentes, que en el caso de la oleohidráulica resultan sensiblemente superiores comparándolos con los elementos neumáticos. El gráfico es aproximado y también variable con el tiempo. Considerando que la energía básica es la eléctrica, empleada para accionar mecanismos tradicionales a través de un motor eléctrico, y dando a ésta un valor de 100, la energía oleohidráulica cuesta una cuatro veces más que la primera y la neumática unas diez veces más.

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Figura 1.5.1. Coste comparativo entre distintas energías.

1.6. VENTAJAS Y DESVENTAJAS DE LA OLEOHIDRÁULICA FRENTE A LA NEUMÁTICA La oleohidráulica y la neumática son formas de transmisión de energía similares. Ambas emplean tuberías para el transporte del fluido: aceite en el primer caso y aire en el segundo. En los dos casos se eleva el fluido a una determinada presión para producir un trabajo, aunque las presiones en oleohidráulica son bastante más elevadas que en neumática. Los componentes empleados en una y otra forma de transmisión son también muy parecidos y sólo diferenciados en la mayor robustez de los componentes oleohidráulicos. Pero no solamente llega hasta ahí la semejanza, sino que en la mayor parte de los casos, se emplean los mismos símbolos normalizados para diseñar los circuitos. Cada una de estas formas de transmisión de energía poseen su propio campo de aplicación, aunque de forma alternativa y en algunos casos puede ser empleada cualquiera de ellas. La decisión de adoptar una u otra puede resultar problemática para el técnico no experimentado, sobre todo en los casos en los que realmente puede utilizarse uno u otro sistema; pero bien puede afirmarse que la línea divisoria se encuentra sobre todo en las fuerzas o pares reducidos que proporciona el aire comprimido comparado con los sistemas de aceite. Para valores superiores a 3.000 daN (3.000 kp) de empuje directo, es preciso pensar en la oleohidráulica o en otros medios como la mecánica convencional. En aquellos casos en los cuales puede ser utilizado uno u otro medio, la economía suele ser a veces determinante: la instalación de un sistema neumático es más sencillo, rápido y económico que la implantación de un sistema oleohidráulico. Las ventajas más apreciables de la oleohidráulica frente a la neumática, pueden resumirse de la siguiente forma: 1.- Las presiones de trabajo pueden alcanzar hasta los 600 bar. aproximadamente. Con aire comprimido, y de modo general, no se superan los 6 o, a lo sumo, 8 bar. 2.- Fuerza casi ilimitada, dependiente sólo del tamaño del actuador. 3.- El aceite es prácticamente incompresible para un buen número de aplicaciones. La compresibilidad del aire presenta un problema en no pocos casos, aunque, a veces, tal característica resulta ser positiva. En neumática, si se superan reacciones en el vástago superiores a la propia fuerza del cilindro, este retrocede según se muestra en la figura 1.6.1. En un cilindro oleohidráulico y para evitar este problema, basta con incorporar una válvula antirretorno, tal y como se indica en la figura 1.6.2, y tal problema queda solventado.

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4.- Regulación más precisa y sencilla de la velocidad de los actuadores. En neumática la regulación del flujo de aire es más complicada ya que cuando es necesaria cierta precisión en los movimientos es necesario acudir a sistemas hidráulicos auxiliares. 5.- Los equipos oleohidráulicos son autónomos, o lo que es lo mismo, la energía se genera en la propia máquina. En neumática se depende siempre de una red general de distribución de aire comprimido que abastece un solo compresor general. 6.- Los sistemas oleohidráulicos son más silenciosos. 7.- El coste de la energía es menor. Frente a todas estas ventajas y pensando en la posibilidad de compatibilidad de ambos sistemas en determinados casos, es conveniente también conocer los inconvenientes que presentan los sistemas oleohidráulicos comparados con los neumáticos. Entre tales inconvenientes se destacan: 1.- Menor facilidad de implantación. La instalación de los equipos neumáticos es más sencilla, rápida y limpia, tal y como ya se ha indicado. 2.- Los componentes neumáticos que conforman el circuito son más económicos. 3.- Los componentes oleohidráulicos son de mayor peso y de mayor volumen. 4,- Los movimientos son más lentos que en neumática. 5.- Menor elasticidad de este medio de transmisión. En determinados montajes donde sea precisa esta característica, el aire comprimido ofrece ventajas debido a su compresibilidad.

Figura 1.6.1. Compresibilidad del aire. Figura 1.6.2.

Incompresibiiidad del aceite.

UNIDAD 2. PRINCIPIOS FUNDAMENTALES

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2.1. INTRODUCCIÓN Los líquidos y los gases se denominan fluidos debido a la gran movilidad que poseen sus partículas lo que les permite que se adapten con facilidad a la forma del recipiente que los contiene. La diferencia esencial entre ambos fluidos es la compresibilidad que poseen los gases frente a la casi nula o escasa compresibilidad que presentan los líquidos. En las transmisiones oleohidráulicas, también denominadas oleodinámicas, el líquido utilizado es aceite elevado a altas presiones, ya que se considera que es el fluido ideal debido a las características que posee y que se adaptan perfectamente a esta forma de transmisión energética. En cambio el fluido empleado en los sistemas denominados neumáticos es el aire de la atmósfera sometido también a presión, pero a valores muy inferiores a los del aceite. Para ello es preciso eliminar de ese aire antes de ser utilizado, las impurezas y la gran cantidad de agua que contiene. Los principios fundamentales del aceite utilizado en los sistemas oleohidráulicos son prácticamente los mismos que los que rigen para la hidráulica tradicional. Únicamente serán tenidos en cuenta los respectivos coeficientes correctores del aceite cuando se realicen determinados cálculos. Pero tal vez conviene tener en cuenta que, aunque esos principios son los mismos, en oleohidráulica no tienen la misma importancia las pérdidas de carga del circuito de una máquina cualquiera comparada con las de un sistema hidráulico de abastecimiento de agua de una ciudad, por ejemplo. Dado el carácter eminentemente práctico, se tendrán en cuenta aquí solamente aquellas expresiones o fórmulas que realmente sean susceptibles de ser aplicadas en la práctica cuando se desarrollen los esquemas o circuitos necesarios para alimentar cualquier máquina. El amplio uso de los circuitos hidráulicos en aplicaciones de máquinas herramientas, sistemas de control en aviación y operaciones similares, tiene lugar a causa de factores tales como positividad, exactitud, flexibilidad, alta relación de potencia, arranque rápido y reversa con suavidad. Un circuito hidráulico está formado por 4 componentes básicos, que son: Depósito, bomba, válvulas y actuadores. Arquímedes en el año 250 a.C. investigó algunos principios de la Hidráulica, en 1653 Pascal descubrió el principio que lleva su nombre y Joseph Bramah en el siglo XVIII, construye el primer mecanismo basado en el principio de pascal, que es la prensa hidráulica. En el siglo XX se descubre que el empleo de los aceites minerales, que en lugar del agua facilita la lubricación de las piezas móviles de los componentes de un sistema.

LA PRENSA HIDRAULICA

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2.2. HIDROSTÁTICA

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Se llama hidrostática a la parte de la hidráulica que estudia el equilibrio de los líquidos. La hidrodinámica es la parte que estudia el movimiento de los mismos teniendo en cuenta las causas que producen tal movimiento. Las diferencias entre un líquido ideal, donde el rozamiento entre las partículas del mismo es inexistente, y un líquido real, donde sí que existe rozamiento, se encuentra precisamente en la viscosidad del fluido. Dicha viscosidad sólo importa en el movimiento de dicho fluido; en el reposo o en la denominada hidrostática, pueden aplicarse los mismos principios que rigen para los fluidos ideales.

Figura 2.2.1. Transmisión de presión.

Así pues, y para empezar, según el Principio de Pascal y despreciando el peso del mismo líquido, y atendiendo a la figura 2.2.1, en cualquier punto de dicho líquido la presión que se ejerza se transmite con la misma intensidad en todas las direcciones, actuando siempre de forma perpendicular a las paredes del recinto que lo contiene. En el caso que nos ocupa y refiriéndonos a la figura 2.2.1, la presión que se conseguiría en todas las direcciones, despreciando el rozamiento del fluido y el peso propio, será: P=

Siendo; P

= Presión en bar (o kp/cm2).

F 4∗F = S π ∗d 2

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F S d

= Fuerza en daN (o kp). = Superficie del pistón en cm2. = Diámetro del pistón en cm.

En la práctica y refiriéndonos a transmisiones oleohidráulicas, la ecuación anterior puede ser utilizada tal y como se presenta, ya que en este tipo de transmisiones se trabaja normalmente a presiones tan elevadas que hacen que el peso propio del fluido y también los rozamientos internos, sean perfectamente despreciables frente al efecto final de producir un trabajo cómo consecuencia de dichas presiones.

2.3. HIDRODINÁMICA Al igual que en el caso anterior, al estudiar el movimiento del aceite en los sistemas oleohidráulicos se considerará éste es un fluido ideal al cual se le aplicarán en su momento los coeficientes correctores correspondientes. De esta forma las leyes fundamentales de la hidrodinámica clásica pueden ser también aplicadas a este tipo de transmisión energética. En primer lugar conviene repasar los principios físicos fundamentales de los fluidos y para ello es interesante observar el ejemplo gráfico de la figura 2.3.1. Se trata de un cilindro conectado a una conducción recta de cierta longitud y de poca sección. Sobre dicho tubo o conducción se sitúan varios manómetros regularmente distribuidos a lo largo del tubo y dispuestos de tal forma que sean capaces de medir con precisión la presión de cada uno de los puntos donde se encuentran conectados. Si se aplica en el pistón del cilindro una fuerza F, el fluido contenido en dicho cilindro se desplaza a lo largo de la tubería hasta verterse en el exterior. Cada uno de los manómetros instalados mostrará una cierta presión que irá decreciendo proporcionalmente, marcando el manómetro más alejado del cilindro la mínima presión.

Figura 2.3.1. Pérdida de presión en un conducto.

Esta prueba práctica de laboratorio revela la existencia de una resistencia interna del fluido a su paso por el conducto, y que es tanto mayor, cuanto mayor es también la longitud del tubo.

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La energía de presión puesta de manifiesto en el ejemplo anterior y la energía potencial descrita, poseen carácter estático, en cambio las energías cinética y térmica, lo tienen dinámico. Considerando ahora un fluido perfecto, el principio de conservación de energía permite relacionar las energías anteriores a través del conocido teorema de Bernoulli. Antes conviene recordar la ecuación de continuidad según se muestra en la figura 2.3.2, donde se representa un conducto cualquiera de sección variable y de forma irregular en su conjunto. Entre cualquiera de las secciones que consideremos en dicho conducto se cumple: S 1∗V 1 =S 2∗V 2 =Q=Cons tan te

Siendo: S, y S2 = Secciones transversales del conducto en m2. V, y V2 = Velocidades medias respectivas en dichas secciones en m/min. Q = Caudal del fluido en m3/min.

Figura 2.3.2. Ecuación de continuidad.

Figura 2.3.3. Teorema de Bernoulli

El caudal es la cantidad de fluido que pasa por un conducto en un tiempo determinado. Teniendo en cuenta ahora una conducción similar a la anterior, y atendiendo a la figura 2.3.3, y a dos secciones transversales cualquiera S, y S2 situadas a las alturas h1 y h2 desde un plano de referencia, se cumplirá: h1 +

V12 P1 V2 P + = h2 + 2 + 2 = Cte. 2g ρ 2g ρ

Donde: h1 y h2 = V1 y V2 = P1 y P2 =

Alturas de referencia en m. Velocidades de fluido en las secciones S, y S,. Presiones estáticas en kp/m2.

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g p

= =

Aceleración de la gravedad en m/s2. Peso específico del líquido en kp/m3

Dadas las altas presiones empleadas en oleohidráulica, tal expresión puede simplificarse sin temor a que en la práctica tal reducción de la ecuación represente valores significativos en los resultados obtenidos. Así pues, pueden perfectamente omitirse las diferencias de nivel o alturas de las secciones y las diferencias de energía térmica. La expresión anterior quedará del siguiente modo: 2

V1 2g



P1 ρ

2

=

V2 2g



P2 ρ

=Cte .

Teniendo en cuenta esta última expresión, en la práctica se cumple pues que toda disminución de sección en una conducción por donde discurre un fluido, se traduce en un aumento de la velocidad y, por tanto, en una disminución de la presión, y viceversa. Tal aclaración se pone de manifiesto en el ejemplo de la figura 2.3.4 donde los manómetros instalados en las distintas secciones, indicarán presiones inversas a la velocidad del fluido, que a su vez, será inversamente proporcional a la dimensión de la sección del conducto en cuestión.

Figura 2.3.4. Variación de velocidad y de presión.

2.5.

RÉGIMEN LAMINAR Y TURBULENTO

Al circular un líquido real por un conducto tiene lugar una pérdida de carga como consecuencia de cierta resistencia que opone la pared interior de la tubería y el rozamiento interno entre las propias partículas del fluido. Para una conducción recta, dichas pérdidas dependerán de la rugosidad interior de la pared del tubo, de la longitud de éste y de la velocidad del fluido, o lo que viene a ser lo mismo, del diámetro de la sección.

2.6.

PÉRDIDAS DE CARGA EN CONDUCCIONES

La pérdida de carga o rendimiento en tuberías rectas depende de varios factores: rugosidad superficial interior del tubo, longitud del mismo, sección de paso, peso específico del aceite y velocidad media de circulación del fluido.

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En lo que a la longitud del tubo se refiere, tal longitud estará supeditada a las necesidades, de la instalación, donde, por razones evidentes, el proyectista intentará que sea lo más corta posible. También debe intentar conseguir que el fluido circule por las tuberías a una velocidad adecuada, o en régimen laminar, con objeto de no superar el número de Reynolds crítico mencionado anteriormente. Para ello bastará con dimensionar adecuadamente las tuberías calculando el diámetro interior más indicado en cada caso. Las pérdidas de carga en las conducciones se expresan por las caídas de presión que tienen lugar en los diferentes tramos. Esta pérdida de carga en un determinado tramo puede calcularse a través de la expresión:

Δ P=

50∗λ ∗L∗V d∗g

2

Donde:

Δ P = Caída de presión en bar (o en kp/cm 2 ). λ

= Coeficiente de resistencia donde:

λ=

64 para régimen la min ar Re

0,1364 λ=4 para régimen turbulento Re

2.7.

L

= Longitud del tramo correspondiente de tubería en m.

V

= Velocidad media del aceite en m/s.

d

= Diámetro interior de la tubería en mm.

g

= Aceleración de la gravedad en m/s2.

PÉRDIDAS DE CARGA LOCALIZADAS

Además de las pérdidas de carga que se originan en las tuberías, existen otras pérdidas importantes que es preciso tener en cuenta si se desea evaluar teóricamente el rendimiento total de la instalación. Existen resistencias localizadas en determinadas zonas del circuito que pueden estimarse de alguna manera, como estrangulaciones del paso, codos, empalmes, cambios más o menos bruscos en la dirección del fluido, etc. Otras pérdidas, en cambio, muy importantes también, se dan en los propios componentes oleohidráulicos, tal y como ya se ha indicado y se originan en válvulas distribuidoras, en válvulas antirretorno, en válvulas reguladoras de caudal, en válvulas de secuencia, etc. Sobre estos componentes comerciales el proyectista del circuito carece de competencias para influir sobre las pérdidas que se originan al pasar el fluido por el interior. Estos elementos son a veces complejos en su construcción y su configuración interna hace poco posible el cálculo teórico

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de dichas pérdidas. Por ello, y por razones prácticas, el fabricante obtiene el rendimiento de dichos elementos midiendo la presión de entrada y la de salida en unas determinadas condiciones de funcionamiento donde se tiene en cuenta la presión, la temperatura y la viscosidad del fluido. Los datos así obtenidos de pérdida de presión son los que incorpora en el catálogo de sus fabricados. Afortunadamente para el proyectista, las presiones de trabajo en los circuitos oleohidráulicos son tan elevadas que las caídas de presión que se originan en el mismo son, en general, de escasa importancia siempre que se apliquen ciertos principios. Tales principios pueden resumirse del siguiente modo: tuberías correctamente dimensionadas en cuanto a diámetros, lo más rectas y cortas posibles, superficies interiores del tubo con fino acabado, reducción en lo posible también de estrangulaciones, codos, empalmes, etc. Si se han tenido en cuenta estas indicaciones, poco puede hacerse ya a partir de ahí ya que las pérdidas de carga en los circuitos son inevitables en mayor o menor medida. Para evaluar estas pérdidas de carga se utilizará la expresión: Δ P =K

ρ∗V 2

2

Donde: ΔP

2.8.

= Caída de presión en bar (o kp/cm2).

K

= Coeficiente de resistencia, adimensional.

p

= Peso específico del fluido en kp/dnr.

V

= Velocidad media del fluido en m/s.

POTENCIA Y RENDIMIENTO

El objeto de todo sistema oleohidráulico es el de realizar un determinado trabajo mecánico utilizando como medio de transmisión el aceite comprimido. Este trabajo se produce a través de los denominados actuadores. Cuando se trata de efectuar dicho trabajo mediante un desplazamiento lineal, el componente que se utiliza es el cilindro; si por el contrario se trata de vencer la acción de un par de giro, se utilizan como dispositivos de trabajo, los denominados motores hidráulicos o los actuadores rotativos.

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Figura 2.8.1. Potencia en movimientos lineales y circulares. Para determinar la potencia necesaria en una máquina o mecanismo para realizar un trabajo, poco importa si tal transmisión se realiza a través de un sistema oleohidráulico o se realiza mediante una transmisión mecánica convencional. El trabajo final siempre será el mismo independientemente del medio de transmisión utilizado; la potencia necesaria en uno y otro caso, por tanto, también lo será. Únicamente habrá que tener en cuenta en el cálculo real de la potencia motriz, el rendimiento total de la instalación que puede ser diferente en el caso de la transmisión mecánica o de la transmisión oleohidráulica. En el caso de un movimiento lineal como el que desarrollaría el cilindro de la figura 2.8.1 (a), la potencia mecánica del vástago será: N kW =

F∗V 1000

Siendo: NkW = Potencia en kW. F = Fuerza a desarrollar en N. V = Velocidad de traslación en m/s o bien en unidades del Sistema Técnico: N CV =

F∗V 75

Siendo: Ncv = Potencia en CV, F =Fuerza en kp o kgf. V =Velocidad en m/s. En el caso de movimientos circulares como el mostrado en el eje de salida del motor hidráulico de la figura 2.8.1 (b), la potencia será: N kW =

M∗n 955

Siendo: NkW = Potencia en kW. M = Par de giro o momento en daN-m. n = Velocidad de giro en r/min o bien: N CV =

Siendo: Ncv = Potencia en CV. M = Par de giro o momento en kp-m. N = Velocidad de giro en r/min.

M ∗n 716,2

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Ambos casos han sido referidos a potencia mecánica o a la potencia que realiza el trabajo, sin tener para nada en cuenta que se trata de una transmisión oleohidráulica donde la velocidad de traslación del vástago, en el caso de movimiento lineal, y la de giro del eje en los circulares, dependerá del caudal del aceite que proporciona la bomba. Suponiendo nulas las pérdidas energéticas en la instalación o rendimiento donde se incluye la propia bomba, las tuberías, los racores, los componentes diversos y los órganos receptores como los cilindros, los motores y los actuadores de giro, la potencia hidráulica en la bomba tendrá que coincidir necesariamente con la potencia mecánica mencionada. Así pues, considerando ya el concepto de caudal y también el de presión, parámetros fundamentales que definen a la bomba, y teniendo en cuenta las debidas transformaciones, la potencia teórica necesaria en el motor que accionará la bomba, sin tener en cuenta el rendimiento general de la instalación será: N kW =

P∗Q 612

Donde: NkW P Q

= Potencia necesaria en kW. = Presión de la bomba en bar (o kg/cm2). = Caudal de la bomba en lt/min

o bien en esta otra: N CV =

Donde: Ncv = P = Q =

P∗Q 450

Potencia necesaria en CV. Presión de la bomba en bar (o en kg/cm2). Caudal de la bomba en lt/min.

Es evidente que esta potencia en el componente motriz, o sea, en el motor, será insuficiente para desarrollar la potencia física, mecánica o efectiva necesaria en el vástago del cilindro o en el eje de salida del motor o accionador de giro. La razón se encuentra en que es preciso considerar el rendimiento global de la instalación. El estudio teórico de tal rendimiento puede resultar complejo debido a los múltiples factores que intervienen en él, sobre todo en lo que se refiere al rendimiento de las tuberías, al de los racores, al de las estrangulaciones y al de los aparatos diversos que componen el circuito. En el rendimiento global de la instalación pueden considerarse cuatro partes diferentes: la bomba, las tuberías, los aparatos diversos y los actuadores lineales o de giro. En lo que a la bomba se refiere, el fabricante de las mismas proporciona en sus catálogos datos de

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los rendimientos que deben considerarse. Por una parte se tiene en cuenta el rendimiento volumétrico y, por otra parte, el rendimiento mecánico. El rendimiento volumétrico depende de las fugas internas que se producen en la bomba ya que es prácticamente imposible desplazar el caudal íntegro que proporciona la capacidad teórica. El rendimiento volumétrico de una bomba aumenta a medida en que lo hace el número de revoluciones de la misma y a medida también en que lo hace también el caudal. En cambio, dicho rendimiento disminuye al aumentar la temperatura del aceite, ya que disminuye la viscosidad, y también disminuye al aumentar la presión del fluido, circunstancias que facilitan la fuga. En cuanto al rendimiento mecánico se refiere, pueden considerarse los factores siguientes: pérdidas debidas a la fricción entre los elementos mecánicos, pérdidas originadas por la fricción que se produce entre el aceite y las paredes de la bomba y la fricción debida al roce interno entre las propias partículas del fluido. El rendimiento total de la bomba será pues: η B =η V∗η m

Donde: ηB ηV ηm

= Rendimiento de la bomba en %. = Rendimiento volumétrico en %. = Rendimiento mecánico en %.

El rendimiento de la instalación oleohidráulica excluida la bomba y el actuador, es complejo y, por tanto, como no es posible garantizar cierta precisión en el cálculo teórico de las pérdidas, se recomienda hacer una valoración global basada en la experiencia. En cualquier caso tal rendimiento se representará por: ηi

= Rendimiento de la instalación excluida la bomba y el actuador en %. Las pérdidas que se originan en cilindros, motores y actuadores lineales son de naturaleza similar a las originadas en la bomba: pérdidas de caudal al pasar parte de éste de una a otra cámara del pistón en los cilindros o en el rotor de los motores hidráulicos, etc. y pérdidas debidas al rozamiento mecánico y a la fricción de las propias partículas del fluido. Respecto a los cilindros, los fabricantes no suelen proporcionar datos de pérdidas. Sí suelen proporcionar datos del rendimiento los fabricantes de motores hidráulicos. En cualquier caso, sí los rendimientos parciales son conocidos, el rendimiento total de tales elementos pueden considerarse del modo siguiente: η a =η V∗η m

Donde: ηa

= Rendimiento del actuador en %.

Lo anteriormente expuesto en cuanto a rendimiento se refiere, lleva a considerar un rendimiento total de la instalación que habrá que tener en cuenta al evaluar la potencia necesaria en el motor que se encargará de accionar la bomba del sistema. El rendimiento total de la instalación se obtendrá teniendo en cuenta los rendimientos parciales mencionados, o sea:

1 9

η t =η b∗η i∗η a

Así pues, y para terminar, teniendo en cuenta las expresiones, el valor de la potencia necesaria en el motor del sistema oleohidráulico se obtendrá añadiendo a dichas expresiones el mencionado rendimiento global η t . N kW =

P∗Q 612∗η t

N CV =

P∗Q 450∗η t

UNIDAD 3 FLUIDO HIDRÁULICO 3.1.

INTRODUCCIÓN

Las primeras transmisiones que surgieron utilizando líquido como medio de transmisión eran realmente hidráulicas, ya que utilizaban el agua como fluido básico. Con el paso del tiempo el preciado líquido ha sido sustituido por el aceite, ya que posee propiedades muy superiores para estas transmisiones, sobre todo el aceite mineral, al que se le añaden ciertos aditivos que le proporcionan características especiales en función de las condiciones de servicio de estos sistemas. En esta unidad se hace un breve resumen de las propiedades más generales de estos fluidos, con objeto de que se conozcan las características básicas de los mismos. Entre las características imprescindibles que deben reunir los aceites se puede destacar entre otros el poder lubricante, el poder refrigerante, deben ser anticorrosivos y ser capaces además de soportar ciertas temperaturas sin que se evaporen ni se deterioren. También deben poseer la capacidad de soportar altas presiones y absorber el ruido y las vibraciones que se producen en los circuitos.

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El fluido hidráulico más utilizado en la actualidad es el aceite mineral con algunos aditivos que mejoran sus prestaciones. Pero no solamente se emplea este tipo de aceite sino que para aplicaciones especiales existen otro tipo de líquidos como las soluciones agua-glicol, estéreofosfatos, hidrocarburos clorados, siliconas y otros muchos fluidos que van surgiendo según transcurre el tiempo y se avanza e investiga en este campo.

3.2.

CARACTERÍSTICAS ESENCIALES DEL FLUIDO HIDRÁULICO

La característica esencial que define a un aceite cualquiera es el índice de viscosidad que posee, los aceites oleohidráulicos deben ser capaces de transmitir potencia para lo cual deben poseer la facultad, sobre todo, de soportar elevadas presiones de funcionamiento. La viscosidad a su vez, deberá tener unos valores tales que impida que las partículas del fluido escapen por las uniones formadas por tuberías, racores y el resto de componentes del circuito. Han de ser capaces también de lubricar los diversos elementos móviles que integran los dispositivos del circuito, suavizando el movimiento y retrasando en lo posible el desgaste mecánico. Las válvulas poseen correderas en su interior que se desplazan respecto al cuerpo del mismo; también en las propias bombas existen movimientos relativos entre los engranajes, las paletas o los pistones y el cuerpo que aloja a todos estos elementos, existiendo una fuerte fricción que hace necesaria la presencia de un lubricante eficaz, que en el caso de las transmisiones oleohidráulicas, es el propio aceite de la transmisión el que cumple con esta función también.

Durante el funcionamiento, existen pérdidas de energía que se transforman de forma inmediata en calor, y a largo plazo, también en desgaste mecánico. Este calor debe ser evacuado al exterior a través del propio fluido que transporta esta energía a lo largo de toda la instalación hasta el depósito, que debe ser capaz a través de su gran superficie de radiación de facilitar dicha evacuación. Otra de las características exigibles en un aceite es que no debe producir acciones corrosivas en los materiales de los componentes del circuito y que producirían efectos prejudiciales en la instalación. El aceite debe poseer también una elevada temperatura de ebullición que impida la evaporación del mismo cuando en el circuito se alcancen altas temperaturas de trabajo. Las propiedades de los aceites minerales empleados en las transmisiones oleohidráulicas han sido notablemente mejoradas en los últimos tiempos debido a los numerosos aditivos que se incorporan a los mismos. Entre estos aditivos cabe destacar los siguientes: aditivos anticorrosivos que aumentan este poder en el aceite, aditivos antidesgaste que aumentan la resistencia de la película del fluido impidiendo en lo posible, o al menos de forma parcial, el contacto metal-metal entre los elementos deslizantes. Otros aditivos que se encuentran presentes en los fluidos hidráulicos son los antiespuma, los que mejoran el índice de viscosidad, los que hacen disminuir la compresibilidad y también aditivos especiales que los convierten en fluidos ignífugos para usos donde predomine el riesgo de incendio, como, por ejemplo: máquinas de fundición por inyección, hornos diversos, equipos de soldadura automática, máquinas de moldeo por inyección, sistemas de mando para aviones y buques, etc. Un dato que es de interés; es el peso específico. Como es sabido, el aceite flota en el agua y, por tanto, el peso específico es menor que el de este archiconocido líquido. Al considerar esta

2 1

característica es preciso fijar la temperatura de referencia ya que, tanto en el aceite como en tantos otros elementos, el peso específico o la densidad varían con el cambio termométrico. La temperatura de referencia suele ser de 20°C y el peso específico de estos aceites puede variar entre 0,86 y 0,95 kp/dm3, dependiendo de las características específicas de cada uno de ellos.

3.3.

VISCOSIDAD

El índice de viscosidad de un fluido arroja luz sobre la resistencia al deslizamiento que ofrecen las partículas entre sí. Si el aceite desliza con dificultad se dice que es muy viscoso; si lo hace con cierta facilidad se dice que es muy fluido. En cualquier caso es la característica que más define a un aceite. La temperatura influye bastante sobre el índice de viscosidad ya que para un determinado aceite, este índice varía con la temperatura, de forma tal, que un aumento de la misma produce un descenso de la viscosidad y viceversa. Tal variación de la viscosidad puede alterar de forma negativa algunas propiedades del aceite, ocasionando un funcionamiento anómalo en el circuito. Tal es el caso del poder lubricante, que disminuye en general al disminuir la viscosidad. También al aumentar la temperatura y volverse el aceite más fluido, pierde cualidades de poder de estanqueidad y puede fugarse por las conexiones de algunos aparatos y por las uniones del tubo y los racores. En la figura 3.3.1 se muestran curvas representativas de la variación de la viscosidad con la temperatura de un aceite indicado para usos convencionales, y de un aceite concebido para circuitos oleohidráulicos. La curva (A) muestra la variación de temperatura de un aceite clásico de los que se utilizan en general exclusivamente como lubricantes. En dicha curva se aprecia un descenso rápido de la viscosidad al aumentar la temperatura. En cambio, un aceite más adecuado para estas transmisiones, tal y como se aprecia en la curva (B), muestra una curva de variación de viscosidad con menos pendiente, lo cual significa que en estos aceites de las transmisiones oleohidráulicas las viscosidades son algo más estables cuando se producen variaciones termométricas.

Figura 3.3.1, Variación de la viscosidad con la temperatura.

2 2

3.4.

MEDIDA DE LA VISCOSIDAD

La mejor forma de valorar la viscosidad de un aceite es comparándola con el valor del líquido más universal que existe: el agua. Para la determinación de esta característica esencial se emplea el viscosímetro de Engler que se muestra esquematizado en la figura 3.4.1. Este, dispositivo de medida consta esencialmente de un recipiente (3), en el interior del cual se halla el aceite cuya viscosidad se pretende determinar. Dicho recipiente a su vez se encuentra en el interior de otro (4) que contiene agua. El elemento (1) es una varilla cuyo extremo inferior hace de tapón del conducto (5) de salida del aceite hacia el exterior. En el interior del recinto de aceite se instala el termómetro (2) que medirá la temperatura del fluido objeto de medición.

El ensayo se efectúa del siguiente modo: En el recipiente (3) se introduce un volumen de 200 cm3 de aceite. Previamente con la varilla (1) se ha cerrado el paso del conducto (5). El agua contenida en el recipiente (4) se va calentando o enfriando según la temperatura del ensayo. Cuando el manómetro (2) indica la temperatura deseada, se levanta la varilla (1) y el aceite fluye al exterior a través del conducto mencionado. Desde el instante mismo en que el aceite empieza a salir, se mide con un cronómetro el tiempo transcurrido hasta el vaciado total del recipiente. Este tiempo se relaciona con el tiempo que transcurre para un ensayo similar, donde el aceite se sustituye por agua destilada y la temperatura se fija en 20°C. Se entiende que el volumen de agua es el mismo que el del aceite, o sea, 200 cm3. En estas condiciones fijas del ensayo con agua, el tiempo oscila alrededor de los 51,6 segundos. La temperatura más comúnmente aceptada para medir la viscosidad del aceite es de 20°C, aunque se emplean también temperaturas de 40°C, 50°C y 100°C, según los tipos de aceite. Cuando se proporciona el índice de viscosidad de un aceite es obligado, por razones obvias, mencionar la temperatura del ensayo. La relación entre el tiempo en segundos que emplea el volumen de aceite indicado en pasar por el conducto de evacuación, a una temperatura determinada, y el tiempo en pasar la misma cantidad de agua en las condiciones dadas anteriormente, se conoce con el nombre de viscosidad en grados Engler (°E

2 3

°E  t =

T Ta

Siendo: °E(t) = Viscosidad en grados Engler a la temperatura de t°C. T = Tiempo en segundos del paso del aceite. Ta = Tiempo en segundos del paso del agua destilada a 20°C. La viscosidad así determinada se conoce con el nombre de viscosidad cinemática. Esta unidad en grados Engler es la que tradicionalmente se ha utilizado durante mucho tiempo en Europa/a excepción de Inglaterra. La viscosidad cinemática también se expresa en otras unidades. Así la norma SI y, por tanto, la norma UNE, expresa la viscosidad cinemática en nr/s y también en Centistokes (cSt). En Estados Unidos se utilizan los segundos Saybolt universales (S.S.U) y en Inglaterra, los segundos Redwood. La equivalencia entre las unidades del sistema SI o las de UNE, es la siguiente: 1 Centistokes (cSt) = 10-6 m2/s En la tabla de la figura 3.4.2 se muestra la correspondencia entre las viscosidades cinemáticas de los distintos sistemas. Es interesante advertir que en la mayoría de los sistemas oleohidráulicos las viscosidades oscilan entre los 200 y los 20 Centistokes, aproximadamente a la temperatura de 20pC. Para hacerse una idea, basta decir que a una temperatura de 20°C, el índice de viscosidad del agua, que se toma como referencia, es de 1 Centistoke. Figura 3.4.2.

Equivalencias entre índices de viscosidad

2 4

2 5

En algunos cálculos prácticos interesa considerar la denominada viscosidad absoluta o viscosidad dinámica donde se involucra el peso específico del fluido. La viscosidad absoluta se expresa en el SI y en la norma UNE en N-s/m 2 y en Centipoises (cP). El Poise es un múltiplo del Centipoise, de forma tal que: La equivalencia entre las unidades del sistema ISO o la UNE es: 1 Poise =100 Centipoise. 1 Centipoise (cP) = 10-3 N-s/m2. Aunque ya debe quedar en desuso es frecuente también emplear el kp-s/m2. La conversión de la viscosidad cinemática en grados Engler, en viscosidad dinámica en Centipoise, pueden llevarse a cabo a través de la expresión:



μ=ρ∗ 73 , 18∗°E −



63,8 ∗10 −3 °E

Donde: μ = Viscosidad absoluta o dinámica en Centipoise. p = Peso específico del aceite en kp/dm3. °E = Viscosidad cinemática en grados Engler. La conversión de la viscosidad Engler en viscosidad dinámica en kp-s/m2, puede llevarle a cabo a través de la expresión:



μ=ρ∗ 0,746∗°E −



0,643 ∗10 −3 °E

μ = Viscosidad dinámica en kp's/m2

3.5.

COMPRESIBILIDAD DEL ACEITE

A diferencia de los gases, los líquidos en general, y a efectos prácticos, se consideran incompresibles hasta presiones de unos 70 bar. En general, esa escasa compresibilidad del aceite, apenas se tiene en cuenta en cualquier sistema oleohidráulico convencional. Para hacerse una idea, y tomando como base una presión de 70 bar (70 kp/cm 2), la compresibilidad del agua se sitúa en torno al 0,336% y la de los aceites minerales, a la misma presión, alrededor del 0,354%. Es decir, suponiendo un volumen de 100 litros a la presión indicada de 70 bar, en el caso del agua el volumen se reduciría a 99,664 litros y en el caso del aceite a 99,646 litros. Sin embargo en los sistemas de alta presión con elevado volumen de aceite en la instalación y en determinados casos, conviene tener en cuenta la compresibilidad real que experimentan los fluidos hidráulicos utilizados en estos sistemas. Por una parte la compresibilidad del aceite puede ocasionar ciertos movimientos de retroceso en los mecanismos al aumentar la presión y, por otra, para alcanzar una cierta presión, será preciso un mayor volumen de fluido y, por tanto, un tiempo algo más prolongado en los ciclos de trabajo. En un circuito oleohidráulico cualquiera, no solamente es el fluido hidráulico el único responsable del retroceso o elasticidad del sistema mecánico solidario al vástago del cilindro,

2 6

sino que también las tuberías, el propio cilindro y el resto de los componentes contribuyen a acentuar este efecto. Al aumentar la presión, tales elementos se dilatan y junto al fenómeno de compresibilidad mencionado el efecto de retroceso se ve de esta forma incrementado. En la práctica, y con el mejor de los criterios, lo que se hace es considerar valores de compresibilidad del aceite con cierta generosidad con objeto de compensar las dilataciones de los componentes mencionados. Así, y basándose en la experiencia, en los cálculos de reducción de volumen en general y teniendo en cuenta los aumentos de presión, bastará considerar en los aceites minerales de los circuitos los valores orientátivos de la tabla de la figura 3.5:1. Figura 3.5.1. Compresibilidad de aceites hidráulicos COMPRESIBILIDAD DEL ACEITE PRESION REDUCCION DE VOLUMEN EN EN BAR % De 70 a 350 0,5 500 1,7 600 2,4 700 3,1 800 3,8 900 4,5 1000 5,2 Debe tenerse en cuenta que la mayoría de los sistemas oleohidráulicos trabajan sometidos a presiones comprendidas entre los 70 y los 350 bar, donde la reducción del volumen total puede estimarse en torno al 0,5% indicado en la tabla. A partir de ahí puede considerarse una reducción de volumen aproximada de alrededor del 0,7% por cada 100 bar de aumento de presión.

3.6.

FLUIDOS ININFLAMABLES

Los aceites minerales, con algunos aditivos que mejoran sus cualidades, son los fluidos que se utilizan normalmente en los sistemas oleohidráulicos. Pero algunas de las características que éstos poseen los hacen poco apropiados para ser utilizados en instalaciones donde existe cierto riesgo de incendio, como, por ejemplo: máquinas de fundición por inyección, hornos diversos, equipos de soldadura automática, máquinas de moldeo por inyección, sistemas de mando para aviones y buques, etc. En determinadas condiciones todos los líquidos empleados en oleohidráulica pueden inflamarse en mayor o menor grado, incluso los denominados ignífugos o ininflamables. Lo que ocurre es que estos últimos impiden la propagación de la llama en ambientes más predispuestos a los riesgos mencionados. El uso de estos fluidos en los casos que así lo requieran, supone el sacrificio de parte de algunas de las características esenciales que poseen los aceites minerales. Así, los fluidos ininflamables tienen un menor poder lubricante, una menor capacidad antioxidante y el índice de evaporación es, por otra parte, mayor. Otro factor a considerar respecto a los aceites minerales es el precio: todos estos líquidos especiales resultan en general más caros. En la tabla de la figura 3.6.1 se muestran los fluidos denominados ininflamables clásicos o los más comúnmente utilizados tradicionalmente. Los datos que aquí se indican dan una idea general

2 7

de las características que poseen. Figura 3.6,1.

Fluidos ininflamables clásicos

FLUIDOS ININFLAMABLES CLASICOS DE BASE ACUOSA SINTETICOS Soluciones agua-glicol estereofosfatos Emulsiones agua-aceite Hidrocarburos aromáticos clorados Emulsiones aceite-agua Siliconas En la tabla se han considerado dos tipos de fluidos: los de base acuosa y los sintéticos. En los primeros la resistencia al fuego se debe a la presencia de agua en porcentajes elevados, que en caso de incendio, originan vapor que impide el acceso del oxígeno del aire a la zona de ignición. En la tabla de la figura 3.6.2 pueden apreciarse algunas de las propiedades de estos fluidos. Los de base acuosa, tal y como puede apreciarse, no deben superar los 65°C de temperatura de servicio. El agua-glicol es el líquido que presenta resistencia absoluta al fuego, y los porcentajes de agua oscilan entre el 30 y 40%. El poder antioxidante oscila entre regular y bueno, y el material de las juntas de los componentes del circuito no puede ser caucho natural, sino que deben montarse de caucho sintético. Los fluidos sintéticos, a diferencia de los de base acuosa, no poseen agua más que en un porcentaje muy reducido, al igual que los aceites minerales. Su resistencia al fuego está basada en su composición química que les permite, además, soportar elevadas temperaturas de servicio que oscilan entre los 150°C y los 370°C. Poseen en general un buen poder lubricante. Los más comúnmente utilizados son los estereofosfatos, ya que presentan una razonable relación entre las características que poseen y el precio, siendo los más económicos de entre los sintéticos. El poder antioxidante en todos ellos oscila entre regular y bueno, y en cuanto a las juntas de estanqueidad, deben montarse de PTFE (teflón), siliconas o Vitón. En el caso de elevadas temperaturas, este último material soporta temperaturas, en condiciones aceptables, de hasta unos 260°t.

Figura 3.6.2 Tabla comparativa de propiedades de fluidos hidráulicos PROPIEDADES DE ALGUNOS LUBRICANTES Soluciones Emulsiones Estereofosagua-glicol agua-aceite fatos

Propiedades

Aceite Mineral

Peso Específico kg/dm3 Inflamabilidad

0,864

1,060

0,916-0,94

1,275

Hidrocarburos aromáticos clorados 1,43

Alta

Ininflamable

Baja

Baja

Baja

Temperatura Inflamabilidad en ° C

220

Ninguna

Ninguna

260

215

Siliconas 0,931,03 Ininflamable 100-150

2 8 Temperatura máxima de servicio °C Poder Lubricante Poder antioxidante Contenido de agua en % Viscosidad general Material de juntas

105

65

65

150

150

315-370

Muy bueno

Regular

Regular

Muy bueno

Bueno

Muy bueno 0,02

Regular 30-40

De regular a bueno Min. 10

De regular a bueno 0,03

De regular a bueno 0,02

De regular a bueno Regular

De baja a muy baja Goma sintética

De baja a media

Baja

De baja a alta

De baja a alta

Goma sintética

Goma sintética

Butilo o silicona

Butilo o silicona

-----De baja a alta Vitón hasta 230 °C

UNIDAD 4 REPRESENTACIÓN ESQUEMÁTICA DE LOS MECANISMOS El accionamiento de una máquina mediante un sistema oleohidráulico surge como consecuencia de un determinado trabajo que es preciso realizar y sobre el cual se decide que la forma más conveniente de transmisión de energía es la del aceite comprimido. Este medio, al igual que ocurre con la neumática, es siempre auxiliar de la mecánica convencional que es en definitiva la que va a realizar directamente el trabajo final. Si se decide que la energía utilizada es la oleohidráulica, los movimientos lineales o de rotación,

2 9

las fuerzas y los pares de giro sólo serán posibles a través de los cilindros, los motores o los actuadores de giro; pero siempre existirá una mordaza, un molde, una herramienta, un soporte o un dispositivo mecánico cualquiera, que serán los que en definitiva realicen el trabajo final de sujeción, conformando, corte, etc. La meta final es conseguir, el esquema oleohidráulico adecuado para cumplir esa función, pero antes deberá pasar por un proceso previo en el cual representará de forma gráfica y sencilla el trabajo que va a realizar indicando también el desarrollo de la secuencia o fases que componen el ciclo. Para ello es conveniente empezar por representar de forma sencilla y esquemática los mecanismos y elementos motrices. Así, por ejemplo, supóngase que se pretende proyectar una máquina simple o mecanismo, de transmisión oleohidráulica, para taladrar una pieza de acero. En la figura 4.1 se ha representado un esquema posible del mecanismo donde se han previsto dos cilindros hidráulicos: el cilindro (A) se encarga de sujetar o amarrar la pieza y el (B) del avance y retroceso de la broca para el taladrado de la pieza.

Figura 4.1.

Esquema de máquina de taladrado.

En el ciclo completo es fácil de deducir: primero se producirá el amarre del bloque haciendo avanzar el vástago del cilindro (A); a continuación avanzará el vástago del (B) para taladrar la pieza; después de finalizado el taladrado, retrocederá el vástago de dicho cilindro a su posición original y más tarde, el cilindro (A) desbloqueará la pieza al retornar el vástago del cilindro correspondiente a su posición de reposo. De esta forma el sistema queda en disposición de realizar un nuevo ciclo. Para representar la idea no es preciso utilizar símbolos normalizados.

4.2.

DIAGRAMAS DE MOVIMIENTOS

El esquema anterior del mecanismo no muestra las fases o movimientos de cada uno de los vástagos de los cilindros. Aunque éste es un caso sencillo, donde es fácil deducir los movimientos, surgen con frecuencia situaciones más complicadas en las cuales es conveniente representar de alguna manera las distintas etapas que tienen lugar en el proceso completo. Varias son las formas de representar los movimientos de los vástagos de los cilindros o de los ejes de giro de los motores o accionadores rotativos. La más sencilla de todas es asignar el signo

3 0

(+) para el avance o salida del vástago, y el signo (-) para el retroceso del mismo. En el caso del eje de salida de los motores o accionadores rotativos o pinzas de amarre, el signo (+) puede utilizarse para el giro en un determinado sentido, por ejemplo el de trabajo, y el (-) para el giro en sentido contrario. Así, en el caso del mecanismo anterior, la secuencia o ciclo completo puede representarse de la forma mostrada a continuación:

A + B + B-AO bien de la forma representada en la figura 4.2.1 donde se muestra un cuadro más atractivo, pero sin apenas ventajas sobre el anterior. Con ninguna de estas dos formas pueden indicarse velocidades de los vástagos, ni tiempos, ni tampoco movimientos simultáneos de cilindros. Figura 4.2.1.

Cuadro de representación del ciclo ACTUADOR

ETAPA 1 2 3 4

A +

B + -

-

Una forma más avanzada y gráfica de representación del ciclo, se muestra en la figura 4.2.2 donde se indican en todo momento los movimientos y las posiciones del vástago de cada cilindro. En este diagrama, denominado de espacio-fase pueden representarse también las velocidades de los actuadores. En el caso del mecanismo mencionado, supondremos las velocidades constantes con objeto de simplificar el diagrama.

Figura 4.2.2.

Diagrama espacio-fase.

Puede observarse que en el estado normal de reposo, ambos cilindros se encuentran con el vástago en el interior del cilindro, o lo que es lo mismo, en posición (-), El vástago avanzado de cada actuador o cilindro será representado con el signo (+). El ciclo comienza en el punto 0 con la salida del vástago del cilindro (A) que recorre el espacio

3 1

0-1. Al ser un circuito secuencial, nada más terminar el recorrido el vástago del (A), se le da la orden de arrancar al vástago del (B), que efectúa la carrera de avance 1-2 y, seguidamente, la de retroceso 2-3. Mientras tanto el vástago del (A) permanece avanzado entre las fases 1 y 3. Finalizado el retroceso del vástago del (B), se inicia el retroceso del vástago del (A) para desbloquear la pieza. De esta forma se completa el ciclo con las cuatro etapas descritas. El diagrama mostrado en la figura 4.2.3 es similar al anterior, pero en este caso lo que interesa es el registro de los tiempos parciales empleados en cubrir el ciclo completo. En este caso se ha supuesto que el ciclo comienza un segundo después de recibir la orden de arranque. La duración del ciclo completo es de 13 segundos como puede observarse.

Figura 4.2.3. Diagrama espacio-tiempo. En oleohidráulica, a diferencia de lo que ocurre con la técnica neumática, donde los movimientos son notablemente más rápidos, este segundo diagrama de espacio-tiempo puede ser de mayor interés, puesto que los tiempos de trabajo de los actuadores son más prolongados. Obsérvese que los tiempos de respuesta de las electroválvulas, las válvulas de secuencia y otros componentes del circuito, no han sido tenidos en cuenta por ser, en general, de valor despreciable frente a los tiempos de actuación de los movimientos de los elementos motrices. Estas formas de representación del ciclo de trabajo pueden finalizarse mostrando una forma más moderna, muy utilizada en automatismos en general, y que puede hacerse extensible también a la oleohidráulica. Se trata de la representación mediante el denominado Grafcet de la secuencia. Este sistema, cada vez más extendido, permite mostrar de una forma gráfica, sencilla y precisa el ciclo de una máquina automatizada a través de un circuito secuencial. Con este método de representación, abreviatura de Graphe Fonctionnel de Commande EtapesTransitions, se muestra la evolución de cada una de las etapas que-forman el ciclo completo. Cada etapa deberá estar precedida de una o varias acciones que deben cumplirse para que tenga lugar la siguiente.

3 2

Figura 4.2.4.

Representación mediante Grafcet.

Aquí no solamente se representan los componentes motrices y su estado, sino que también aparecen los elementos de transición, o aquellos dispositivos que deben ser activados para pasar a la etapa posterior. Se trata de componentes que detectan la posición de vástagos o giros de eje de

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los elementos rotativos para enviar la orden siguiente. Entre tales componentes destacan los micros finales de carrera eléctricos, las células de proximidad, las células fotoeléctricas, los presostatos, las válvulas de secuencia, etcétera. Este procedimiento, al igual que los dos mostrados en primer lugar, no indican las velocidades de los actuadores, pero aporta una más que estimable ayuda tanto al desarrollar el automatismo, como a la hora de conocer las condiciones de funcionamiento del ciclo. Facilita también en gran manera la detección de averías y la realización de posibles cambios posteriores en el circuito. En la figura 4.2.4 (a) se muestran los principios generales de representación donde aparecen las distintas etapas del ciclo y los mencionados elementos de transición o captadores de información. En la figura 4.2.4 (b) se muestra el Grafcet correspondiente al mecanismo de la figura 4.2.1.

UNIDAD 5 BOMBAS 5.1.

INTRODUCCIÓN

En todo sistema oleohidráulico es preciso que exista un grupo de presión que genere la energía necesaria para mover los vástagos de los cilindros o los ejes de los actuadores rotativos de los componentes que realizan el trabajo. El elemento fundamental en esos grupos es la bomba, capaz de elevar la presión del fluido hidráulico y enviar el caudal a los mencionados dispositivos consumidores. Debido a la importancia de este componente, que forma parte de las centralitas oleohidráulicas o de los grupos de presión, se ha creído conveniente dedicar aquí un capítulo aparte con objeto de proceder a un análisis más detallado de las mismas y conocer el funcionamiento básico, sus prestaciones y características más notables. Los principales factores que caracterizan a las bombas y los que se tienen en cuenta para su selección, son la presión que soportan, el caudal que impulsan por las tuberías, el ruido, el rendimiento tanto volumétrico como mecánico y el coste. A excepción de la sencilla bomba manual, todas ellas son rotatorias y accionadas en la mayoría de los casos por motores de cualquier tipo, pero preferentemente por los eléctricos donde la velocidad de giro más frecuente es la ele 1.500 r/min. Teniendo en cuenta las presiones de trabajo, y haciendo una división generosa y poco rígida, consideraremos como circuitos de baja presión a los que funcionan con presiones de hasta 70 bar; de media presión a los que los hacen entre los 70 bar y los 180 bar, y de alta presión, a los circuitos que funcionan con presiones superiores a los 180 bar mencionados.

3 4

Atendiendo a su constitución interna y a su modo de funcionamiento, las clasificaremos en bombas manuales, de engranajes, de paletas, de tornillo, de pistones y otras bombas especiales que serán solamente mencionadas sin entrar apenas en detalles. A su vez, las bombas de paletas y de pistones pueden ser de caudal fijo, en las cuales la cantidad de fluido enviada al circuito es siempre constante, y de caudal variable, donde el caudal que proporcionan puede modificarse voluntariamente dentro de las limitaciones propias que imponen su construcción. Las de engranajes clásicos y las de tornillo suelen ser bombas de caudal constante. Las bombas de pistones son las que suministran mayor presión, ya que con ellas, y en los casos más extremos, se alcanzan presiones de hasta 700 bar, y las de paletas, engranajes y tornillos son las que alcanzan menor presión no siendo éstas capaces de superar, en general, los 250 bar.

5.2. CÁLCULO DE LA POTENCIA DEL MOTOR DE ACCIONAMIENTO Para calcular la potencia necesaria en el motor de accionamiento de las bombas es preciso conocer las características de funcionamiento del circuito y, también, las prestaciones que ofrecen los motores eléctricos, sobre todo los asíncronas trifásicos de rotor en cortocircuito, que son los más utilizados. Se repite aquí la expresión utilizada en el capítulo mencionado, pero para ser empleada de una forma más racional será preciso tener en cuenta algunas indicaciones. N kW =

P∗Q 612∗η t

N CV =

P∗Q 450∗η t

La primera de las fórmulas proporciona la potencia en Kw., y la segunda en CV. En ambos casos dicha potencia se calcula en función de la presión P de la bomba en bar, del caudal Q en 1/min y del rendimiento total de la instalación η t . En el rendimiento global o total de la instalación se tienen en cuenta: el rendimiento de la bomba, tanto el volumétrico como el mecánico, el rendimiento del actuador bien sea cilindro, motor o actuador de giro y el rendimiento total del resto de la instalación. η t =η b∗η i∗η a

Los rendimientos de la bomba pueden obtenerse de los datos que proporciona el mismo fabricante. Los rendimientos de los actuadores, unas veces son conocidos, como cuando se trata de motores rotatorios, y otras no, como suele ocurrir con los cilindros y con los actuadores de giro. En cuanto al resto de componentes del circuito como los filtros, las válvulas antirretorno, las electroválvulas, etc. suelen conocerse los rendimientos o pérdidas de carga de forma aislada de

3 5

cada elemento a través de los datos de los catálogos. En el caso de las electroválvulas, el fabricante proporciona siempre datos de pérdidas de carga entre las diferentes vías de circulación del fluido según circule éste en uno u otro sentido.

5.3 BOMBA DE ENGRANAJES Una bomba de engranajes (fig. 5.3.1) suministra un caudal, transportando el fluido entre los dientes de dos engranajes acoplados. Uno de los engranajes es accionado por el eje de la bomba y hace girar al otro. Las cámaras de bomba formadas entre los dientes de los engranajes, están cerradas por el cuerpo de la bomba y por las placas laterales llamadas frecuentemente placas de presión o de desgaste.

Los engranajes giran en direcciones opuestas, creando un vacío parcial en la cámara de entrada de la bomba. El fluido se introduce en el espacio vacío y es transportado por la parte exterior de los engranajes, a la cámara de salida. Cuando los dientes vuelven a entrar en contacto los unos con los otros, el fluido es impulsado hacia afuera. La alta presión existente a la salida de la bomba impone una carga no equilibrada sobre los engranajes y los cojinetes que los soportan.

Figura 5.3.1. Bomba de engranajes externos La figura 5.3.2 muestra una bomba típica de engranajes internos. En este modelo, las cámaras de bombeo también están formadas entre los dientes de los engranajes. Una pieza de separación, en forma de media luna, está mecanizada en medio de los engranajes y situada entre los orificios de entrada y de salida, donde la holgura de los dientes de los engranajes es máxima.

3 6

Figura 5.3.2. Bomba de engranajes internos

En la misma familia de bombas de engranajes se incluye también la bomba de rotor en forma de lóbulos (fig. 5.3.3). Esta bomba funciona según el mismo principio que la bomba de engranajes externos pero tiene un desplazamiento mayor.

Figura 5.3.3. La bomba de lóbulos funciona según el principio de engranajes externos

La bomba gerotor (fig. 5.3.4) funciona de forma muy similar a la bomba de engranajes internos. El rotor interno es girado externamente y arrastra al rotor externo. Las cámaras de bombeo se forman entre los lóbulos del rotor. La pieza de separación, en forma de media luna, no se utiliza en este caso pues los dientes del rotor interno entran en contacto con el rotor extemo para cerrar las cámaras.

3 7

Figura 5.3.4. Bomba tipo gerotor

Características de las bombas de engranajes La mayoría de las bombas de engranajes son de desplazamiento fijo y pueden desplazar desde pequeños hasta grandes volúmenes de fluido. Debido a que son bombas no equilibradas hidráulicamente, son por lo general unidades de baja presión, aunque existen bombas de engranajes que alcanzan hasta 250 kp/cm2 de presión. Las fugas internas aumentan con el desgaste de la bomba, no obstante, estas bombas tienen una duración razonable y poseen mayor tolerancia a la suciedad que los otros tipos. Una bomba de engranajes con muchas cámaras de bombeo genera frecuencias elevadas y, por consiguiente, tiende a hacer más ruido aunque se han introducido mejoras considerables en los últimos años.

5.4

BOMBAS DE PALETAS

E1 principio de funcionamiento de una bomba de paletas es-á ilustrado en la figura 5.4.1. Un rotor ranurado está acoplado al eje de accionamiento y gira dentro de un anillo ovalado. Dentro de las ranuras del rotor están colocadas las paletas, que siguen la superficie interna del anillo cuando el rotor gira. La fuerza centrífuga y la presión aplicada en la parte inferior de las paletas las mantienen apoyadas contra el anillo. Las cámaras de bombeo se forman entre las paletas, rotor, anillo y las dos placas laterales.

3 8

Figura 5.4.1. Funcionamiento de la bomba de paletas no equilibrada hidráulicamente Un vacío parcial se crea a la entrada de la bomba a medida que va aumentando el espacio comprendido entre el rotor y el anillo. El aceite que entra en este espacio queda encerrado en las cámaras de bombeo y es impulsado hacia la salida cuando este espacio disminuye. El desplazamiento de la bomba depende de la anchura del anillo y del rotor y de la separación entre los mismos.

Diseño no equilibrado La construcción de la bomba, mostrada en la figura 5.4.1, es del tipo no equilibrado hidráulicamente y el eje está sometido a cargas laterales, procedentes de la presión que actúa sobre el rotor. El diseño no equilibrado se aplica principalmente a las bombas de caudal variable (fig. 5.4.2). El desplazamiento de esta bomba puede variar mediante un control externo, tal como un volante o un compensador hidráulico. El control desplaza el anillo haciendo variar la excentricidad entre éste y el rotor, reduciendo o aumentando así las dimensiones de la cámara de bombeo.

3 9

Figura 5.4.2. Bomba de paletas de desplazamiento variable con compensación depresión

Diseño equilibrado La mayoría de las bombas de paletas de desplazamiento fijo construidas hoy en día utilizan el conjunto equilibrado diseñado por el Harry Vickers, que desarrolló la primera bomba de paletas equilibrada hidráulicamente, de alta presión y de velocidad elevada, en la década de 1920.

En este diseño el anillo es elíptico en vez de ser circular, lo que permite utilizar dos conjuntos de orificios internos (fig. 5.4.3). Los dos orificios de salida están separados entre sí 180° de tal forma que las fuerzas de presión sobre el rotor se cancelan, evitándose así las cargas laterales sobre el eje y los cojinetes. El desplazamiento de la bomba equilibrada hidráulicamente no puede ajustarse, aunque se dispone de anillos intercambiables con elipses distintas, haciendo así posible modificar una bomba para aumentar o disminuir su caudal.

4 0

Figura 5.4.3 Bomba de paletas equilibrada hidráulicamente

5.5.

BOMBAS DE TORNILLO

Las bombas de tornillo son las menos empleadas en la industria debido a las dificultades que ha representado siempre su construcción para lograr cierta precisión del perfil conjugado de los filetes de los tornillos. Aunque hoy día los avances experimentados en la tecnología de fabricación hacen que a medida que pasa el tiempo vayan también irrumpiendo con mayor fuerza en el mercado. Estas bombas se caracterizan por ser muy silenciosas, por proporcionar caudales desde muy pequeños a los más elevados, y porque las presiones que se logran oscilan entre los 20 y los 175 bar. Las presiones obtenidas dependen de las longitudes de los husillos: a mayor longitud, mayor presión. Debido a las características de su funcionamiento, proporcionan un caudal bastante uniforme. El rendimiento oscila entre el 80% y el 90% y los caudales que se obtienen pueden rpm llegar hasta los 1.800 , dependiendo de la presión. Las viscosidades del fluido aconsejadas oscilan entre los 15°E y los 30°E.

4 1

Figura 5.5.1. Bomba de tornillo. Según la figura 5.5.1, constan esencialmente de un cuerpo (1) en cuyo interior se alojan tres husillos de perfil especial, engranando perfectamente y con precisión unos con otros. El husillo central (2) es el motriz o conductor, y los dos laterales (3) los conducidos. Al girar dichos husillos, el caudal constante se desplaza longitudinalmente aumentando progresivamente la presión desde el conducto de entrada que marca la flecha blanca de la izquierda, representada por la flecha en negro. 5.6.

BOMBAS DE PISTONES RADIALES

Atendiendo a la evolución cronológica de las bombas, las bombas de pistones radiales pueden considerarse como las pioneras de las bombas hidráulicas, ya que fueron las primeras en desarrollarse y ser aplicadas en la industria. Actualmente se pueden clasificar en dos tipos: las de pistones dispuestos en forma de estrella, tal y como se indica en la figura 5.6.1 (a), denominadas simplemente radiales, y las bombas cuyos pistones están contenidos en un plano y dispuestos en línea de forma regular a lo largo del eje principal, tal y como se indica en (b) de la misma figura.

Figura 5.6.1. Bombas de pistones radiales. Las bombas de pistones radiales dispuestos en forma de estrella (a), constan principalmente de un

4 2

cuerpo (1) con alojamiento cilíndrico interior para el rotor (2). El eje del rotor y el del alojamiento son excéntricos y los pistones (3) se deslizan radialmente sobre el rotor apoyándose siempre en la pared interior de dicho alojamiento. Este desplazamiento radial de los pistones produce, por una parte aspiración, y por otra compresión con objeto de aumentar la presión del fluido. Para que tal efecto se lleve a cabo es preciso que actúen las válvulas de cierre y apertura correspondientes y que no han sido representadas en el dibujo esquemático. Estas bombas pueden ser de caudal fijo y de caudal variable. El número de pistones es muy variado y depende del caudal que se pretende obtener: son frecuentes 1, 2, 3, 5, 6 y 10 pistones. Los caudales oscilan entre lo 2 l/min y los 200 1/min en las fabricaciones más corrientes. Las presiones que se consiguen llegan hasta los 400 bar en presión continua, y los 600 bar cuando se someten las bombas a presiones intermitentes de trabajo. Los rendimientos oscilan alrededor del 95%, dependiendo también de la presión de funcionamiento. En general los ejes admiten hasta 3.000 rpm de velocidad de giro.

Figura 5.6.2. Grado de irregularidad en bombas de pistones. En la figura 5.6.2 se muestra un gráfico donde se indica el grado de irregularidad en lo que al caudal se refiere, y para cada vuelta completa del eje. El grado de irregularidad se obtiene a través de la expresión: Gi =

Q máx −Q mín Q máx

∗100

Donde: Gi = Grado de irregularidad en %. Qmáx = Caudal instantáneo máximo en litros/min. Qmín = Caudal instantáneo mínimo en litros/min. Diferentes ensayos han demostrado que la regularidad del caudal medio (Q m) es mayor, cuando el número de pistones es impar, según muestra la tabla siguiente: GRADO DE IRREGULARIDAD N.° de pistones 5 6 8 9 10 Grado de irregularidad en % 6 17,7 22 1,8 6 Las bombas de pistones radiales dispuestos en línea, figura 5.6.1 (b), son bombas que se utilizan

4 3

con menor frecuencia que las radiales en estrella. Normalmente están formadas por un número de pistones que oscila entre 3 y 12. En el mercado suelen encontrarse con un número de pistones de 3, 5, 6 y 12 por bomba. Están formados esencialmente por el cuerpo (1), un cigüeñal (2) y los pistones (3) accionados por dicho cigüeñal. Al girar el eje, los pistones se desplazan todos en un mismo plano logrando cada uno de ellos aspirar e impulsar el aceite a presión con la ayuda de las válvulas correspondientes de admisión y escape. Son bombas robustas y capaces de proporcionar presiones elevadas de hasta 500 bar y caudales que llegan a alcanzar los 800 1/min, con velocidades de giro de hasta 3.000 rpm. Los rendimientos máximos que se obtienen se encuentran alrededor del 95%. Tienen el inconveniente, sin embargo, de que a elevadas velocidades del cigüeñal, las levas y los pistones pueden producir desequilibrios importantes en el mecanismo de funcionamiento ocasionando trepidaciones.

Figura 5.6.3. Bomba de pistones radiales de caudal variable. Al igual que las bombas radiales anteriores, presentan un cierto grado de irregularidad en el caudal que depende también del número de pistones. A excepción de la de 3 pistones, en éstas resulta favorable, de igual manera que las de estrella, el número impar de pistones, tal y como se aprecia en el cuadro siguiente: GRADO DE IRREGULARIDAD N.° de pistones 3 4 5 6 7 8 Grado de irregularidad en % 14 32 3,6 14 2 9 Aunque existen también bombas de caudal variable, éstas representan un caso peculiar en las de este tipo, ya que normalmente se comercializan como bombas de caudal fijo. En la figura 5.6.3 se muestra una bomba de pistones radiales en estrella de caudal variable. En este caso, y con objeto de simplificar, se representa la variación del caudal de forma manual mediante el volante (6) y el husillo (5), que tienen por objeto producir un desplazamiento del anillo (3) sobre el alojamiento del cuerpo de la bomba (1). Este desplazamiento provoca en el

4 4

rotor (4) una excentricidad variable, haciendo que al girar dicho rotor la carrera de los pistones (2) varíe proporcionalmente a dicho desplazamiento y se consiga de esta manera modificar el caudal que suministra la bomba. 5.7.

BOMBAS DE PISTONES AXIALES

Estas bombas, a diferencia de las anteriores, tienen dispuestos los pistones de forma axial respecto al eje de la bomba y con una mayor o menor inclinación. Se pueden encontrar en el mercado para caudal fijo y para caudal variable. A veces la misma bomba puede también ser utilizada como motor alimentándola de aceite a presión por el conducto correspondiente para hacer girar el eje de salida. Tal y como puede apreciarse en la figura 5.7.1, los pistones (4) están dispuestos de forma axial respecto a un plato (3), solidario al eje principal de giro (2). Al girar dicho eje obliga a los mencionados pistones a deslizarse por el interior de las cámaras correspondientes del barrilete (5), produciéndose primero la aspiración del aceite y posteriormente la compresión en cada una de las mencionadas cámaras. El caudal obtenido dependerá, como siempre, del diámetro de los pistones y de la carrera de los mismos, carrera que será proporcional a la inclinación del barrilete (5), cuya inclinación no suele superar en general los 25°. Son bombas que suelen llegar en los modelos más normales hasta los 250 1/min de caudal con 1.500 rpm de velocidad de giro del eje. Las presiones máximas en trabajos intermitentes pueden alcanzar hasta los 450 bar.

Figura 5.7.1. Bomba de pistones axiales de caudal fijo. Son también muy sensibles a la suciedad y se recomiendan grados de filtraje del aceite bastante elevado, que llegan en los casos más desfavorables en ambientes sucios, hasta las 10 µm. Las temperaturas de funcionamiento suelen oscilar entre los -25°C y los 80°C, y las viscosidades del aceite recomendadas oscilan entre los 3°E y 4°E a temperaturas de 50°C. Los rendimientos totales son también bastante elevados ya que llegan a alcanzar hasta el 96%. Al igual que ocurre con las bombas de pistones radiales, dentro de este tipo de bombas existen

4 5

también las de caudal variable, conseguido a base de modificar la inclinación del eje del barrilete, tal y como se muestra de forma esquemática en la figura 5.7.2, donde se representa el funcionamiento básico. En este caso la inclinación del barrilete (4) se consigue manualmente mediante el volante (i) solidario al husillo roscado (2), y a través de la articulación (3). Esta variación de la inclinación y, por tanto, del caudal suministrado, también se consigue por otros procedimientos automáticos de distinto tipo. Las características de estas bombas son similares a las anteriores de caudal fijo, donde se consiguen altas presiones, elevados caudales y elevados rendimientos también. Se finaliza este apartado mostrando en la figura 5.7.3 las fotografías de algunas bombas de este tipo. En (a) se muestra una bomba de pistones axiales de caudal constante comprendido, según modelos, entre los 40,9 y los 79,1 cm3/rev, a las presiones de 280 bar en continua y los 350 bar en presiones intermitentes. En (b) y (c) se muestran bombas de pistones axiales de caudal variable, de hasta 57,4 cm3/rev para el modelo más pequeño, hasta los 131.1 cm3/rev. cara el modelo mayor.

Figura 5.7.2. Bomba de pistones en línea

4 6

Figura 5.7.3. La placa de presión origina el movimiento reciproco de los pistones

Figura 5.7.4. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable

4 7

Figura 5.7.5. Variación del desplazamiento de la bomba

Figura 5.7.6. Bomba de pistones en ángulo

4 8

5.7.7. Funcionamiento de una bomba de pistones en ángulo

Figura 5.7.8. El desplazamiento varía con el ángulo

49

Figura 5.7.9. Bomba de pistones en ángulo de caudal variable

UNIDAD 6

50

CILINDROS 6.1.

INTRODUCCIÓN

Los cilindros son los componentes de trabajo de los circuitos oleohidráulicos que se utilizan con mayor frecuencia en las máquinas o mecanismos. Mediante el caudal de aceite y la presión que proporcionan las bombas, desarrollan el trabajo a través de un movimiento rectilíneo de avance y retroceso que tiene lugar de forma repetitiva en las diferentes fases de un ciclo. A pesar de existir en el mercado una amplia gama de modelos y tamaños normalizados de cilindros, a veces es preciso que sean construidos por el propio fabricante de la máquina, bien por formar parte integrante de un determinado mecanismo de la misma, o bien porque se precisan en éstos características especiales que no se encuentran dentro de las ofertas normales de los fabricantes de estos componentes. Para facilitar la tarea de diseño de cilindros se incluyen cálculos diversos, tanto del espesor de la pared del tubo, como de las tapas con los tornillos de fijación y los cálculos necesarios para el dimensionado de los vástagos. Los cilindros más utilizados en oleohidráulica son los clásicos de doble y simple efecto, siendo los primeros los más empleados, la figura 6.1.1, muestra su clasificación. Clasificación de los cilindros desde un punto de vista funcional

6.2

CILINDROS DE DOBLE Y SIMPLE EFECTO

Los cilindros como ya se ha mencionado antes pueden clasificarse en cilindros de doble y

51

de simple efecto. Los más utilizados son los de doble efecto. El principio de funcionamiento es el mismo en ambos casos, ya que al penetrar fluido a presión en una de las cámaras, el pistón avanza como consecuencia de ese empuje realizando un trabajo el vástago solidario a él. En el de doble efecto el empuje tiene lugar en ambos sentidos ya que, de forma alternativa, el aceite penetra en una o en otra cámara; en el de simple efecto sólo se alimenta una cámara a presión y, por tanto, el trabajo se realiza en ese único sentido. En la figura 6.2.1 puede apreciarse la constitución interna de un cilindro de doble efecto donde se muestran los componentes esenciales y el modo de funcionamiento. Al penetrar aceite a presión por el conducto (14) que alimenta a la cámara (13), el pistón (5) y el vástago (7) solidario a él, avanzan. Mientras tanto el aceite de la cámara (16) se desaloja hacia el depósito a través del conducto (17). Para que el vástago se repliegue volviendo a su posición original, es preciso que se invierta el proceso; esta vez el fluido debe penetrar por (17) hacia la cámara de retroceso (16) y, a la vez, el aceite presente en la cámara (13) retornará al depósito a través del conducto (14).

Figura 6.2.1. Cilindro de doble efecto. La camisa o tubo (6) suele llevar soldada o roscada la tapa posterior (1) para conseguir el cierre de esa parte. A veces el agujero de alimentación de la cámara trasera lo lleva incorporado esta misma tapa. La parte interior del tubo por donde desliza el pistón o émbolo (5), debe mecanizarse con superficie muy fina mediante un súper acabado con objeto de facilitar el deslizamiento y reducir al máximo el desgaste de la junta dinámica (4). El cierre de la parte delantera del tubo se logra a través de la tapa (10) que normalmente se rosca al tubo ya que dicha tapa debe ser desmontable. En ella se alojan la junta estática de hermeticidad (9) y la junta dinámica de cierre (11) de la tapa y del vástago. En la parte delantera de dicha tapa se monta un anillo de caucho (12) denominado anillo rascador, cuya misión consiste en limpiar el vástago de suciedad cada vez que éste penetra en el interior del cilindro. Normalmente, el pistón (5) y el vástago (7), se construyen de forma independiente y unida por una tuerca de fijación (3), pero también existen cilindros con el pistón soldado al vástago. En cualquier caso, y al igual que ocurre con la camisa, el exterior del vástago debe mecanizarse con superficie muy fina para reducir al máximo el fenómeno de desgaste por rozamiento que se produce en el vástago debido a la junta de cierre. Los cilindros de simple efecto son similares a los de doble efecto, pero algo más sencillos ya que el aceite sólo penetra por una de las cámaras, que puede ser la de avance o la de

52

retroceso, según convenga; generalmente suele ser la de avance. El movimiento principal o el de trabajo se consigue por la penetración del aceite a presión, y el movimiento en sentido contrario, por un resorte interior que forma parte del propio cilindro, por una acción exterior que produzca el mismo efecto o, simplemente, por el peso propio del pistón, del vástago o el de los mecanismos asociados a este último, la figura 6.2.2 muestra uno de estos cilindros.

Figura 6.2.2. Cilindro de simple efecto. En la tabla de la figura 6.2.4 se resumen las características de los cilindros normalizados de uso más corriente en la industria. En ella se indican los diámetros interiores de los cilindros y los diámetros de los vástagos normales y reforzados, así como las secciones de avance y de retroceso del pistón o sección anular. En este último caso la primera de las columnas muestra la sección para el vástago normal del cilindro y en la segunda de las columnas se indica la sección para cuando se utiliza el vástago reforzado.

Figura 6.2.3. Cilindros hidráulicos de doble efecto.

53

Figura 6.2.4. Características de los cilindros

6.3.

CÁLCULO DE LA FUERZA DE ACCIONAMIENTO

54

La fuerza axial que proporciona un cilindro depende de la presión del aceite, de la sección del émbolo y del rendimiento o pérdidas por rozamiento de las juntas dinámicas y piezas metálicas en contacto. Esta fuerza será siempre mayor en el avance del vástago, ya que la sección de empuje es mayor en el pistón; en el retroceso es preciso tener en cuenta la sección del vástago, que reduce la sección total. La fuerza de accionamiento para producir trabajo, junto a la velocidad de traslación del vástago, son determinantes a la hora de seleccionar la bomba y la potencia del motor eléctrico de la instalación.

Figura 6.3.1. Fuerza de accionamiento Según el cilindro de doble efecto mostrado en la figura 6.3.1 (a), la fuerza obtenida en el avance será: F a=

π 2 D pη 4

Donde: Fa = Fuerza de avance en daN (o en kp). D = Diámetro interior del cilindro en cm. P = Presión del fluido en bar (o kp/cm2). η = Rendimiento del cilindro. La fuerza conseguida en el retroceso en estos mismos cilindros, según la misma figura será: F r=

π  D 2−d 2  pη 4

Siendo: d = Diámetro del vástago en cm. En lo que a los cilindros de simple efecto se refiere, y suponiendo que el retorno del vástago se consiga mediante la acción de un resorte, la fuerza de avance o fuerza efectiva media será, teniendo en cuenta la fuerza media que opone el resorte: F am=

π 2 D pη −F mr 4

Siendo: Fam = Fuerza de avance media en daN (o kp). Fmr = Fuerza media del resorte en daN (o kp). En estos cilindros de simple efecto el fabricante proporciona datos de la fuerza para distintas posiciones del vástago. Como es sabida la fuerza o resistencia que opone un resorte helicoidal al ser comprimido, depende de la deformación axial a la cual se le someta. Esta fuerza es directamente proporcional a la mencionada deformación, por tanto, el valor de la resistencia del resorte tendrá un valor mínimo en el arranque del vástago, y un valor máximo cuando el vástago del cilindro se encuentra totalmente avanzado y, por tanto, el resorte también totalmente comprimido.

55

6.4.

CÁLCULO DEL CAUDAL EN FUNCIÓN DE LA VELOCIDAD DEL VASTAGO

El caudal que debe suministrar la bomba depende de la velocidad de traslación del vástago del cilindro y de la sección del cilindro. Como ya se ha indicado anteriormente, los dos parámetros fundamentales que caracterizan a las bombas son la presión y el caudal. Ambos se encuentran íntimamente ligados ya que la fuerza que pueda desarrollar un cilindro, depende de la presión y de la sección de empuje. Fijando la presión a un determinado valor, la fuerza puede aumentarse haciendo mayor el diámetro del pistón, pero este incremento de sección significará también que será preciso un mayor caudal de la bomba para mantener la velocidad deseada en el vástago. El primer factor a tener en cuenta es el de la presión prevista en la bomba. La fuerza necesaria para producir el trabajo requerirá, dependiendo de la mencionada presión, una determinada sección del cilindro. Si el diámetro de éste resulta excesivo, será preciso reconsiderar el tipo de bomba a emplear con objeto de elegir una que proporcione una mayor presión. Así hasta que el cilindro pueda ser seleccionado entre los de diámetros más convenientes o que encajen mejor en el conjunto del mecanismo. Después de esta elección debe tenerse en cuenta el caudal necesario en la bomba, pero este caudal siempre se encontrará subordinado a la velocidad del cilindro una vez determinado el diámetro el mismo. El caudal necesario en un cilindro para obtener la velocidad del vástago deseada se obtendrá del modo siguiente: Q=S•V Donde: Q = Caudal en 1/min. S = Sección de la cámara de avance o retroceso en dm2. V = Velocidad de traslación del vástago en dm/min. Mediante las debidas transformaciones, y con objeto de utilizar unidades convencionales más propias, se tendrá: Para el avance del vástago: Q= 1,5∗π ∗D2∗V

Para el retroceso del vástago: Q= 1,5∗π ∗ D2 −d 2 ∗V

Siendo: Q = Caudal en 1/min. D = Diámetro interior del cilindro en cm. d = Diámetro del vástago en cm. V = Velocidad del vástago en m/s. En la mayoría de los casos los cilindros realizan el trabajo durante el avance o salida del vástago, donde la velocidad en un cilindro de doble efecto es más lenta que la de retroceso, debido a que es preciso considerar la sección del vástago. Todo ello suponiendo

56

que se emplee en la instalación una bomba de caudal constante. Esta configuración interna de los cilindros puede considerarse positiva, ya que en la mayoría de las veces es deseable que en el recorrido de trabajo, el vástago avance lentamente, pero al retornar a su posición original, lo haga a la mayor velocidad posible con objeto de reducir los tiempos del ciclo completo.

6.5.

CÁLCULO DEL ESPESOR DE LA PARED DEL TUBO

Cuando se diseña un cilindro oleohidráulico deben calcularse los espesores de la pared del tubo, la tapa del fondo, la tapa delantera y el diámetro del vástago. Si éste es adquirido del comercio, tales cálculos no es preciso realizarlos ya que dichos cálculos corresponden, al propio fabricante. Dada la importancia de este componente en el conjunto del circuito, a cada uno de estos cálculos se le dedicará un apartado diferente. En el cálculo del espesor de la pared del tubo será preciso considerar dos situaciones diferentes: cilindros construidos con tubos de pared delgada y cilindros construidos con tubos de pared gruesa. Para un mismo diámetro interior, el espesor de la pared dependerá de la presión del fluido; cuanto mayor valor alcance ésta, mayor espesor de pared será necesario. Si la presión es reducida, a efectos de cálculo, puede considerarse al cilindro como un tubo de pared delgada sometido a presión interior. La frontera, no muy bien definida, entre un tubo de pared delgada y un tubo de pared gruesa, puede establecerse considerando las siguientes relaciones: e < 0,10 d e > 0,10 d

Cilindro de pared delgada Cilindro de pared gruesa.

Donde: d = Diámetro interior del cilindro e = Espesor de la pared del tubo. En los cilindros de pared delgada que se representan en la figura 6.5.1, y suponiendo que están sometidos a presión interior y con los extremos cerrados, se generan dos tensiones normales de tracción, que son perpendiculares entre sí: una tensión tangencial y una tensión longitudinal.

Figura 6.5.1. Distribución de tensiones en cilindros. La tensión tangencial mostrada en (a) denominada a, es la principal y la que tiende a pro-

57

ducir la rotura del elemento tal y como se muestra en (b) de la misma figura, donde la fuerza F originada por la presión interior tiende a separar el cilindro en dos mitades. La tensión longitudinal σ t de valor igual a la mitad de la anterior, tiene tendencia a separar el cilindro en dos partes por rotura anular, al actuar la presión sobre las tapas laterales del cilindro. Si se analiza a fondo el efecto simultáneo de ambas tensiones a través de la obtención de las tensiones principales, y después se aplica cualquiera de los criterios de rotura modernos, se llega a la conclusión, confirmada por la experiencia, de que en los cálculos puede omitirse la tensión longitudinal mencionada y bastará con considerar en la evaluación de la pared, solamente la tensión tangencial σ t , que será la que se igualará a la tensión admisible en el material. Así pues: σ t=

p∗d ≤σ adm 2∗e

Donde: P = Presión interior del cilindro en bar (o kp/cm2). d = Diámetro interior del cilindro en cm. e = Espesor de la pared del cilindro en cm. σ adm = Tensión admisible en el material en daN/cm2 (o kp/cm2). Siendo: σ adm =

σ

R

C s1

=

σ

F

C s2

Donde: σ R , σ F = Tensiones de rotura y fluencia del material en daN/cm2 (o kp/cm2).

Cs1, Cs2 = Coeficientes de seguridad para la rotura y la fluencia del material respectivamente.

Figura 6.5.2 Tensiones en cilindros de pared gruesa De todas ellas la que alcanza mayor valor es la tensión tangencial σ t , tal como se podrá

58

apreciar. En cuanto a la tensión longitudinal σ l y al igual que se ha hecho anteriormente, será también despreciada ya que su influencia en el cálculo apenas es perceptible. En cualquier tratado de Resistencia de Materiales puede demostrarse que las tensiones que interesan pueden obtenerse a través de las expresiones: σ t =P

R2 +r 2 2

R −r σ r =−P

2

Siendo: P = Presión interior del cilindro en bar (o kp/cm2). R = Radio exterior del cilindro en cm. r = Radio interior del cilindro en cm. A partir de aquí puede emplearse cualquier criterio de rotura para determinar la tensión de cálculo que se igualará a la tensión admisible en el material. Según el material que se utilice en la construcción del cilindro, será necesario emplear una u otra teoría o criterio de rotura. La mayoría de los cilindros son construidos de acero y, algunas veces, las menos, también de fundición gris por ejemplo. Son escasamente probables otros materiales de construcción. En cualquier caso, para aplicar una u otra hipótesis válida, lo que se hace es dividir los materiales más comúnmente utilizados en ingeniería mecánica en dos clases: materiales dúctiles y materiales frágiles. La frontera que permite esa distinción se encuentra precisamente en el alargamiento que dichos materiales experimentan al someterlos a carga. Los materiales cuyo alargamiento se encuentran por debajo del 5% se consideran frágiles. A este grupo pertenecen la fundición gris y el hormigón, ya que se caracterizan también porque carecen de fluencia y, por tanto, rompen de forma brusca sin apenas alargamiento previo. Los materiales cuyo alargamiento es superior al valor indicado se denominan dúctiles; pertenecen a este grupo la mayoría de los materiales utilizados en mecánica tales como el acero, el bronce, el cobre, el aluminio, etc. En el caso más frecuente de materiales dúctiles, las teorías de rotura más recomendables son la tensión cortante máxima y la de la energía de distorsión angular. La primera es más fácil de aplicar y también la más conservadora; la segunda es algo más complicada pero los resultados son más precisos, o al menos están más de acuerdo con los ensayos y experimentos realizados. En cualquier caso se incluyen ambas aquí y se deja a criterio del estudiante la elección de una u otra. En todas estas teorías se considera que las tensiones principales máxima y mínima coinciden con las dos perpendiculares anteriores, tangencial y radial. O sea: σ l =σ t y σ 2 =−σ r

donde: σ 1 = Tensión principal máxima, σ 2 = Tensión principal mínima.

Según la teoría de la tensión cortante máxima:

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σ adm =σ t +σ r

Ambas con signo positivo ya que se ha tenido en cuenta el signo negativo de comprensión de σ r . Según la teoría de la energía de distorsión angular:



σ adm = σ t2 +σ t∗σ r +σ 2r

Al igual que ocurre en la anterior, en el producto  σ t∗σ r  de la fórmula ya se ha tenido en cuenta el signo negativo de compresión de σ r . Ambas pues serán consideradas en la expresión como positivas. Para el caso de materiales frágiles como la fundición gris, la teoría más recomendable es la de la tensión normal máxima, que se aplica en este caso tal y como se indica a continuación: σ adm =σ t

6.6.

CÁLCULO DE LAS TAPAS Y FIJACIONES

Las tapas de los cilindros soportan la presión del fluido sobre sus paredes de forma tal que tienen tendencia a desprenderse del tubo o camisa. Por una parte deben ser los suficientemente rígidas como para que no se produzcan deformaciones, y por otra, es preciso estudiar la unión de éstas al mencionado tubo. La tapa trasera puede ser fija mediante unión por soldadura, o desmontable, a través de unión por rosca directa a la camisa y unión por tirantes con extremos roscados. La tapa delantera tendrá que ser siempre desmontable con objeto de hacer posible el montaje del pistón y del vástago en el interior del cilindro. Hay veces en las cuales no es preciso el cálculo del espesor de la pared de la tapa ya que por razones constructivas, a través de estas tapas se alimenta al cilindro de aceite mediante los correspondientes orificios roscados. Tal diseño obliga a tener en cuenta cierto espesor mínimo como para poder alojar los mencionados conductos, obteniéndose con ello la suficiente rigidez. También suelen alojarse en dichas tapas los conductos de purga de aire con el purgador incorporado a la misma, pero esta ubicación apenas si influye en el mencionado espesor, ya que requiere menos espacio por ser purgadores de rosca de poco diámetro. En la figura 6.6.1 se representan tapas traseras de cilindros unidas a las camisas de dos formas diferentes. En (a) se muestra la tapa soldada al tubo mediante soldadura a tope en ángulo de 45° y en (b) se muestra la unión de dicha tapa mediante tornillos normalizados. La fuerza que tiende a separar la tapa del tubo será: F=p

Donde:

π ∗d 4

2

60

F = Fuerza que soporta la soldadura en daN (o en kp). P = Presión del fluido en bar (o kp/cnr). d = Diámetro interior del cilindro en cm.

Figura 6.6.1. Tapas soldadas y atornilladas. Cálculo del espesor de la tapa: a=

D−d 2



p σ adm

Siendo: a = Espesor mínimo de la tapa en cm. D = Diámetro exterior del tubo en cm. d = Diámetro interior del tubo en cm. P = Presión del fluido en bar (o kp/cnr). σ adm = Tensión admisible en el material de la tapa en daN/cm2 (o kp/cm2) La tensión de trabajo en la soldadura será: σ=

F ≤σ adm π  D−d  h

Donde: h = Altura útil de la soldadura en cm. σ adm = Tensión admisible a tracción en el material de la tapa en daN/cm2 (o kp/cm2). En (c) de la misma figura se muestra una brida soldada en la camisa del cilindro, con objeto de facilitar el montaje de la tapa mediante la unión atornillada mostrada en (b), se prestará aquí atención a las soldaduras que unen la mencionada brida al tubo. En este caso concreto son dos soldaduras diferentes las que contribuyen a la unión. Ambas soldaduras trabajan a cortadura a través de las secciones resistentes mínimas de las mismas.

61

La tensión cortante en la soldadura y que se igualará a la admisible en el material puede obtenerse a través de la expresión siguiente: τ=

F F = ≤τ adm π ∗D∗ b+e  π ∗D  b+c *cos45 ° 

Siendo b, c y e, las dimensiones que se indican en el dibujo y τ adm =0,75∗σ adm La unión mediante tornillos presentada en 6.6.1 (b) permite el desmontaje de la tapa posterior del cilindro, además de facilitar el mecanizado interior del tubo. El cálculo riguroso de las uniones atornilladas de cualquier tipo no se caracteriza precisamente por su sencillez. Intervienen en este tipo de unión demasiados factores, muchos de ellos desconocidos o parcialmente conocidos, como pueden ser la rigidez total de la unión donde intervienen los tornillos, los tipos de elementos a ensamblar, la incorporación o no de juntas y de arandelas, la consideración del fenómeno de fatiga, etc. Se tendrá en cuenta en primer lugar, que para unir dos piezas mediante tornillos es preciso ejercer un par o momento torsor sobre la cabeza de los tornillos con objeto de comprimir una pieza contra la otra. Este par origina por una parte torsión sobre el cuerpo del tornillo, y por otra, una fuerza interna axial que hace trabajar el tornillo a tracción. Una vez atornillado el elemento, puede admitirse que la tensión de torsión desaparece, al dejar de existir el momento que la ha originado. En cambio, y según pueden apreciarse en la figura (b), la carga axial F1 de tracción permanece constante mientras dura la unión. El par de apriete del tornillo o momento de torsión que crea la carga inicial F i de tracción, es producido al montar los tomillos sobre el cilindro mediante la llave correspondiente. La magnitud del par dependerá de la fuerza que se ejerza sobre la mencionada llave y del brazo de palanca de la misma. El par admisible en el tornillo, para no sobrepasar el límite de fluencia del material, dependerá de las dimensiones de éste y de la resistencia del acero empleado. La relación entre el par o momento torsional aplicado M a cada tomillo y la precarga inicial de tracción F¡ sobre el mismo, suele obtenerse de la expresión siguiente: M=K l∗d e∗F i

Donde: M = Momento torsor en daN*cm (o kp-cm). Kl = 0,20 para tornillos no lubricados, 0,15 para tornillos lubricados. de = Diámetro nominal o exterior del tornillo en cm. Fi = Precarga axial de montaje en daN (o kp). La tensión de trabajo en el material, se iguala a la tensión admisible en el material del tornillo: σ=

F i∗z+F S n∗z

≤σ adm

62

Por lo que: F i =p

M K l∗d e

La fuerza originada por la presión del fluido actuando sobre la tapa trasera se obtendrá a través de la expresión: F=p

π ∗D 4

2

Donde: Sn = Sección de cálculo o sección media del tornillo en eral P = Presión del fluido en bar (o kp/cnr). D = Diámetro interior del cilindro en cm. z = Número de tornillos de fijación en la tapa. Como puede apreciarse, aquí se han considerado las dos cargas existentes: la precarga Fi originada por el par de apriete y la carga originada en cada tornillo por la presión interior del fluido sobre la tapa. Otra forma frecuente de fijación de las tapas tanto traseras como delanteras al cilindro es mediante el uso de cuatro tirantes roscados en sus extremos sujetos por las correspondientes tuercas, tal y como puede apreciarse en la figura 6.6.2. A efectos de cálculo, el tirante o barra cilíndrica roscada se puede considerar como un tornillo. Al apretar la tuerca mediante un par de giro, a la fuerza axial originada por este apriete se sumará la carga correspondiente a cada tirante, debida a la presión interior originada por el fluido. Los criterios de cálculo pueden ser los mismos anteriores y, por tanto, pueden ser utilizadas las mismas expresiones. En los que a la tuerca se refiere, se tendrán en cuenta algunas consideraciones de interés, muy resumidas. La máxima compresión en la tuerca tiene un valor máximo en la base o zona de contacto con la tapa, y decrece hasta hacerse cero en la cara opuesta de la tuerca. El primer hilo de rosca pues sería el más cargado. Por seguridad, la anchura m de la tuerca se encuentra normalizada y contiene siempre más de tres" hilos, ya que suele hacerse: m = 0,8 de Siendo: m = Anchura de la tuerca. dc = Diámetro nominal o exterior de la rosca del espárrago.

63

Figura 6.6.2. Fijación de tapas mediante tirantes.

6.7.

CALCULO DEL VASTAGO

El vástago de un cilindro trabaja siempre a tracción, a compresión o a pandeo. La consideración de compresión o pandeo dependerá del diámetro del vástago y de la longitud del mismo. Está claro que si el vástago trabaja a tracción, la longitud puede ser muy elevada, pero si lo hace a compresión, es preciso limitar dicha longitud debido al denominado fenómeno de pandeo o flexión lateral que se presenta. Pero el efecto producido por el pandeo no sólo depende de la longitud del vástago con relación a su diámetro, sino que depende en gran medida también de la forma de fijación del cilindro al soporte correspondiente y del tipo de montaje de la cabeza o extremo del vástago. De una forma general, y teniendo en cuenta solamente el vástago, se considera que puede existir pandeo o flexión lateral, cuando se cumpla la relación: L ≤40 i

Siendo: L = Longitud del vástago en cm. i = Radio de giro de la sección en cm. i=



I A

Donde: I = Momento de inercia de la sección en cm4. A = Área de la sección recta en cm2. Por debajo de este valor puede hacerse el cálculo a compresión simple, ya que se considera rigidez suficiente en el vástago como para que no exista el fenómeno de pandeo. La flexión lateral producida por el pandeo hace que la carga axial soportada por el vástago sea inferior a la que soportaría trabajando a compresión pura.

64

Así pues, cuando los vástagos son de corta longitud trabajando a compresión, o bien cuando lo hacen a tracción simple, pueden calcularse a través de la expresión: σ=

4∗F ≤σ adm π ∗d 2

Donde: σ = Tensión de trabajo a compresión o a tracción simple en daN/cm2 (o kp/cm2). σ adm = Tensión admisible a tracción en el material del vástago en daN/cm2 (o kp/cm2). F d

= Fuerza axial sobre el vástago en daN (o en kp), según figura 6.7.1 (a). = Diámetro del vástago en cm.

Para el cálculo del vástago a pandeo se empleará la expresión de Euler, referida a columnas o soportes unidos en sus extremos a través de apoyos articulados, que permiten el giro libre y el desplazamiento axial de dichas articulaciones. O sea: 2

F p=

π ∗E∗I L 2p∗C s

Siendo: Fp = Carga axial de pandeo en daN (o kp), según figura6.7.1 (b). E = Módulo de elasticidad del material del vástago en daN/cm2 (o kp/cm2). En el acero se puede considerar 2,1*106 daN/cm2. I = Momento de inercia de la sección del vástago en cm4. Lp = Longitud de pandeo en cm. Cs = Coeficiente de seguridad. En vástagos oscila de 2 a 3 d = Diámetro del vástago en cm. En el caso de una sección circular: I=

L p=



π ∗d 64

4

π 2∗E∗I F p∗C s

Se trata ahora de determinar la carrera total o desplazamiento del vástago de un cilindro cualquiera, sin que se presente el indeseable fenómeno de pandeo. Para ello se empleará la expresión siguiente: C=

Lp K

65

Donde: C = Carrera real o recorrido del vástago en cm. K = Factor de anclaje según montajes de la figura 6.7.2. En la figura 6.7.1 (b) puede apreciarse la carrera total del vástago C y lo que representaría la longitud de pandeo Lp. Según el valor de K, que podrá determinarse a continuación, la longitud de pandeo mencionada puede ser igual, mayor o menor que la carrera del vástago.

Figura 6.7.1. Compresión y pandeo del vástago.

6.7.2.

Fórmula de Bach

66

Gráfico para verificar la resistencia al pandee/ de cilindros

Figura 6.7.3. Factor de anclaje en cilindros.

67

Figura 6.7.4. Montajes del cilindro

68

69

FIG, 6.7.5 Sistemas de fijación de los cilindros 6.8

FRENADO DE CILINDROS

Con velocidades superiores a 6 m/min o aunque sean menores cuando las masas a desplazar son de cierta consideración, es aconsejable un frenado de fin de carrera de tipo hidráulico para evitar daños mecánicos a las estructuras y los mecanismos.

Figura 6.8.1Sistema de frenado de un cilindro. El tornillo regulable sirve para fijar previamente la presión de frenado pD . La distancia S constituye la carrera de frenado. El principio de frenado hidráulico consiste en desviar la cantidad de aceite que sale del cilindro cuando éste recorre la porción final de su carrera S a través de un paso estrangulado capaz de crear una caída de presión µ D . Es evidente que la presión de frenado no debe superar, en cualquier circunstancia, el límite máximo de presión admisible para el cilindro.

70

En la figura 6.8.1 se ha representado la disposición clásica de un sistema de frenado de fin de carrera. Para el desarrollo matemático de este problema se hará uso de los siguientes símbolos: W1= W2= W3= m= pD= AD= v1= v2=

trabajo efectivo de frenado trabajo necesario para frenar totalmente la masa m energía residual del sistema al término del frenado masa unida al pistón kg*m/s2 presión de frenado, regulable con el tornillo superficie útil del pistón para el frenado velocidad del pistón al principio del frenado velocidad del pintón al término de! frenado

kg*cm kg*cm kg*cm kg/cm2 cm2 (m/seg) (m/seg)

Por definición, se cumplen las siguientes igualdades: W 1 =p D∗A D∗S Kg∗cm W 2= W 3=

mv 12 2 mv 22

2

∗100 Kg∗cm ∗100 Kg∗cm

El frenado ideal se obtiene cuando se verifica la condición W 1 =W 2 tras igualar las ecuaciones, resulta entonces: p D=

100∗m∗v 21 2∗A D∗S

Kg / cm 2

y por tanto

v 1=

1 10



2∗ p D∗ AD∗S m

m / seg

En realidad, es normal que al final del recorrido de frenado exista todavía una velocidad V2 distinta de cero, que equivale a una energía residual no absorbida W3 tal que: W 3 =W 2−W 1

Las fórmulas permiten determinar entonces la velocidad final de choque v2

71



v 2 = v12 −

2∗ p D∗ AD∗S 100∗m

m/ seg

Figura 6.8.2. Cilindro con amortiguación

72

UNIDAD 7 VÁLVULAS DIRECCIONALES CLÁSICAS 7.1.

INTRODUCCIÓN

Las válvulas direccionales son componentes oleohidráulicos encargados de dar paso al fluido hidráulico por un conducto, impedir dicho paso o cambiar la dirección y sentido del mismo en un circuito cualquiera. Generalmente se les asigna la función de gobernar el arranque, parada y cambio de sentido del movimiento de los vástagos de los cilindros, de los ejes de los motores hidráulicos o de los accionadores rotativos o del movimiento de las garras en las pinzas de sujeción. Aunque es en esta tarea donde encuentran su mayor aplicación, también son utilizada estas válvulas para otras funciones, como son la de direccionar el fluido hacia los pilotajes de otras válvulas, hacia la descarga de los depósitos, hacia los manómetros, etc. En estas válvulas clásicas o tradicionales, el paso del fluido por su interior se produce de la forma todo o nada, es decir, o pasa todo el caudal que llega al conducto de entrada, o no pasa nada, y lo mismo ocurre con los conductos de salida. Esta aclaración carecería de interés aquí si no fuera por la irrupción con fuerza en el mercado en los últimos tiempos, de las denominadas válvulas proporcionales a las cuales se les dedicará un capítulo aparte. En dichas válvulas, el paso del fluido puede ser regulado a voluntad de forma continua, dependiendo de una señal eléctrica variable preconcebida. Las válvulas que aquí se van a describir son las más utilizadas en los circuitos para el control de los actuadores, ya que la mayoría de los problemas que se presentan en los circuitos oleohidráulicos industriales pueden ser resueltos con este tipo de válvulas por resultar de concepción más simple y mucho más económicas que las mencionadas proporcionales. En los circuitos también existe otro tipo de válvulas a las que se les asignan otras funciones, y que se analizarán más adelante también, como son las válvulas encargadas de la regulación, del control y del bloqueo del fluido hidráulico. Se estudiará aquí la representación esquemática de estas válvulas direccionales donde podrán verse las distintas posiciones y las diferentes vías de paso del fluido, las funciones características esenciales que se les asignan, los diferentes tipos de accionamiento y las formas constructivas más comunes.

7.2.

REPRESENTACIÓN ESQUEMÁTICA, POSICIONES Y VÍAS

73

Las válvulas direccionales clásicas o también distribuidores, pueden ser de dos, tres o más posiciones y de dos, tres, cuatro o más conexiones o vías de comunicación internas. Las posiciones se representan esquemáticamente por cuadrados, correspondiendo cada cuadrado a una posición de la corredera o asiento de la válvula. Así, y según se indica en la figura 7.2.1, en (a) se representa una válvula de dos posiciones; en (b) una de tres y en (c) una válvula de cuatro posiciones. Las más utilizadas en oleohidráulica son las de dos y tres posiciones, y en menor medida, las de cuatro posiciones. Al definir la válvula por el número de posiciones de la corredera o del asiento, éstas se refieren siempre a las posiciones fijas o estables que puede adoptar la corredera o el asiento durante el funcionamiento, y que como podrá apreciarse, permiten enviar el fluido en una determinada dirección o bien impedir el acceso del mismo a través del interior.

Figura 7.1.1. Posiciones de las válvulas. En (d) y (e) de la misma figura se muestran esas posiciones de transición en válvulas de dos posiciones y de tres posiciones fijas respectivamente. Las posiciones de transición se indican con líneas de trazo. En la primera de las figuras se muestra la posición de transición intermedia entre las dos fijas, y en la segunda se muestran las dos etapas de transición que existen entre las tres fijas de la válvula. Las vías, conexiones o conductos internos de las válvulas se indican por líneas de flujo trazadas en el interior de los cuadrados que simboliza cada una de las posiciones. Las vías de una válvula indican el número de conexiones principales para cada posición o cuadradillo que comunican con el exterior, sin tener en cuenta para nada los pilotajes u otro tipo de conexiones secundarias. Las flechas indican el sentido conveniente del flujo, pero en muchas aplicaciones el sentido puede ser el opuesto al indicado en el propio símbolo de la válvula. Con la letra (P) se representa la entrada de presión desde la bomba a la válvula; las letras (A) y (B) se reservan para las conexiones o salidas hacia los actuadores o componentes que realizan el trabajo como los cilindros, los motores, los actuadores de giro etc.

74

Figura 7.2.2. Conexiones y vías de transición. En la figura 7.2.2 (a) se muestra una válvula de dos posiciones y tres vías o conexiones de comunicación con el exterior, en este caso las conexiones (P), (A) y (R). Aquí, y en la posición indicada, el conducto de entrada de presión (P) se encuentra cerrado; en cambio, la toma del actuador (A) comunica con el retorno al depósito (R). Si se empuja ahora la corredera hacia la derecha hasta el tope, el otro cuadrado se situará sobre las conducciones y se comunicará la toma de presión (P) con la salida (A) y el retorno (R) se encontrará cerrado. En (b) se muestra una válvula de tres posiciones y cuatro vías o conexiones, o sea (P), (A), (B) y (R). En la posición de reposo o central mostrada en el dibujo, las cuatro vías se encuentran bloqueadas o sin posibilidad de paso del fluido. Si se desplaza la corredera empujándola hacia la izquierda por ejemplo, para situar el cuadradillo de la derecha en la posición central, se podrá observar que ahora comunicará la toma de presión (P) con la salida (A) y, a la vez, la salida (B) se comunicará interiormente con el retorno al depósito (R). Empujando ahora la corredera en sentido opuesto, o sea, hacia la derecha, se comunicará el conducto de presión (P) con la salida (B) y, mientras tanto, la salida (A) se comunicará con el retorno al tanque (R). En (c), y en la parte superior, se muestra el símbolo de una válvula de dos posiciones y cuatro vías, tal .y como se representaría en un esquema oleohidráulico normal. En la posición indicada en el dibujo puede observarse que el conducto de presión íP) comunica con -(A) y (B) lo hace con (R). Si de alguna manera se desplaza la supuesta corredera hasta situar el otro cuadrado frente a las conexiones exteriores, podrá apreciarse que ahora (P) comunica con (B) y (A) lo hace con (R). En la parte inferior y para este caso concreto, se muestran mediante líneas a trazos el cuadradillo o posición de transición intermedia que

75

puede ocupar la corredera durante breves instantes, y mientras se produce el cambio de una a otra posición de las dos fijas mencionadas. En esa posición intermedia, y durante unos instantes, las cuatro vías (P), (A), (B) y (R) se encuentran comunicadas. En (b) de la misma figura y en la parte superior, se representa una válvula de tres posiciones y cuatro vías. En la posición de reposo o central, la entrada de presión (P) se encuentra cerrada y se comunican entre sí, las salidas hacia el actuador (A) y (B) y el retorno hacia el depósito (R). En las posiciones extremas ocurre como en las dos posiciones de la válvula anterior. En la parle inferior se muestra la misma válvula con las etapas de transición de duración muy breve mientras se pasa de una a otra posición fija. A la derecha de la posición central (P) y (A) se cierran instantáneamente y (B) comunica con (R). A la izquierda de la posición central (P) y B) se cierran y (A) comunica con (R).

7.3.

FUNCIÓN CARACTERÍSTICA

La función principal de estas válvulas consiste en permitir, bajo una orden previamente establecida, que se produzca, por ejemplo, el movimiento de arranque del vástago de un cilindro y, por tanto, la marcha en un determinado sentido, la parada del mismo o la inversión del sentido de dicho movimiento. Debe entenderse siempre que ese actuador lineal al que se le ha llamado cilindro, puede ser perfectamente sustituido por un motor hidráulico o un accionado rotativo, donde ese arranque, esa parada y esa inversión de la marcha se produzcan sobre el eje de giro de esos componentes de trabajo, o bien, se puede sustituir perfectamente también tal actuador por una pinza de sujeción cualquiera donde habrá que referirse a los movimientos necesarios para el cierre y la apertura de las garras. A partir de ahora, y con objeto de simplificar, en todos los casos que aparezcan cilindros, se entenderá que pueden ser sustituidos por los componentes indicados, salvo que expresamente se indique lo contrario. La función primordial de estas válvulas es la de gobernar los movimientos y parada del vástago de un cilindro de doble efecto, utilizando para ello una válvula de tres posiciones y cuatro vías. Las conexiones o vías de las posiciones extremas de la válvula para gobernar estos movimientos, son siempre las mismas, pero no así, las conexiones de la posición central que pueden ser muy variadas. En la figura 7.3.1 (a) se muestra la válvula con la corredera en reposo y, por tanto, en posición central, donde como puede apreciarse las conexiones (P), (A), (B) y (R) se encuentran cerradas, sin que el aceite pueda entrar ni salir. Las vías y cámaras con presión se han oscurecido para apreciar mejor el funcionamiento. Empujando a la corredera hacia la derecha, tal y como se muestra en (b), se comunicará la entrada de presión (P) con (A) para hacer avanzar el vástago del cilindro; mientras, se comunicará (B) con (R) para permitir el retorno del aceite de la cámara delantera hacia el depósito. Si se empuja la corredera hacia el extremo opuesto, tal y como se muestra en (c), se producirá el retroceso del vástago ya que se comunicará (P) con (B) y (A) esta vez lo hará con el retomo (R) al depósito. En todos los casos, el dibujo de la posición de la corredera ha sido acompañado del correspondiente símbolo tal y como puede apreciarse.

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Figura 7.3.1. Funcionamiento de una válvula de corredera.

77

Figura 7.3.2 Direcciones del fluido en válvulas de dos y cuatro vías

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Figura 7.3.3. Válvula de dos vías de corredera deslizante

Figura 7.3.4. Válvula tipo corredera, de cuatro vías

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UNIDAD 8 VÁLVULAS DE REGULACIÓN, CONTROL Y BLOQUEO 8.1.

INTRODUCCIÓN

Para hacer funcionar un actuador cualquiera, bien sea un cilindro, un motor, un accionador rotativo o una pinza, no sólo debe controlarse el arranque, la parada y el sentido del movimiento de los vástagos, de los ejes de estos componentes de trabajo, sino que en ocasiones es preciso controlar también la fuerza o los pares de giro que desarrollan durante el trabajo y también las velocidades de traslación y de rotación. Pero hay más todavía, además del control de la presión y de la velocidad mencionados, en el circuito deben existir componentes auxiliares que realicen otras funciones como la de permitir que el flujo de una conducción discurra en un solo sentido y no lo pueda hacer en sentido contrario, que ante algún tipo de anomalía durante el funcionamiento, el aceite pueda descargarse al depósito si se superan unas presiones máximas admitidas o que, por ejemplo, y entre otras funciones que puedan asignarse, que se aproveche la presión del fluido para abrir una válvula y permitir que pase el aceite de uno a otro lado con objeto de realizar otra tarea diferente.

8.2. VÁLVULAS ANTIRRETORNO Se denominan válvulas antirretorno a aquellas que son capaces de permitir el paso del fluido en un sentido e impedir que lo haga en sentido contrario. Existen también válvulas de este tipo, como las pilotadas hidráulicamente, que hacen posible que, bajo una señal voluntaria, el fluido discurra también en el sentido mencionado del bloqueo. En la figura 8.1 se muestran de forma esquematizada tres tipos de válvulas antirretorno simples. En (a) se muestra el cierre o hermeticidad de la válvula mediante el empleo de bola o elemento esférico, en (b) un cierre por asiento cónico y en (c), se utiliza para la misma función, un asiento plano. En todos los casos se aprecia fácilmente el sentido libre de circulación del fluido, que en este caso es de izquierda a derecha, y el sentido del bloqueo que es de sentido contrario.

Figura 8.1. Válvulas antirretorno simples. Con este tipo de válvula se consigue un cierre perfecto, tanto mayor, cuanto mayor es la presión el lado del bloqueo, ya que el aumento de la presión origina en consecuencia un

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aumento en la fuerza de compresión de la bola, el cono o el cierre plano sobre el asiento correspondiente. Normalmente suelen llevar incorporado un resorte antagonista que obliga a que el aceite que circula en el sentido libre, tenga que superar una presión mínima, de escaso valor casi siempre, para poder producir la apertura. Algunos fabricantes, y en algunos tipos de válvula antirretorno, prescinden del resorte antagonista y también ofrecen la posibilidad de poder montar muelles de constantes elásticas diferentes, con objeto de que la presión de apertura sea mayor o menor según las necesidades. Un tipo de válvula antirretorno muy utilizada en circuitos es la válvula antirretorno con desbloqueo hidráulico. Son componentes que, bajo una señal voluntaria de presión a través de un pilotaje sobre la misma válvula, producen el desbloqueo o paso de fluido en el sentido del bloqueo, tal y como ya se ha indicado anteriormente. En la figura 8.2 se muestra el principio de funcionamiento de las válvulas de este tipo. Siguiendo la tónica general del libro, sólo se muestra la función esencial y, por tanto, se prescinde de sofisticados mecanismos internos, que no harían otra cosa que restarle claridad a la comprensión de lo que es su configuración interna básica.

Figura 8.2. Válvula antirretorno con desbloqueo hidráulico.

Figura 8.3. Válvula antirretorno "en línea "

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Figura 8.4. Funcionamiento de una válvula antirretorno "en línea"

Figura 8.5. Válvula antirretorno "en ángulo "

8.3.

VÁLVULAS REGULADORAS DE PRESIÓN

Se denominan válvulas reguladoras de presión a todas aquellas que influyen de alguna manera en la presión del fluido, bien sea en todo el circuito hidráulico, o bien lo sea en una parte de él. Independientemente de las variantes que presentan este tipo de válvulas, aquí se van clasificar en válvulas limitadoras de presión, en válvulas de descarga, en válvulas reductores de presión y en válvulas de secuencia. Las funciones que cada una de ellas cumple son similares, y también la forma constructiva y el principio de funcionamiento. Sólo se diferencian en pequeñas particularidades que se expondrán a continuación. Las denominadas válvulas limitadoras de presión, son válvulas cuya misión es la de controlar la presión de un circuito o una parte de él, con objeto de que dicha presión no supere unos límites establecidos de antemano. De hecho, en todo circuito oleohidráulico debe existir al menos una de estas válvulas montada en la centralita, a la salida de la bomba, cuya función sea la de proteger a todo el circuito, incluyendo a la mencionada bomba contra un exceso de presión hidráulica. Esta protección hidráulica se hace extensible también al motor eléctrico de la centralita, ya que éste no podrá superar la potencia máxima que permita la generación de esa presión máxima. Protección que se añade también a las propias protecciones eléctricas del motor como pueden ser la de los fusibles, los relees tér-

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micos, los relees magneto térmicos, etc. En determinados circuitos, y por diversas razones, conviene a veces controlar la presión de una parte del circuito para que la fuerza en los cilindros o los pares de giro de los accionadores rotativos, no superen unos determinados valores, aunque esta función de control puede aplicarse para otros usos también. Se utiliza en estos casos el mismo tipo de válvula limitadora, pero reguladas para una presión inferior a la presión de taradura de la válvula limitadora general del circuito anteriormente mencionada.

Figura 8.6. Limitadora de presión simple. En la figura 8.6 se muestra una válvula limitadora de presión simple. Como puede apreciarse, la presión del fluido en (1) del conducto de entrada (1) actúa sobre el pistón de cierre cónico (3), insertado dentro del cuerpo de la válvula (2). Cuando la fuerza originada por dicha presión supera a la ejercida por el resorte (4), el pistón mencionado abre y el fluido pasa de (P) hacia (T), descargándose hacia el depósito. Para regular la presión de apertura de la válvula se utiliza el pequeño volante (6) solidario al tornillo (5), que comprimen en mayor o menor medida al resorte (4), A mayor compresión del muelle, le corresponderá una mayor presión de apertura en el cierre cónico. De esta forma, y dentro de ciertas limitaciones, la presión de apertura puede ser regulada a voluntad de forma continua y sin ningún tipo de escalonamientos. Ante este modo de funcionamiento, el fluido en la entrada (1) se encontrará como máximo sometido a la presión de apertura del cierre cónico (2), y la cámara en comunicación con el retorno (T), se encontrará libre de presión o, en todo caso, sometido a la baja presión que se genere en el retorno común de todo el circuito. Las limitaciones que puedan imponerse a la presión, dependen del tipo de muelle empleado, y más concretamente, de la rigidez del mismo. Para una gama de presiones alta, se utilizará un muelle rígido; para una gama de presiones reducida, se empleará un muelle suave o de poca rigidez.

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Figura 8.7. Válvula de seguridad simple

Figura 8.8. Válvula de seguridad pilotada

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Figura 8.9. Funcionamiento de una válvula de seguridad pilotada Las válvulas de descarga en vacío, son válvulas reguladoras de presión de dos etapas en las cuales se incluye una pequeña variante. Tal variante consiste en una toma de pilotaje (x) o toma para control remoto. En realidad todas las válvulas reguladoras de presión del mencionado tipo integran esta toma. Ocurre que puede ser utilizada, si ello es preciso, o bien puede ser anulada simplemente mediante la colocación de un tapón. Las válvulas reductoras de presión son componentes que se utilizan cuando en una parte de un circuito "oleohidráulico cualquiera, se requiere una presión diferente a la presión del circuito principal. Esta presión secundaria sólo puede ser igual o inferior a dicha presión general. La diferencia esencial entre las válvulas limitadoras de presión y las válvulas reductoras, se encuentra en que en las limitadoras el caudal del conducto de salida se descarga sin presión, se canaliza hacia el tanque; en las reductoras de presión, ese caudal de salida se puede aprovechar para realizar una determinada función. 8.4.

VÁLVULAS REGULADORAS DE CAUDAL

La función principal de las válvulas reguladoras de caudal o de flujo es la de controlar la cantidad de aceite que se envía a los actuadores o componentes de trabajo. El caudal máximo no puede ser nunca superior al que genera la misma bomba; en general los reguladores de caudal limitan el paso del mencionado caudal, enviando el resto del fluido hacia el depósito, cuando en el circuito se instalan bombas de caudal constante, que es lo más habitual. La forma ideal de regular el caudal de aceite es incorporando en el circuito una bomba de

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caudal variable capaz de enviar al actuador justamente el caudal que dicho actuador le demanda en cada momento. La potencia consumida por el motor de la centralita, será también la justa y necesaria como para poder desarrollar el trabajo. La razón principal por la cual se instalan en los circuitos las válvulas reguladoras de flujo, no es otra que la económica. Una bomba de caudal fijo, y un regulador de caudal, son sensiblemente más económicos que las mencionadas bombas de caudal variable equipadas con todos los dispositivos de gobierno.

Figura 8.10. Reguladora de flujo bidireccional En la figura 8.10 (a) se muestra un estrangulador o regulador de caudal simple, que al no incorporar válvula antirretorno permite la circulación del fluido estrangulado en ambos sentidos, por lo que se conoce también con el nombre de estrangulador bidireccional. Está formado por un cuerpo (1) donde se aloja un dispositivo de cierre (2), regulable a través de un pequeño volante. Estrangulando en mayor o menor grado el paso, se consigue aumentar o disminuir el caudal que circula de una a otra parte. El caudal sobrante se descargará a depósito a través de la válvula limitadora de presión general del circuito, tal y como ya se ha indicado anteriormente. En la figura 8.11 (a) se muestra una válvula estranguladora con válvula antirretorno incorporada, que permite que el caudal pueda ser regulado en un sentido y, en cambio, en sentido contrario circula libremente sin tener que pasar por la estrangulación. Como puede apreciarse en la figura, de (A) a (B) el paso puede ser estrangulado, de la misma forma que en el caso anterior. La circulación libre se produce en sentido contrario, es decir, de (B) a (A) a través del cierre de bola (2) y del resorte (1).

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Figura 8.11. Reguladora de flujo unidireccional. En la figura 8.12 se muestra una válvula reguladora de caudal compensada de dos vías. Estas válvulas compensadas por presión controlan los caudales de salida, con independencia de las variaciones de presión a la entrada o a la salida de la válvula, todo ello con pérdidas de carga mínimas y manteniéndose éstas prácticamente constantes. La que se muestra en la figura incorpora antirretorno. Esencialmente constan de un bloque o cuerpo (1) donde el conducto (A) es el de entrada del caudal y el (B) el de la salida controlada. La comunicación en el sentido de (B) hacia (A) tiene lugar sin estrangulación, a través del conducto (2) y la antirretorno (3). Figura 8.12. Válvula reguladora de caudal compensada

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Figura 8.13. Regulador de caudal no compensado

Figura 8.14. Regulador de caudal compensado por presión y temperatura

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UNIDAD N° 9 DEPOSITOS Y FILTROS 9.1. DEPÓSITOS El proyecto de los sistemas hidráulicos industriales tiene una ventaja sobre el de los sistemas aeronáuticos o el del equipo móvil. Esta ventaja está en la gran flexibilidad en el diseño del depósito. Prácticamente sin problemas de situación o de dimensiones, el depósito puede diseñarse para que cumpla varias funciones. En primer lugar, sirve de almacenamiento para el fluido requerido por el sistema. El depósito también debe tener espacio para que el aire pueda separarse del fluido y debe permitir igualmente que los contaminantes se sedimenten. Además, un depósito bien diseñado ayuda a disipar el calor generado en el sistema. 9.2. RESPIRADERO En la mayoría de los depósitos se utiliza un respiradero que también debe contener un filtro de aire. En atmósferas sucias es mejor usar un filtro de aire con baño de aceite. El filtro o respiradero debe ser de tamaño adecuado para el caudal de aire requerido, con objeto de mantener la presión atmosférica en el interior del tanque, ya esté éste lleno o vacío. En general, cuanto mayor sea el caudal, mayor debe ser el respiradero necesario. En un depósito presurizado no se usa respiradero. Se sustituye por una válvula de aire para regular la presión en el tanque entre límites predeterminados. 9.3. CONSTRUCCIÓN DEL DEPÓSITO Un depósito industrial típico, conforme a las normas de la industria, se muestra en la figura 9.1. El tanque está construido soldando placas de acero con soportes adecuados que separan el depósito del suelo. Todo el interior del tanque está recubierto con una pintura que reduce la oxidación que pueda producirse por la condensación del vapor de agua. Esta pintura debe ser compatible con el fluido utilizado. El depósito se diseña para que el mantenimiento del fluido sea fácil. El fondo del tanque está inclinado y tiene un tapón de drenaje en su punto más bajo para que el tanque pueda ser completamente vaciado. Es deseable que disponga de tapas que puedan retirarse con facilidad para facilitar la limpieza. Es recomendable un nivel visual para comprobar el nivel del fluido.

9.4. Tuberías La mayoría de las líneas que van al depósito deben terminar bajo el nivel de aceite. Las conexiones de estas líneas a la tapa del tanque se hacen generalmente con bridas y juntas de cierre. Este montaje impide la entrada de suciedad y facilita el desmontaje de los filtros de aspiración para su limpieza. Tanto las líneas de aspiración como las de retorno deben estar bastante más abajo del nivel del fluido. En caso contrario el aire puede mezclarse con el aceite y formar espuma. Las líneas de drenajes, sin embargo, pueden terminar encima del nivel del fluido, en caso necesario, para evitar la formación de una contrapresión en las mismas o la creación de sifones. Las conexiones situadas encima del nivel del fluido deben estar bien cerradas para impedir que entre aire en el sistema. Las conexiones situadas bajo el nivel de fluido.

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Figura 9.1 El depósito está diseñado para un fácil mantenimiento

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Figura 9-2. La placa desviadora controla la dirección del caudal de retorno Las líneas que terminan cerca del fondo del tanque y no llevan filtros deben cortarse en ángulo de 45°. Esto impide que la abertura de la línea pueda interceptar el fondo del tanque y corte el caudal. En una línea de retorno el ángulo de la abertura debe situarse de tal forma que el chorro se dirija hacia las paredes del tanque y se aleje de la línea de entrada de la bomba.

9.5. Tamaño del depósito Es deseable que el tanque sea grande, para facilitar el enfriamiento y la separación de los contaminantes. El tanque debe contener todo el fluido que requiere sistema y mantener un nivel lo suficientemente alto para que no haya un efecto de torbellino en la línea de aspiración de la bomba. Si esto ocurre, entrará aire en el sistema. La dilatación del fluido debida al calor, las variaciones de nivel debidas al funcionamiento del sistema, la superficie interna del tanque expuesta a la condensación del vapor de agua y la cantidad de calor generada en el sistema, son factores que hay que tener en consideración. En los equipos industriales se acostumbra a emplear un depósito cuya capacidad sea por lo menos dos o tres veces la capacidad de la bomba en litros por minuto. Regla general: Tamaño del tanque (litros) = caudal de la bomba (lit/min) x 2 ó 3.

9.6. FILTROS Y COLADORES Los fluidos hidráulicos se mantienen limpios en el sistema debido, principalmente a elementos tales como filtros y coladores. En algunos casos se utilizan también filtros magnéticos para captar las partículas de hierro o acero que lleva el fluido. Estudios recientes han mostrado que incluso partículas tan pequeñas como 1.5 micras tienen efectos degradantes, originando fallos en los servosistemas y acelerando el desgaste del aceite en muchos casos.

9.7. Filtro o colador Probablemente, siempre habrá controversia en la industria sobre la definición exacta de filtros y coladores. En el pasado muchos de estos elementos se denominaban filtros pero se clasificaban como coladores. Para disminuir la controversia, la National Fluid Power

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Association publicó las definiciones siguientes:

9.8.

Filtro

Un elemento cuya función principal es la retención, mediante un material poroso, de los contaminantes insolubles de un fluido.

9.9. Colador Un filtro más tosco, hecho con tela metálica. Para simplificar, tanto si el elemento es un filtro, como si es un colador, su función consiste en retener los contaminantes de un fluido que pasa a través de él. El material poroso significa simplemente una malla o material filtrante que permite que el fluido pase por él pero detiene a otros materiales.

9.10. Tamaño de las mallas y filtración nominal Una malla filtrante o un colador tienen un valor nominal que caracteriza su finura, definida por un número de malla y su equivalente más próximo ASTM. Cuanto más elevado es el número de malla o ASTM, más fina es la malla. Los filtros, que pueden fabricarse con muchos materiales diferentes de la malla metálica, se caracterizan por su valor en micras. Una micra es una millonésima de metro. Como comparación, un grano de sal tiene un tamaño de aproximadamente 70 micras. La partícula más pequeña que puede distinguir la vista humana es de unas 40 micras. La figura 9.3 compara varios tamaños en micras con los números de malla ASTM.

9.11. Filtración nominal y absoluta Cuando se especifica un filtro de un cierto número de micras se refiere generalmente al valor nominal del filtro. Un filtro cuyo valor nominal es de 10 micras, por ejemplo, captará la mayoría de las partículas que tengan 10 micras o más. Sin embargo, su filtración absoluta será algo mayor, probablemente unas 25 micras. La filtración absoluta es el tamaño de la mayor abertura o poro del filtro. El valor absoluto es un factor importante solamente cuando es necesario que ninguna partícula mayor a un tamaño determinado circule por el sistema.

9.12. Filtros y coladores En un sistema hidráulico, el filtro puede estar situado en tres lugares distintos: en la línea de aspiración (fig. 9.4), en la línea de presión (fig. 9.5) o en la línea de retorno (fig. 9.6). Los coladores se utilizan generalmente en la línea de aspiración, los filtros en las líneas de retorno. También existen filtros de aspiración. Estos se montan, generalmente, fuera del depósito, cerca de la entrada de la bomba. Son relativamente toscos. Un filtro fino, a menos que sea muy grande, crea más caída de presión de la que puede tolerarse en la línea de entrada.

9.13. Filtros de presión Existen filtros diseñados para ser instalados en la línea de presión (fig. 9.5) que pueden captar partículas mucho más pequeñas que los filtros de aspiración. Un filtro de este tipo puede ser instalado en los sistemas cuyos elementos, tales como válvulas, sean menos tolerantes a la suciedad que las bombas. De esta forma, el filtro extrae esta contaminación fina del fluido a medida que sale de la bomba. Naturalmente, estos filtros deben poder resistir la presión de trabajo del sistema.

9.14. Filtros de retorno Estos filtros también pueden retener partículas muy finas antes de que el fluido regrese al depósito. Resultan particularmente útiles en los sistemas que no tienen un depósito grande para permitir que los contaminantes se sedimenten en el fondo. Un filtro de retorno es casi obligatorio en un sistema con una bomba de alto rendimiento que tiene holguras muy finas y que no puede ser protegida suficientemente por un filtro de aspiración.

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Figura 9.3. Una micra es una millonésima de metro

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Figura 9.4. El filtro de aspiración protege a la bomba

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Figura 9.5. El filtro de presión se sitúa a la salida de la bomba

Figura 9.6. El filtro de retomo impide que la suciedad penetre en el depósito

9.15. Materiales filtrantes

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Los materiales filtrantes se clasifican en mecánicos, absorbentes y adsorbentes. Los filtros mecánicos funcionan captando las partículas entre discos o mallas metálicas estrechamente entrelazadas. La mayoría de los filtros mecánicos son de malla gruesa. Los filtros absorbentes se usan para filtrar partículas mucho más pequeñas en los sistemas hidráulicos. Se construyen con una amplia gama de materiales porosos, incluyendo papel, pulpa de madera, algodón y celulosa. Los filtros de papel están generalmente impregnados de resina para aumentar su resistencia. Los filtros adsorbentes o activos, tales como los de carbón vegetal y arcilla, no deben emplearse en los sistemas hidráulicos, pues pueden eliminar los aditivos esenciales del fluido hidráulico.

9.16. Tipos de elementos filtrantes Los elementos filtrantes se construyen de varias formas, siendo el tipo superficial el más corriente. Los filtros superficiales se fabrican con hilos finamente entrelazados o con un preparado de papel con poros para permitir que el fluido pase a su través. Un control muy preciso del tamaño de los poros es una característica de los elementos superficiales. El filtro de profundidad (figura. 9.7) está formado por capas de tejidos o material fibroso que originan pasos difíciles a la circulación del fluido. Los poros varían de tamaño y el grado de filtración depende del caudal. El aumento de caudal tiene tendencia a desalojar las partículas retenidas.

Figura 9.7 Filtro de profundidad

UNIDAD 10

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ACUMULADORES A diferencia de los gases, los fluidos utilizados en los sistemas hidráulicos no pueden ser comprimidos y almacenados para su utilización en cualquier tiempo o lugar. Cuando puede utilizarse, la ventaja de un acumulador consiste en suministrar un medio de almacenar fluidos incomprensibles bajo presión. Esto se consigue porque cuando el fluido hidráulico bajo presión, entra en la cámara del acumulador hace una de las tres cosas siguientes: comprime un muelle, comprime un gas o eleva un peso. Cualquier tendencia a disminuir que tenga la presión, a la entrada del acumulador, hace que el elemento reaccione y obligue al líquido a salir.

10.1, Acumuladores de contrapeso Es el tipo de acumulador más antiguo (fig. 10.1). Se utilizó un pistón vertical, con facilidad para añadir o remover pesos, para hacer variar la presión, que es siempre igual al peso utilizado dividido por el área del pistón que recibe el fluido hidráulico. Este es el único tipo de acumuladores en que la presión se mantiene constante, hasta que la cámara del acumulador quede prácticamente vacía. No obstante, los acumuladores de contrapeso son pesados, ocupan mucho espacio y su uso es limitado. Se utilizan en algunas prensas de gran tamaño en las que se requiere una presión constante o en aquellas pocas aplicaciones en que sean necesarios grandes volúmenes.

Figura 10-1. El acumulador de contrapeso mantiene presión constante

10.2. Acumuladores de resorte En un acumulador de resorte (fig. 10.2) la presión es aplicada al fluido mediante la compresión de un muelle espiral colocado detrás del pistón del acumulador. La presión es igual a la fuerza instantánea del resorte dividida por el área del pistón.

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Pr esión=

Fuerza del resorte Area

donde: fuerza del muelle = constante del muelle x (distancia de compresión). Por consiguiente, la presión no es constante, puesto que la fuerza del resorte aumenta a medida que el fluido entra en la cámara y disminuye cuando éste sale. Los acumuladores de resorte se pueden montar en cualquier posición. Los límites de presión no son fácilmente ajustables con estos acumuladores. Además, cuando se requieran grandes cantidades de fluido, las fuerzas involucradas hacen muy difícil poder obtener resorte suficientemente grande.

Figura 10-2. El acumulador con resorte no requiere pesos

10.3. Acumuladores de gas Probablemente el acumulador más utilizado es el de la cámara cargada con un gas inerte, generalmente nitrógeno seco. Nunca debe de utilizarse oxígeno debido a su tendencia a quemarse o a explotar al comprimirlo con aceite. Un acumulador de gas debe cargarse cuando está vacío de fluido hidráulico. Las presiones de carga de gas varían en cada aplicación y dependen del intervalo de presiones de trabajo y del volumen de fluido requerido en dicho intervalo. La presión de carga del gas no debe ser inferior al 25 % (preferentemente 33 %) de la presión máxima de trabajo. La presión del acumulador varía en proporción a la compresión del gas, aumentando cuando entra el fluido y disminuyendo cuando sale.

10.4. Acumulado de superficie libre La figura 10.3 muestra un acumulador en el que no hay ninguna separación entre el fluido hidráulico y el gas. Se utiliza frecuentemente en máquinas de inyección y debe montarse verticalmente. Es importante seleccionar una relación de volúmenes y presiones, de tal forma que no sea utilizado más que un 65 % del fluido del acumulador, a fin de evitar que el gas se descargue en el sistema.

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Figura 10.3, Acumulador sin separación entre gas y líquido

10.5. Acumuladores de membrana o de vejiga Muchos acumuladores llevan incorporada una membrana o vejiga de caucho sintético (fíg. 10.4) que separa el gas del fluido hidráulico. Como ciertos fluidos ininflamables no son compatibles con las membranas o vejigas convencionales, es importante seleccionar el material adecuado para las mismas. El aceite disponible puede variar entre el 25 % y el 75 % de la capacidad total, según las condiciones de funcionamiento. Trabajando fuera de estos límites, la vejiga podría dilatarse o comprimirse demasiado, limitándose su duración.

Figura 10-4. El acumulador de diafragma usa un separador de caucho entre el gas y el líquido

10.6. Acumulador de pistón

10 0

Otro método para separar el gas del fluido hidráulico es mediante un pistón libre (fíg. 10.5). Similar en construcción a un cilindro hidráulico, el pistón bajo la presión del gas en uno de sus lados tiende a enviar afuera el aceite contenido en la cámara opuesta. Aquí, también, la presión depende de la compresión y varía con el volumen de aceite que hay en la cámara.

Figura 10-5. El acumulador de pistón está cargado de gas

10.7. Aplicaciones En muchos sistemas hidráulicos es necesaria una gran cantidad de fluido para efectuar el trabajo pero éste se realiza sólo intermitentemente en el ciclo de la máquina. Por ejemplo, en una máquina de inyección, el cilindro de inyección debe moverse muy rápidamente cuando la pieza se forma, pero permanecer inactivo cuando se retira la pieza y durante el cierre y la abertura del molde. En lugar de utilizar intermitentemente una bomba de gran caudal, este sistema permite almacenar fluido en un acumulador con una bomba relativamente pequeña y descargarlo durante la parte de "inyección" del ciclo. Otra aplicación sería, en un sistema en el cual es necesario mantener una presión durante un periodo de tiempo muy largo, la siguiente: en vez de dejar la bomba funcionando constantemente al taraje de la válvula de seguridad, se utiliza para cargar un acumulador y mientras éste mantiene la presión, la bomba puede descargar libremente al tanque. Se usan presostatos o válvulas de seguridad y descarga para controlar periódicamente la carga del acumulador o la descarga de la bomba cuando se pierde fluido debido a las fugas del circuito. Los acumuladores pueden también instalarse en un sistema para absorber choques o puntas instantáneas de presión, debidas a paradas bruscas o inversiones del caudal de aceite, En tales casos, la presión de carga es próxima o ligeramente superior a la presión máxima de trabajo, consiguiéndose así absorber las puntas de presión y evitar al mismo tiempo una flexión constante de la membrana o de la vejiga. Como precaución, el acumulador tiene que aislarse completamente del circuito o estar completamente descargado, antes de iniciar cualquier desmontaje de las líneas del circuíto

10 1

10.8.

APLICACIONES DE LOS ACUMULADORES

Las aplicaciones de los acumuladores son muy variadas. Generalmente se utilizan sobre todo para almacenar energía que se libera en el momento oportuno cuando el sistema lo requiere, pero por otra parte, son muy empleados también como elementos amortiguadores de vibraciones entre un sistema generador de pulsaciones y otro sistema receptor de las mismas, además de otros usos que se verán a continuación. A continuación se resumen algunas de las aplicaciones de estos interesantes componentes auxiliares de los circuitos oleohidráulicos. Como acumulador o reserva de energía, permiten reducir la potencia total instalada en el circuito. Para cargar el acumulador de energía o de presión oleohidráulica, se emplean los tiempos muertos del actuador en los ciclos de trabajo, o bien, períodos en los cuales no se utiliza en ese ciclo toda la potencia disponible en la bomba. Para hacerse una idea de las posibilidades de estos aparatos como acumuladores de energía, lo más conveniente es acudir a un ejemplo numérico para entender mejor el funcionamiento. Para ello, y atendiendo al circuito mencionado, supongamos que la bomba proporciona un caudal de 20 l/min. a una presión de 100 bar. La potencia de la bomba será: N KW =

PQ 20∗100 = =3,27 KW 612 612

Imaginemos que el acumulador posee una capacidad de 12 litros y que es capaz de almacenar ese volumen a la presión de 100 bar. Supongamos también que en un momento determinado el acumulador distribuye al circuito 4 litros de aceite a la presión de 100 bar, durante un tiempo de 5 segundos. El caudal que proporcionará dicho acumulador en las unidades que interesan será: Q=

4∗60 =48 l /min 5

A la presión indicada, la potencia que suministrará el acumulador será: N KW =

100∗48 =7,84 KW 612

Así pues ésta será la potencia en reserva que posee el acumulador y que puede ser cedida al circuito en el momento en que pueda ser demandada por el actuador o dispositivo que realiza el trabajo. Otro, de las aplicaciones de interés de los acumuladores, es la de poder ser utilizados como dispositivos capaces de cumplir con la función de amortiguadores de vibraciones. Las vibraciones que se originan en algunos circuitos pueden ocasionar problemas de ruidos, trepidaciones en todo el sistema o parte de él, averías en los manómetros y otros instrumentos de medida, deterioro en recordaje y tuberías, pérdidas de fluido, etc. En circuitos oleohidráulicos la causa principal de las vibraciones que se producen son originadas generalmente por las bombas de pistones que, debido a su configuración interna, generan un caudal pulsatorio o no continuo y cuya intensidad depende del grado de irregularidad de dichas bombas. Este grado de irregularidad depende a su vez del número de pistones que posea y de la distribución o montaje de éstos en el interior del cuerpo.

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Para calcular el volumen del acumulador o volumen de gas necesario puede emplearse la expresión siguiente: Vo = K • C Donde: Vo =Volumen nominal del acumulador o volumen del gas en cm3. K = Constante que depende del tipo de bomba y de la pulsación residual Pu admisible en tanto por ciento. C

= Cilindrada de la bomba por vuelta en cm3.

Los acumuladores oleohidráulicos pueden ser empleados también en instalaciones donde se producen los denominados golpes de ariete. Cuando un líquido circula por una tubería a una cierta velocidad y de pronto se produce, un cierre instantáneo de una válvula por ejemplo, impidiendo el paso del mismo, la energía cinética del líquido se transforma en energía de sobrepresión momentánea que, al actuar de forma repetitiva, puede producir desperfectos prematuros en los aparatos de control, en tuberías, en racores en bridas y también en otros elementos del circuito. Además del ruido y las vibraciones, pueden producirse fugas de aceite debido a esos desajustes. Al igual que en el caso anterior, el volumen del acumulador puede calcularse de una forma empírica, o lo que es lo mismo, mediante fórmulas que se, han desarrollado bajo una larga experiencia con pruebas y ensayos diversos.

Figura 10.6. Elección del volumen del acumulado En este caso puede emplearse la expresión: Q 2∗L V o= 4∗d∗p 1

Vo = Volumen nominal del acumulador en cm3.

10 3

Q = Caudal de circulación del flujo en 1/min. L = Longitud de la tubería en metros. d = Diámetro interior de la tubería en cm. P, = Presión del fluido antes de la perturbación, en bar

10.9.

CRITERIOS DE SELECCIÓN DE LOS ACUMULADORES

Antes de pasar a calcular los acumuladores bajo determinadas condiciones donde las variaciones del volumen del gas del acumulador irán o no acompañadas de intercambio de calor con el exterior, conviene tener en cuenta los distintos parámetros que se utilizarán para su elección en el mercado. Los más importantes son, sin lugar a dudas, las presiones de servicio o de trabajo máximo y mínimo y el volumen de aceite que será preciso resti tuir al sistema o el que es preciso acumular. Suponiendo que P 2 es la presión máxima del circuito y P 1 la presión mínima, el valor de esa presión máxima tendrá que ser menor o igual a la presión de servicio máxima que sea capaz de proporcionar el acumulador. Para que el acumulador desarrolle su función con suficientes garantías será preciso que la relación P2/P1 sea igual o inferior a 4. El tamaño del acumulador dependerá del volumen que es preciso acumular para ser restituido después al sistema. O sea: ΔV=V 1−V 2

AV

= Volumen a restituir o a acumular.

V1 y V 2 = Volúmenes de nitrógeno o de gas a las presiones

respectivas de P 1 y P 2

Tal y como se ha dicho, las condiciones de trabajo del acumulador habrán de ser tenidas en cuenta según se estime en el proyecto que el gas durante el ciclo de trabajo se en cuentre sometido a condiciones isotérmicas o adiabáticas, tal y como podrá verse en el apar tado siguiente. Para la adecuada elección del acumulador será preciso tener en cuenta también otros factores como es el caudal del circuito, la temperatura de servicio, cuando ésta sea superior o inferior a valores considerados como normales y las normas de seguridad de cada país, en lo que a recipientes herméticamente cerrados y sometidos a presión se refiere. La presión del gas de la precarga del acumulador es fundamental para lograr el mejor rendimiento. El máximo volumen de gas coincide, como podrá apreciarse en el apartado siguiente, con la presión de hinchado o precarga del acumulador P o que se aproxima bas tante a la presión P 1 mínima de funcionamiento. En la práctica suelen cumplirse las relaciones siguientes: P o máx  ≤0,9 P1 P 0 mín ≥0,25 P2 Según la aplicación que se le dé al acumulador, la presión de hinchado conviene que alcance unos u otros valores con objeto de lograr la máxima eficacia. Así, por ejemplo, si se trata de utilizar el acumulador como amortiguador de pulsaciones de la bomba, es con veniente respetar los valores siguientes: Po = de 0,60 a 0,75 de la presión media de funcionamiento del circuito.

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En el caso de ser utilizado el acumulador como elemento amortiguador de los deno minados golpes de ariete, los valores más aconsejables de la presión de precarga deben ser aproximadamente:

-

Po= de 0,60 a 0,90 de la presión media de funcionamiento del circuito. Todos estos valores orientativos ayudarán a seleccionar el acumulador con un mayor conocimiento de causa, ya que se han obtenido a través de numerosos ensayos de laboratorio y experiencias diversas.

10.10. CÁLCULO ADIABÁTICAS

EN

CONDICIONES

ISOTÉRMICAS

Y

Estas condiciones sólo pueden darse en acumuladores que utilizan gas como elemento compresible o elástico que, tal y como ya se ha dicho, son los que se emplean con mayor frecuencia en la actualidad. Aunque existen situaciones intermedias entre estas dos condiciones, contemplaremos aquí transformaciones del gas, en nuestro caso nitrógeno, que se producen en condiciones rigurosamente isotérmicas y transformaciones que lo hacen en condiciones rigurosamente adiabáticas. Aún sabiendo que en la práctica tales condiciones no se cumplen de forma estricta, no cabe duda de que, en la mayoría de los casos, estos cálculos son perfectamente válidos y, por tanto, aceptados en proyectos donde se utilicen acumuladores. Se entiende por transformación isotérmica del gas, a aquellas variaciones de volumen del mismo que tienen lugar a temperatura constante, o lo que es igual, las que se producen cuando, debido a la lentitud del proceso, existe un completo intercambio térmico entre el gas y el ambiente circundante o externo. Aunque esta afirmación puede resultar algo comprometida por su falta de precisión, como orientación para el lector puede decirse que los cálculos bajo condiciones isotérmicas pueden considerarse válidos, siempre y cuando el tiempo de compresión y descompresión del gas tenga lugar durante un tiempo superior a los tres minutos aproximadamente. Cuando el proceso de compresión y descompresión del gas se desarrolla rápidamente, de forma tal que a dicho gas no le da tiempo de intercambiar calor con el ambiente exterior, se dice que el proceso es adiabático. Suponiendo que el gas del acumulador es un gas perfecto, según la ley Boyle-Mariotte para dichos gases se cumple: P 0 V n0 =P 1 V 1n =P 2 V n2 =cte

Teniendo en cuenta el funcionamiento de los acumuladores y refiriéndonos a los estados mostrados en la figura 10.7. la ley anterior puede aplicarse si se considera que Pu es la presión de hinchado o de precarga del gas en bar; Vo es el volumen total del gas o volumen total del acumulador en litros; P, es la presión mínima de' trabajo en bar; V, es el volumen de gas en litros a la presión P,; P, es la presión máxima de trabajo en bar; V-, es el volumen de gas en litros a la presión. P, e AV es el volumen de líquido restituido o acumulado en litros, siendo: ΔV = V 1 – V 2

10 5

Figura 10.7. Estados de presión y de volumen.

10.11.

Transformación isotérmica

El volumen total necesario del acumulador es un dato fundamental a la hora de selec cionar las dimensiones de éste. Dicho volumen, como podrá verse, depende de varios fac tores como es la variación de volumen del gas durante el proceso o ciclo de trabajo, de la presión de hinchado y de las presiones máxima y mínima del circuito. Cuando se trata de un proceso considerado isotérmico, el exponente (n) de la expre sión es: n = 1. Por tanto dicha expresión puede indicarse de la forma: P 0 V 0 =P 1 V 1 =P 2 V 2

Donde las presiones deben expresarse en valores absolutos. Es decir, como la presión atmosférica es de aproximadamente 1 bar (exactamente 1,013 bar), si los valores de la pre sión, y tal y como es normal, se expresan en valores relativos o valores manométricos, será preciso sumar a estos valores la unidad. Se trata de calcular el volumen total del acumulador (V o) necesario para suministrar o absorber el incremento de volumen (ΔV). De la igualdad anterior se obtiene:

V 1=

P0V 0 P1

y V 2=

P0V 0 P2

Sustituyendo en

-

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ΔV=V 1−V 2 =V 0 P 0 V 0=



1 1 − P 1 P2



Despejando se tiene

ΔV



P0 P1

−

P0 P2



Como puede apreciarse el volumen total del acumulador aumenta al hacerlo (AV), y también, con la disminución de la presión de hinchado (P o).

10.12.

Transformación adiabática

Al igual que en el caso anterior, para calcular el volumen total del acumulador será preciso considerar, bajo estas condiciones adiabáticas, la variación de volumen del gas, y las presiones de hinchado y máximas y mínimas de trabajo. Si el proceso durante el cual se desarrolla el ciclo de trabajo del acumulador, se con sidera como adiabático, el exponente (n) de la expresión es ahora n = 1,4 para un gas como el nitrógeno, entonces: 1,4 1,4 P 0 V 1,4 0 =P 1 V 1 =P 2 V 2 1,4 1 1,4

 

V 1=

P0V 0 P1

Sustituyendo en AV = V1 - V 2

y V 2=

1,4 1 1,4

  P0V 0 P2

y despejando queda: V 0=

ΔV 1 P 0 1,4

1 1,4

    P1

−

P0 P2

De esta forma puede ser calculado el volumen total del acumulador en las menciona das condiciones.

-

10 7

Capítulo11 SIMBOLOGÍA HIDRÁULICA, DIAGRAMAS Y ESQUEMAS 11.1. INTRODUCCIÓN El funcionamiento de los sistemas que utilizan el aceite a presión como medio de transmisión de energía se representa mediante esquemas que utilizan símbolos normalizados de uso general y, a veces, se emplean también símbolos no normalizados, pero al tratarse de componentes de uso frecuente en la práctica el técnico especializado interpreta sin ninguna dificultad. Tales símbolos poseen la ventaja de que son comunes a los utilizados en la técnica neumática, ello cuando la función que cumplen los aparatos que representan es similar. El esquema es la base de funcionamiento de los circuitos oleohidráulicos y en él lo fundamental es la relación existente entre los elementos que lo componen y la tarea que cada uno de estos elementos desempeña dentro del circuito. El objetivo de todo proyecto oleohidráulico es lograr que se satisfagan a través de este medio las necesidades requeridas en un determinado proceso. Para ello será preciso mostrar el desarrollo de la secuencia completa del ciclo a través de las diferentes fases o etapas que se requieren. Para diseñar el circuito es necesario una fase previa en la cual se elaborará primero un esquema del mecanismo donde se muestre el trabajo a desarrollar por cada uno de los actuadores del sistema hidráulico; después se representará la secuencia o el orden de movimientos a través del cuadro o diagrama correspondiente, y a continuación se desarrollará el circuito oleohidráulico preciso con los símbolos correspondientes. Y ya para terminar todo el proceso de diseño, será preciso realizar el esquema eléctrico, subordinado a este último, y que será el encargado de gobernar las secuencias del ciclo completo de trabajo. Algunas de estas representaciones serán asimiladas de forma inmediata, pero otras, como es el conocimiento de los distintos componentes hidráulicos y la realización de los circuitos respectivos, deberán esperar ál momento oportuno para ser desarrollados.

10.2.

S1MB0L0GÍA

Para representar los esquemas oleohidráulicos se emplearán generalmente, como ya se ha indicado, símbolos normalizados de uso universal. Estos símbolos muestran de una forma muy simple la función que cada uno de los elementos cumple en el circuito. Algunos son muy representativos, como es el caso de los cilindros, donde el símbolo se asemeja esquemáticamente al propio cilindro; en otros casos dichos símbolos están diseñados por uno básico de tipo general y en cuyo interior se representan líneas que denotan la función específica de cada caso. En las válvulas distribuidoras cada porción de la corredera se representa por un cuadro en el cual se incluyen las diferentes vías y los sentidos del flujo; las válvulas de presión se muestran mediante un solo cuadro; los reguladores de caudal por "un rectángulo; los rombos se reservan para representar los dispositivos de acondicionamiento del aceite, y ya

10 8

para terminar, las bombas, los motores y los actuadores rotativos, se representan mediante círculos y semicírculos. Los principios de simbolización utilizada en los esquemas de transmisiones hidráulicas y neumáticas han sido establecidos en nuestro país por la norma UNE 101-149-86 con el nombre de Transmisiones Hidráulicas y Neumáticas. Símbolos Gráficos. Estas normas comprenden a la vez las recomendaciones del Comité Europeo de Transmisiones Oleohidráulicas o CETOP. El máximo organismo internacional que regula tales normas es la Internacional Organización Standardization que utiliza las siglas ISO. En este caso se trata de la norma ISO 1219. Las tablas que se muestran a continuación están divididas en grupos según la función que cumplen los distintos elementos. Al final de dichas tablas se indican también símbolos no normalizados aún, pero de uso corriente en la práctica, y lo suficientemente representativos como para identificar a través de ellos la función que desempeñan.

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10.3 CIRCUITOS OLEOHIDRAULICOS BASICOS

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En este primer contacto con estos circuitos, lo que se pretende es introducir al estudiante en lo que es el control de los actuadores que realizan el trabajo esencial en una máquina y que se refiere a la regulación del movimiento de los vástagos de los cilindros, al de los ejes de los actuadores de giro y motores oleohidráulicos y al movimiento de las garras de esos componentes de reducido tamaño que se denominan pinzas. Por tal control se entiende la posibilidad voluntaria de producir el arranque y parada de esos componentes de los actuadores, hacer que se muevan en un determinado sentido y que lo hagan además a una cierta velocidad. Pero ese control se hace extensible también al dominio de la presión del fluido que los alimenta y a lo que se conoce como función antirretorno o función que permite la circulación del fluido en un sentido por los conductos, pero que se impide que lo haga en el otro. En todos los casos se trata de las opciones más representativas, o las formas de control que se utilizan con más frecuencia, aunque existen también otras muchas posibilidades diferentes que aquí no aparecen. Desde un punto de vista general, puede decirse que el control de uno u otro actuador se hace de la misma forma, o empleando la mayoría de las veces idénticos elementos para lograr un mismo efecto.

10.4. CIRCUITOS ELEMENTALES En primer lugar se va a mostrar un circuito oleohidráulico lo más elemental posible, compuesto de un número mínimo de elementos, pero suficientes como para que tal circuito funcione a plena satisfacción. Tal y como ya se ha dicho, cualquiera de estos circuitos, tal y como se representan, pueden ser empleados en numerosas aplicaciones industriales. En la figura 10.1 se muestra un circuito muy elemental previsto para gobernar un cilindro de doble efecto. Cualquier circuito, bien se considere elemental, o bien se considere más complejo, debe integrar por lo menos los componentes que aquí se presentan, es decir, la centralita oleohidráulica para generar la presión y el caudal, y que a su vez contiene el depósito (8), la bomba (5), el motor de accionamiento de dicha bomba (6), el filtro de aspiración (7) de la bomba, la válvula de máxima presión o de seguridad (4) y el manómetro (3). Fuera de la centralita se encuentra el distribuidor o válvula direccional (2) y el actuador, en este caso el cilindro (1). A excepción del manómetro (3), todos los elementos mencionados son necesarios para hacer funcionar un circuito oleohidráulico cualquiera. La misión del manómetro no es otra que la de detectar la presión del circuito y revelar cualquier anomalía cuyo indicador sea la presión del aceite. Con este componente ocurre igual que con el termómetro puesto al enfermo, que no cura enfermedad alguna pero ayuda a detectarla. A pesar de lo dicho, es conveniente no prescindir nunca de él ya que además de detectar esas anomalías, permite con su indicación conocer la fuerza que desarrolla el vástago del cilindro tanto a la entrada como a la salida, así como, tarar por ejemplo la válvula de máxima presión del circuito y otras válvulas de presión o de secuencia que puedan existir. La válvula de máxima presión (4) es un elemento imprescindible siempre, aunque bien podría no llegar a funcionar nunca si el circuito trabaja durante toda su vida con normalidad. Esta válvula de seguridad proporciona doble protección: por una parte, preserva a todo el circuito oleohidráulico de presiones altas indeseables y, por otra, protege al mismo motor de accionamiento de

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sobrecargas excesivas, aunque este último también suele estar dotado de sistemas de seguridad eléctricos como son los relés térmicos, los magnetotérmicos, los fusibles, etc.

Figura 10.1. Gobierno de un cilindro de doble efecto. Este primer caso expuesto constituye un claro ejemplo de lo que se conoce con el nombre de circuito abierto. Significa que el aceite de retomo del circuito a través de la salida R) del distribuidor (2), es enviado al depósito (8) antes de volver a ser aspirado nuevamente por la bomba (5). Más adelante, y en este mismo apartado, se tendrá claro el concepto también de circuito cerrado. La mayoría de los circuitos oleohidráulicos lo hacen en circuito abierto. Normalmente en un circuito hidráulico pueden considerarse dos estados de reposo: el uno con la máquina completamente desactivada y, por tanto, el motor de la centralita oleohidráulica sin funcionar, y el otro, cuando, con la máquina activada puede existir algún tipo de movimiento en alguno de los mecanismos, o en ninguno en ese momento, y el peinador del circuito hidráulico también se halla en reposo, pero en cambio, el motor de la centralita se encuentra en marcha y, por tanto, accionando a la bomba. En este estado, considerado también de reposo, el aceite que impulsa la bomba es recirculado, generalmente sin presión, de forma continua tal y como podrá verse a continuación. Según la frecuencia de arranques y paradas del vástago del cilindro, puede interesar que

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en todo momento la bomba se encuentre impulsando aceite continuamente, o bien, que se ponga en marcha inmediatamente antes de producirse cada movimiento del vástago. Si la frecuencia del movimiento es relativamente elevada, lo mejor es mantener el motor en marcha permanentemente aunque no se utilice el circuito. Ello permite conseguir dos efectos favorables: evitar el arranque continuo del motor con el consiguiente gasto energético en el consumo del mismo y, por otra, facilitar la refrigeración del aceite por encontrarse ésta recirculando continuamente. Los circuitos oleohidráulicos se representan siempre en estado de reposo, tal y como puede apreciarse en la mencionada figura 10.2. Con el vástago del cilindro en reposo, y siempre que el motor se encuentre en marcha, el aceite que impulsa la bomba pasa de (P) a (R) del distribuidor (2) y retorna al depósito libremente y sin presión. El depósito se ha representado por un pequeño símbolo situado junto a la salida de dicha válvula. El motor eléctrico en estas condiciones gira sin desarrollar potencia ya que la bomba no necesita impulsar el aceite con presión.

Figura 10.2 Gobierno de un motor reversible. Para hacer avanzar el vástago del cilindro (1), se desplaza hacia la izquierda la corredera del distribuidor (2), y el aceite pasa de (P) a (A) dirigiéndose hacia la cámara de avance del cilindro, tal y como puede apreciarse en (b) de la misma figura. Mientras tanto el aceite de la cámara delantera retorna al depósito a través de los conductos (B) y (R) del distribuidor. Cuando la corredera del distribuidor se lleve nuevamente a la posición central mostrada en (a), el vástago del cilindro dejará de moverse. Al desplazarse ahora la corredera del distribuidor en sentido contrario, el vástago del cilindro retrocederá hasta su posición de reposo, ya que el aceite pasará de (P) a (B) para abastecer a la cámara de retroceso, y mientras tanto, el aceite de la cámara de avance retornará al depósito a través (A) y (R) del distribuidor, tal y como se muestra en (c).

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En la figura 10.2 se muestra el mismo circuito anterior pero aquí, el cilindro ha sido sustituido por un motor hidráulico reversible (1), o con el eje dispuesto para girar en uno u otro sentido, según la posición de la corredera del distribuidor (2). Como puede verse, el número y disposición de elementos en el circuito es el mismo del caso anterior y el funcionamiento se produce de la mima forma. Se trata también de un circuito abierto ya que el aceite, al igual que en el caso mostrado, retorna al depósito libremente antes de ser reabsorbido por la bomba. Pero al margen de otros componentes, se incluyen algunos elementos auxiliares, tanto para el tratamiento del aceite como para la protección del manómetro.

Figura 10.3. Circuito con elementos auxiliares. En el circuito 10.3 se muestran algunos de esos elementos. El nuevo filtro (10) es un filtro de retorno instalado en el circuito común del retorno de todos los aparatos, o sea, de los componentes (2), (9) y (4). El circuito, dependiendo sobre todo del tipo de bomba empleada, puede ir dotado de un solo filtro, situado bien en la aspiración (7), bien en el mencionado retorno (10), o también, y para obtener un mayor grado de filtraje, pueden montarse los dos. También existen, aunque empleados con menor frecuencia, los filtros que se montan en las líneas de presión. Como puede observarse el filtro de retorno mostrado va dotado de una válvula antirretorno en derivación con el mencionado filtro, con el objeto de que el fluido se dirija hacia el depósito directamente sin pasar por el filtro. Estas válvulas se incorporan con el objeto de

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proteger a la instalación en caso de obstrucción por suciedad del filtro. La válvula (9) de tres vías y de accionamiento manual, se ha instalado para proteger al manómetro (3) de presiones innecesarias. En reposo, o en la posición indicada, el conducto del manómetro comunica con el retorno y bajo ningún concepto estará sometido a presión alguna, aunque el conducto general de salida de la bomba sí sé encuentre con presión. Bastará con pulsar la corredera de la (9) para comunicar esta presión del circuito al manómetro. De esta forma se evita la fatiga de la aguja indicadora, ya que solamente se utilizará el manómetro cuando sea preciso conocer la presión.

10.5

CIRCUITOS

OLEOHIDRAULICOS

DE

ALGUNAS

MAQUINAS Los ejemplos, se encuentran referidos a máquinas concretas, algunas de ellas conocidas, se pretende estimular al estudiante con esos ejemplos para que a partir de aquí, y si a asimilado ya estas enseñanzas, se vea capacitado por sí mismo para diseñar un buen número de circuitos hidráulicos que puedan presentársele al proyectar las máquinas o mecanismos accionadas por estos sistemas de transmisión. Los circuitos se presentan de forma más o menos progresiva en cuanto al grado de dificultad se refiere. En general, la dificultad se ha establecido en función del número de actuadores que es preciso gobernar en cada caso. Aunque, como ya ha podido apreciarse en el capítulo precedente, accionar un solo componente de trabajo o actuador puede resultar a veces más complicado que gobernar varios de ellos a la vez. Todo depende del número de elementos auxiliares que requiera tal actuador para su gobierno en el conjunto del circuito. En muchos de los casos podrán verse soluciones parciales repetitivas, o que ya se han visto antes, pero esto ocurre con frecuencia tanto en oleohidráulica, como en neumática y también en circuitos eléctricos y electrónicos: las soluciones parciales se repiten una y otra vez, pero las aplicaciones suelen ser diferentes en cada caso. En general, muchos de estos circuitos pueden ser transferidos en su totalidad o de forma parcial a otras máquinas, incluso muy diferentes en cuanto al trabajo fundamental que desarrollan. Aunque se entremezclan circuitos de gobierno manual con circuitos de mando eléctrico, en lo que al accionamiento del distribuidor se refiere, no se pretende todavía aquí hacer que el estudiante entienda la parte eléctrica, ya que lo que le interesa realmente a éste es ver y analizar la solución del problema hidráulico. No obstante, más adelante se dedicarán dos capítulos a estas soluciones: el primero dedicado de forma elemental a la introducción de circuitos eléctricos para automatización y, a continuación, se dedicará otro a circuitos oleohidráulicos resueltos mediante la utilización de electroválvulas o distribuidores gobernados por bobinas electromagnéticas. Siempre que ha sido posible, el esquema o circuito oleohidráulico ha sido acompañado del esquema simplificado de la máquina o del mecanismo que se ha pretendido accionar, y cuando la situación lo ha requerido, también por el cuadro o diagrama de la secuencia o por el Grafcet correspondiente, todo ello con objeto de justificar mejor cada una de las soluciones que se han dado y poder apreciar también de forma más sencilla y convincente el funcionamiento de la máquina.

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En las explicaciones de cada uno de los circuitos se atiende preferentemente a aquellos elementos básicos que influyen de forma más directa en el funcionamiento oleohidráulico, no se tienen por tanto en cuenta en general, componentes imprescindibles a veces, pero que su funcionamiento es ya sobradamente conocido, como pueden ser por ejemplo, los que componen cualquier centralita convencional, como las bombas, los motores eléctricos, los filtros, las limitadoras de presión, etc., salvo que se crea que es necesaria alguna explicación adicional. También es preciso advertir que aunque los circuitos que se presentan funcionan correctamente y, por tanto, pueden aplicarse a cualquier máquina, se trata de circuitos didácticos donde esencialmente se ha intentado representar circuitos no demasiado complejos y, además, con soluciones donde también se ha buscado la variedad. Todo ello aplicado tanto a los actuadores, como a la forma de gobernar estos componentes de trabajo. En algunos casos tales circuitos pueden ser modificados e incluso mejorados empleando mayor o menor número de componentes o bien utilizando otros componentes distintos.

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