INTRODUCCIÓN A LA
POTENCIA FLUIDA NEUMÁTICA E HIDRÁULICA PARA INGENIEROS
Tabla de contenidos
Introducción Algunas advertencia Algunas advertenciass sobre la obra . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Unidades Unidad es del sistem sistemaa internacional internacional y de de uso común común . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Breve histor historia ia de los sistemas sistemas de de potencia potencia fluida: fluida: agua, agua, aceite aceite y aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Referencias Refer encias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Capítulo 1. Conceptos 1. Conceptos básicos de sistemas de potencia
XI XIII XIV XVII XIX
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1. Ca Carga rgass extern externas as y sistem sistemas as de poten potencia cia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. Des Despla plazam zamien iento to de la la carga carga exter externa na . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2. Co Compo mposic sición ión de un un sistem sistemaa de potenc potencia ia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.1. Siste Sistema ma exclusiva exclusivament mentee mecánico mecánico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.2. Siste Sistema ma electrome electromecánic cánico o . .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. . 1. 2.3. Sis Sistem temaa con un vehí vehícul culo o fluido fluido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.4. Presió Presión n de un fluido fluido y caudal caudal desplazado desplazado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3. Cons Construcc trucción ión de un sistema sistema de potenc potencia ia fluida fluida . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.1. Subs Subsistem istemaa de potencia potencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.2. Subs Subsistem istemaa de control . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4. Siste Sistemas mas simples simples de potencia potencia fluida fluida . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.1. Siste Sistema ma neumático neumático simple simple . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.2. Siste Sistema ma hidráulico hidráulico simple simple . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5. Ventaj entajas as de los sistem sistemas as de potencia potencia fluida fluida . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ejercicios Ejerc icios propuest propuestos os . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Referencias Refer encias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2 2 4 4 7 8 10 12 14 15 20 21 24 27 31 32
Capítulo 2. Máquinas 2. Máquinas de desplazamiento positivo: bombas y compresores
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1. Máqu Máquinas inas fluidas fluidas de desplaz desplazamien amiento to positivo positivo y rotodi rotodinámic námicas as . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. .. 1. 1.1. Co Compo mporta rtamie miento nto de la la bomba bomba en los los sist sistema emass hidrá hidráuli ulicos cos de pote potenci nciaa . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 1.1.1. Bomba Bombass centrífugas centrífugas o rotodin rotodinámicas ámicas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 1. 1.1. 1.1.2. Bomba Bombass de desplaza desplazamient miento o positivo positivo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2. Bomba de de desplazam desplazamiento iento positi positivo vo y válvula válvula de alivi alivio o . .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. . 3. Com Compreso presores res de desplaz desplazamien amiento to positivo positivo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.1. Com Compreso presorr alternativo alternativo de una una etapa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. .. 1. 3.2. Com Compreso presorr alternativo alternativo de dos dos etapas etapas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.3. Com Compreso presores res rotatorios rotatorios . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 4. Cuant Cuantificac ificación ión del caudal caudal en un un sistema sistema neumático neumático . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ejercicios Ejerc icios propuest propuestos os . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Referencias Refer encias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
36 37 37 40 46 51 53 54 57 60 64 65
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Capítulo 3. Actuadores lineales, neumáticos e hidráulicos
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1. Conversión de la presión fluida en una fuerza mecánica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. Multiplicación de una fuerza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 1. 1.1. 1.1.1. Intensificación de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2. Actuadores lineales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.1. Tipos comunes de actuadores lineales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3. Variables iniciales de diseño y dimensionado del sistema de potencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.1. Selección básica de un actuador lineal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.2. Efecto de la contrapresión sobre la fuerza desarrollada por el actuador . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.2.1. Carrera de extensión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.2.2. Carrera de retroceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.3. Factor empírico de diseño para los actuadores lineales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4. Selección completa de las dimensiones del actuador lineal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.1. Deformación del vástago . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.2. Tubo de detención . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.3. Selección de un diámetro estándar para el vástago y el tubo de detención . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 4.3.1. Procedimientos simplificados para determinar el diámetro de vástago . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 4.3.2. Montajes normalizados para los actuadores lineales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 4.3.3. Carta de selección del diámetro del vástago y el tubo de detención . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.4. Desaceleración de la carga en movimiento en los actuadores lineales . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.5. Aceleración y desaceleración en los actuadores hidráulicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.6. Capacidad de amortiguamiento en los actuadores neumáticos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 4.6.1. Determinación de la energía cinética que se debe disipar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 4.6.2. Verificación de la capacidad de amortiguamiento del actuador . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ejercicios propuestos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Referencias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
68 69 71 74 75 79 79 83 83 84 85 89 89 93 94 94 95 99 107 110 120 121 126 134 138
Capítulo 4. Actuadores rotatorios y motores fluidos
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1. Selección básica de motores y actuadores rotatorios . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. Par torsor desarrollado por un motor o un actuador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2. Actuadores y motores neumáticos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.1. Motores de paletas deslizables . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 2.1.1. Regulación de velocidad en los motores de paletas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.2. Motores de pistones radiales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 2.2.1. Motores compactos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 2.2.2. Motores de trabajo pesado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.3. Motores de turbina . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 1. 2.4. Actuadores rotatorios . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 2.4.1. Determinación del par para desplazar la carga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3. Actuadores y motores hidráulicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.1. Motores hidráulicos con desplazamiento invariable . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.2. Motores hidráulicos de engranes, paletas y pistones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.2.1. Motores de engranes externos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.2.2. Motores de engranes internos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.2.3. Motores de paletas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.2.4. Motores con pistones axiales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.3. Actuadores rotatorios . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. Ejercicios propuestos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Referencias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
142 143 146 147 154 157 158 160 161 163 168 174 175 176 176 178 183 188 193 195 196
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Capítulo 5. Válvulas de control direccional
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1. Funcionamiento de las válvulas de control direccional . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. Válvulas neumáticas con conmutador deslizante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.2. Formas de actuación de las válvulas de control direccional . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.3. Válvulas de dos o tres vías, dos posiciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 1.3.1. Posición normal de las válvulas 2/2 y 3/2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 1. 1.1. 1.3.2. Aplicaciones de las válvulas 3/2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.4. Válvula de cuatro vías dos posiciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.5. Válvula de cinco vías dos posiciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.6. Notación para los puertos de una válvula de control direccional hidráulica . . . . . . . . . . . . . . 2. Válvulas de control direccional actuadas por solenoide . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.1. Actuación por solenoide de acción directa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.2. Válvulas actuadas por piloto, controladas por solenoide . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 2.2.1. Construcción de las válvulas hidráulicas actuadas por solenoide . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3. Posición central de las válvulas hidráulicas de control direccional . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.1. Conmutador con condición central abierta (centro “H”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.2. Conmutador con condición central cerrada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.3. Conmutador con condición central tándem . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.4. Conmutador con condición central flotante (centro “4”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4. Capacidad de las válvulas de control direccional . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.1. Coeficiente de capacidad de caudal para válvulas hidráulicas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.2. Coeficiente de capacidad de caudal para válvulas neumáticas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ejercicios propuestos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Referencias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
200 200 205 206 206 207 209 211 213 214 216 218 221 226 228 229 231 232 234 235 240 250 251
Capítulo 6. Válvulas para regulación de caudal
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1. Válvulas para regulación de caudal con orificio variable . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 1. 1.1. Variables que influyen sobre el caudal que fluye a través de un pasaje estrecho . . . . . . . . . . 1. 1.2. Procedimientos para regulación de caudal en un sistema de potencia fluida . . . . . . . . . . . . . 2. Regulación por obstrucción en un sistema neumático . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.1. Regulación de velocidad en los motores neumáticos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.2. Sistema con velocidad múltiple (amortiguamiento externo) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.3. Válvula de escape rápido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 3. Regulación de caudal en los sistemas hidráulicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 1. 3.1. Regulación de caudal por obstrucción. Alimentación regulada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.1.1. Un sistema hidráulico sin regulación de caudal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.1.2. Una válvula establece la velocidad de extensión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.1.3. Se abre y cierra la apertura del orificio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.1.4. Se modifica la diferencia de presiones en el orificio de la válvula . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.2. Regulación de caudal por obstrucción. Descarga regulada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 1. 3.3. Válvula para regulación de caudal por obstrucción, compensada por presión . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.3.1. Funcionamiento del conjunto compensador de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.3.2. Aplicación de la válvula compensada por presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.4. Regulación de caudal por derivación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.4.1. Aplicación de la válvula por derivación, compensada por presión . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.5. Selección de una opción para regular la velocidad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.5.1. Regulación de velocidad por obstrucción con alimentación regulada . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.5.2. Regulación de velocidad por obstrucción con descarga regulada . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.5.3. Regulación de velocidad por derivación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
256 259 260 263 266 269 270 273 274 274 276 277 279 286 287 289 290 294 298 300 300 302 303
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1. 3.6. Válvula de desaceleración . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.7. Regulación de velocidad en los motores hidráulicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ejercicios propuestos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Referencias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
305 308 312 320
Capítulo 7. Válvulas para regulación de la presión
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1. Reguladores de presión neumáticos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. Funcionamiento de un regulador de presión neumático . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 1.1.1. Regulador de presión sin orificio de venteo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 1.1.2. Regulador de presión con venteo o alivio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 1.1.3. Regulador de presión operado por piloto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2. Capacidad de un regulador de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.1. Ahorro de energía mediante la reducción de la presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.2. Unidades de mantenimiento neumáticas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 2.2.1. Filtro de aire de línea . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 1. 1.1. 2.2.2. Selección de la talla de un filtro de aire de línea . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 2.2.3. Lubricador de línea . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 2.2.4. Selección de la talla de un lubricador de línea . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3. Aplicación de los reguladores de presión en los circuitos neumáticos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 4. Válvulas hidráulicas de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.1. Válvula de alivio y descarga para control de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 1. 1.1. 4.1.1. Respuesta lineal de la válvula de alivio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 4.1.2. Selección de la talla de una válvula de alivio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.2. Válvula secuenciadora hidráulica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.3. Válvula hidráulica reductora de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. Ejercicios propuestos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Referencias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
324 324 325 327 329 330 335 337 339 341 343 344 346 352 352 353 355 358 362 367 371
Capítulo 8. Unidades de potencia neumáticas e hidráulicas
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1. Selección de la unidad de compresión en los sistemas neumáticos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 1. 1.1. Unidades de compresión de pistones alternativos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.2. Unidades de compresión de tornillos helicoidales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.3. Funcionamiento del tanque recibidor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 1.3.1. Dimensionado del tanque recibidor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2. Determinación y control de la capacidad del compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 1. 2.1. Control tradicional mediante un interruptor de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 2.1.1. Consumo total del sistema y capacidad del compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 2.2. Otros procedimientos de control . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 2.2.1. Carga y descarga del compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 2.2.2. Modulado de la succión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 1. 1.1. 2.2.3. Variación del desplazamiento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 2.2.4. Variación de la velocidad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3. Sistema de distribución de aire comprimido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.1. Distribución en anillos o celdas cerradas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 1.1. 3.1.1. Construcción de la red de distribución . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 3.2. Enfriadores en la descarga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
374 374 376 377 379 385 386 388 390 390 391 392 392 392 395 395 396
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4. Unidad de potencia en los sistemas hidráulicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.1. Dimensionado del tanque de reserva del líquido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. 4.2. Selección de la bomba . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ejercicios propuestos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Referencias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
398 404 411 417 422
Apéndice A. Dimensiones de la tubería de acero y acero inoxidable
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Apéndice B. Coeficiente de caudal CVV para flujo compresible
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Índice de materias
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Introducción
LL
os sistemas de potencia fluida, en su concepción moderna, tienen poco más de cien años de evolución y perfeccionamiento tecnológico. Al despuntar el siglo XX ya abundaban las máquinas que funcionaban con base en un caudal presurizado de aire o aceite, tanto en la minería, la construcción, los ferrocarriles, las instalaciones militares y las empresas de manufacturas metálicas. Fue a partir de 1950 que floreció la integración del control electrónico con la neumática y la hidráulica. En la actualidad son incontables las aplicaciones de la potencia fluida en los más variados procesos de manufactura. Gran variedad de máquinas automáticas ejecutan ciclos de trabajos repetitivos, precisos, veloces y confiables, sin requerir la presencia de operarios que deban gobernar su marcha. Ahí es donde la potencia fluida establece la mejor interrelación con el control electrónico. La importancia tecnológica de las máquinas hidroneumáticas es irrefutable, de manera que resulta poco prudente omitir su aprendizaje en los programas contemporáneos de varias licenciaturas de ingeniería. Uno de los textos más populares en nuestro continente, para el aprendizaje de sistemas de potencia fluida, es el libro de Russell W. Henke, «Fluid power systems & circuits » . En el prefacio de la primera edición, publicada en 1983, Henke afirma que su texto « fue concebido y escrito para salvar la brecha entre los tratados elementales de circuitos de potencia fluida y las muy sofisticadas obras analíticas sobre teoría de los sistemas ».
Con este libro no pretendemos cumplir un objetivo tan trascendental como el propuesto por Henke. Pero sí esperamos aminorar las dificultades que aparecen en el proceso de enseñanza aprendizaje de los estudiantes de ingeniería. Así como de los colegas, que aunque ya se desempeñan en la profesión se acercan por vez primera a las aplicaciones de la potencia fluida. Si bien existen textos muy variados sobre neumática e hidráulica, la mayoría están publicados en otros idiomas y sin traducción al español; e independientemente de su calidad en su mayoría resultan inapropiados para nuestra práctica docente. Algunas empresas, que han tenido una presencia prolongada en México, venden tanto la tecnología de potencia fluida como servicios de capacitación para emplear esa tecnología. Son muchos los que se formaron acudiendo a esos cursos y ahora traba jan con sistemas hidráulicos y neumáticos. Sin embargo, la mayor parte de los cursos no están diseñados para ingenieros o estudiantes avanzados de ingeniería, sino para personal técnico con una preparación conceptual diferente. XI
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En el diseño de libros de texto, o de cursos de capacitación, frecuentemente se impone una división que envía por rutas separadas el aprendizaje de la neumática y e l de la hidráulica. Esta división no concuerda con nuestros propósitos ni nuestra experiencia docente. Esta obra se diseñó para formar ingenieros, capacitados en las aplicaciones contemporáneas de la potencia fluida, con las aptitudes para concebir neumática e hidráulica como partes de un campo tecnológico unificado. Los alumnos que acuden a los cursos de potencia fluida en nuestra institución están inscritos en los programas de tres licenciaturas de ingeniería. Para satisfacer los objetivos trabajan 66 horas en el aula y el laboratorio, y así suman nueve créditos en sus áreas de especialidad. Tienen una formación previa en el trabajo experimental en laboratorios y talleres de ingeniería, han avanzado al menos 70% en su programa de estudios y no son ajenos a los conceptos básicos de la Mecánica, la Termodinámica de los gases ideales, los procesos de conversión de la energía y los conceptos básicos de Mecánica de los Fluidos. Sus herramientas de análisis les permiten acercarse a la solución de problemas y al trabajo con sistemas complejos. En cualquier institución de educación superior, que forme ingenieros, se tienen alumnos que reúnen las cualidades descritas en el párrafo anterior. Para facilitar su aprendizaje hemos incluido cincuenta y un ejercicios resueltos y numerosos problemas propuestos al final de cada capítulo. No se ha escatimado en la minuciosidad de las explicaciones y cálculos numéricos. En las diferentes secciones del libro se inclu yeron aclaraciones complementarias, que se presentan enmarcadas en un rectángulo. Cada uno de estos recuadros presenta detalles históricos, establece conexiones con otros campos tecnológicos de la ingeniería o incluye alguna demostración minuciosa para dar más claridad a la aplicación de algún concepto. Laobraestádesarrolladaenochocapítulos.Enelprimeroseestablecenlosconceptosbásicosdelossistemasdepotenciafluida,seanalizalaconfiguracióndelsubsistema de potencia y del subsistema de control, se enfatiza la similitud de los sistemas neumáticos e hidráulicos y se propone la construcción de un sistema simple de potencia .Enel segundo capítulo se exponen los principios de funcionamiento de las máquinas de desplazamiento positivo, bombas y compresores, y las implicaciones que estas máquinas imponen sobre la operación de los sistemas hidráulicos y neumáticos. Los capítulos tres y cuatro son muy semejantes, pero el primero está dedicado a los actuadores lineales y el segundo a los rotatorios y los motores fluidos. En ellos se establece cómo es que los actuadores transforman la potencia fluida en trabajo mecánico, ejecutado con cierto ritmo en el tiempo. También se exponen los procedimientos para dimensionar y elegir estos actuadores, en función de la tarea concreta que debe desempeñar el sistema de potencia fluida. Para regular el desempeño de un sistema de potencia fluida se deben gobernar —en todo momento— tres variables del sistema: la presión del fluido, el caudal desplazado y la dirección del flujo de fluido. Por ello es que los capítulos cinco, seis y siete están dedicados, respectivamente, a las válvulas de control direccional, válvulas para
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regulación de caudal y válvulas para regulación de presión. Además de describir su construcción y funcionamiento, se establecen los procedimientos —con frecuencia regidos por una o varias normas— para definir sus características y elegir el tamaño apropiado. Por último, en el capítulo ocho se proporcionan los métodos para configurar y seleccionar las unidades de potencia, neumáticas e hidráulicas, incluyendo el motor primario del sistema. También se indica cómo trazar e instalar las redes de suministro para conducir flujos de fluidos presurizados. El texto cierra con dos apéndices; el primero con las dimensiones normalizadas de la tubería de acero y acero inoxidable, el segundo con la derivación de la igualdad que define el coeficiente de caudal para flujo compresible. Febrero de 2014
Esta obra se complementa con el libro «Taller de dispositivos hidroneumáticos. Introducción a la potencia fluida », escrito por los mismos autores y publicado por la Universidad Autónoma Metropolitana, Unidad Azcapotzalco, en 2003. Ese texto fue diseñado para guiar a los alumnos en el trabajo experimental, que se efectúa en un laboratorio equipado con sistemas de potencia fluida. Ahí es de importancia capital el contacto con los sistemas, su ensamble, mantenimiento, detección de fallas, y la evaluación de su funcionamiento. Este segundo libro no está concebido para el laboratorio, sino para el trabajo de diseño y dimensionado de los sistemas de potencia fluida. A partir de principios básicos de la Mecánica de Fluidos, la Termodinámica de gases ideales, y rudimentos de Transferencia de Calor, se abordan los detalles de funcionamiento de los actuadores, válvulas de control, unidades de potencia y demás componentes que permiten efectuar trabajo útil a partir de la energía transportada por un vehículo fluido: aire comprimido o un líquido presurizado. Las posibilidades para emplear sistemas de potencia fluida, en la ejecución de tareas útiles, son muy amplias; tanto que no hay cómo agotarlas en una sola obra. Mucho menos en un texto como éste, que se dedica a exponer los fundamentos. La evolución tecnológica de la neumática y la hidráulica está en manos de una miríada de empresas, dispersas por todo el mundo, que aportan cada año nuevas invenciones y proponen productos y soluciones inéditas. Puesto que formamos ingenieros para trabajar en los procesos productivos, tenemos un interés enfático en lo concreto. Por eso —junto con los principios básicos y los procedimientos para diseñar, seleccionar y dimensionar— en el texto también se ana-
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liza lo que existe en el mercado. Se han incluido numerosas referencias y ejemplos de componentes que fabrican las empresas dedicadas al aprovechamiento de la potencia fluida; son las piezas que un ingeniero debe seleccionar para configurar una amplísima variedad de sistemas, construidos a la medida que necesita el usuario. En el texto —cada vez que se incluyó una figura, se adaptó una tabla o algún nomograma— hemos sido cuidadosos en indicar su procedencia y reconocer los derechos de autor (pero la mayoría de las figuras es creación nuestra). La mayor parte de las veces estas herramientas de trabajo proceden de catálogos, folletos y publicaciones con acceso libre, ofrecidas por las empresas fabricantes para difundir sus productos. En las referencias listadas al final de cada capítulo —junto con los libros, artículos publicados en revistas especializadas y nombres de normas— el lector encontrará un amplio conjunto de publicaciones industriales, que se pueden obtener en forma gratuita y casi siempre con facilidad. Uno de los indicadores de la importancia y creciente diversificación de este campo tecnológico, es la existencia de abundantes normas que rigen o modulan la actuación de los fabricantes, diseñadores y usuarios de los sistemas de potencia fluida. Para los ingenieros involucrados en el diseño y selección resulta necesario, en una multitud de aspectos, proceder con la guía de estos documentos. La actuación profesional de los ingenieros está sujeta, en todos los sectores de la industria, a los procedimientos normalizados publicados por varias entidades nacionales e internacionales. Para diseñar, construir y operar un sistema de potencia fluida se deben atender las indicaciones de muchas de estas instituciones. Para quien se inicia en este campo de la ingeniería puede resultar muy complicada la multitud de acrónimos, que se invoca cada vez que un profesional trabaja con los componentes de un sistema neumático o hidráulico: ISO, NFPA, ANSI, ASTM, DIN, NMX, NOM, ASME, ISA, FCI, etcétera, en esta obra hemos incluido las explicaciones necesarias para conocer y emplear, sin sufrimiento, las principales referencias normalizadas.
Los autores hemos querido enfatizar el uso sistemático y ordenado de las unidades que corresponden a cada magnitud física, al igual que la consistencia dimensional de todas las igualdades. Las unidades básicas y derivadas del sistema internacional (SI) se muestran siempre encerradas entre paréntesis rectangulares ([ W ], [M], [K ], [m3 /s], [MPa], etcétera), con el propósito de destacarlas. Salvo el uso de estos paréntesis rectangulares, para la escritura de los símbolos de las unidades del SI se han seguido las reglas generales que están indicadas en la tabla 20 de la Norma Oficial Mexicana NOM-008-SCFI2002, Sistema General de Unidades de Medida. Además de las unidades del sistema internacional, aquí es necesario emplear las de uso común en los Estados Unidos de América (llamadas frecuentemente unidades del
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«sistema inglés», como lo haremos en este libro), junto con otras de uso cotidiano. Un grannúmerodefabricantescontinúaocupándolasydimensionandosusproductoscon estasunidades,queenotroscamposdelatecnologíapodríanparecerobsoletasoyadel todo relegadas. No es así con la neumática y la hidráulica, pues son muy abundantes los catálogos, folletos, libros de texto, reglas empíricas de diseño, tablas y nomogramas que todavía imponen el uso de unidades ajenas al SI. Para identificar estas unidades de uso común hemos recurrido a las abreviaturas que se enlistan alfabéticamente a continuación, también encerradas entre paréntesis rectangulares aunque no se hace con las unidades de temperatura de uso frecuente, como ◦ C, ◦ F o ◦ R. 1 bar = 1 · 105 [Pa] ◦ grado, desplazamiento angular [cSt] centiStoke ◦ C grados Celsius [gal] galón ◦ F grados Farenheit [gpm] galones por minuto ◦ R grados Rankine [hp] caballo de potencia [h] hora [kgf ] kilogramos fuerza [lbf ] libra fuerza [lbm] libra masa [lps] litros por segundo [lpm] litros por minuto [L] litros [min] minuto [pie] 1 pie = 12 [pulg] [psi] libras fuerza entre pulgada cuadrada, manométrica [psia] libras fuerza entre pulgada cuadrada, absoluta [pulg] pulgada [rpm] revoluciones por minuto [St] Stoke [SUS] segundos universales Saybolt [ton] tonelada [bar]
La nomenclatura utilizada para las principales variables —con sus correspondientes unidades SI, salvo algunas excepciones con unidades de uso común y las variables adimensionales— es como sigue. A A B C V
Puerto de un actuador hidráulico Área transversal Puerto de un actuador hidráulico Coeficiente de capacidad de caudal
m2
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D d E Ec F fc fe g I I K v L M ˙ m n p P Pc PCM
˙ Q R
R RC r s s sf T T V Vol V ol
˙ W w x z α β ∆p
η θ
Diámetro Distancia Módulo de elasticidad Energía cinética Fuerza Factor de carrera Factor de exceso Aceleración gravitacional Momento de inercia Segundo momento de área Factor de caudal Longitud Par torsor Flujo másico Revoluciones por minuto Presión Puerto de presión en una válvula hidráulica Carga de pandeo de Euler Caudal expresado en [pie3 /min] de aire libre Caudal Constante de gas ideal Co Fuerza de reacción Relación de compresión Radio Carrera del pistón Densidad relativa Factor de seguridad Puerto para retorno al tanque en una válvula hidráulica Temperatura Velocidad Volumen Potencia Peso Coordenada de posición Factor de compresibilidad de un gas Giro angular Módulo de expansión volumétrica Diferencia de presión Eficiencia Tiempo
m m Pa J N
m/s2 kg/m2 m4 m Nm kg/s rpm Pa N pie3 /min m3 /s J/kgK N m m
K, EC m/s m3 W N m rad Pa Pa s
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µ µ ν ρ ω
Coeficiente de fricción Viscosidad Viscosidad cinemática (µ/ρ ) Densidad Velocidad angular
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kg/ms m2 /s kg/m3 rad/s
Toda la tecnología de la potencia potenc ia fluida está relacionada con el empleo de un líquido o de un gas, como medio para transportar transportar energía energía e información. información. El agua y el aire fueron los primeros fluidos fluidos usados desde hace más de dos mil años. La elección no ha cambiado para los sistemas neumáticos, pues el aire atmosférico sigue siendo el fluido de trabajo por excelencia. Con la hidráulica, en cambio, se dio una sustitución enfática. Aunque el nombre se conservó, al inicio del siglo XX se abandonó el agua para emplear aceite derivado del petróleo como vehículo fluido. En 1646, el matemático y filósofo francés Blaise Pascal explicó el principio de la prensa hidráulica como sigue [1] y [ [2]: «Por ejemplo se hacen dos aberturas en la pared de un recipiente que está lleno con agua y cerrado en todos lados, siendo una de estas aberturas cien veces más grande que la otra. Ambas aberturas están provistas con un pistón que en esto ajusta en forma precisa. Si un hombre entonces desplaza el pistón más pequeño, él gana la fuerza de cien hombres». Aquí está la clave que explica el poderoso desarrollo de los sistemas de potencia fluida. El in ingl glés és Jos osep eph h Bra rama mah h fu fuee el pr prim imer er ho homb mbrre qu quee tu tuvo vo éx éxit ito o en co conv nver erti tirr el pr prin inci ci-pio pi o de Pas asca call en má máqu quin inas as qu quee re real alme ment ntee fu func ncio iona naba ban n [3]. En 17 1795 95 co cons nstr truy uyó ó y pa pate tent ntó ó una prensa hidráulica que empleaba agua para aumentar la presión en más de dos mil veces. Aproximadamente 50 años más tarde, la revolución industrial en Gran Bretaña condu con dujo jo a un des desar arro roll llo o ad adic icio iona nall de la pr pren ensa sa hi hidr dráu áuli lica ca y de ot otra rass máq máqui uina nass in indu dust stria ria-les,trabajandosiempreconagua.Elcrecimientofuetanrápidoquealfinaldeladécada de 1860 las grandes ciudades tenían estaciones centrales para la generación de potencia fluida, a partir de las cuales se bombeaba líquido presurizado hacia las fábricas. La hidráulica se desarrolló vigorosamente durante el siglo XIX, pero perdió su primacía mac ía te tecn cnol ológ ógica ica co con n la ll lleg egad adaa de la ene energ rgía ía el eléc éctri trica ca.. Al Alre rede dedo dorr de dell añ año o 19 1900 00 tu tuvo vo lu lu-garr un in ga inte tens nso o de desa sarr rrol ollo lo de la lass red edes es pa para ra el su sumi mini nist stro ro de la po pote tenc ncia ia el eléc éctr tric ica, a, lo cu cual al favoreció el empleo de los motores eléctricos. El uso extendido del control y potencia hidr hi dráu áuli lico coss se re retr tras asó ó, y en al algu guno noss ca caso soss in incl clus uso o se re revi virti rtió ó, du dura rant ntee va varia riass déc décad adas as [4]. Pero, al iniciar el siglo XX, dos ingenieros norteamericanos le dieron un nuevo impulso a la potencia fluida. En 1901 Harvey Williams y Reynolds Janney, Janney, dos empleados de la co comp mpañ añía ía «W «Wat aterb erbury ury Too ools ls Mg Mg.», .», co come menz nzar aron on a tr trab abaj ajar ar con la id idea ea de ha hacer cer mó mó-vil la potencia hidráulica. En 1906 Williams y Janney emplearon por vez primera aceite
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Máquina perforadora neumática de George Sommellier, Sommellier, 1857; [12].
mineralcomofluidodetrabajoenvezdeagua.Construyeronunatransmisiónhidrostática ti ca de pi pist ston ones es ax axia iale less qu quee se in inst stal aló ó en la na nave ve de co comb mbat atee U. U.S. S.S. S. Vi Virg rgin inia ia,, pa para ra el elev evar ar y apuntar los cañones [5]. Ac Actu tual alme ment ntee se co cons nsid ider eraa qu quee con su suss in inven venci cion ones es fu fund ndar aron on la hidráulica moderna. Denis Papin, Christiaan Huygens, Robert Hooke y Robert Boyle estuvieron involucrados con los primeros experimentos con la neumática, entre 1660 y 1690. Se le atribuye a Papin la presentación de un trabajo intitulado «Double Pneumatic Pump », », ante la Royal Society of London en 1686, así como la ejecución de varios experimentos para mostrar cómo se podía transferir potencia de un lugar a otro mediante una tubería llena con líquido. En 1810, el inglés George Medhurst publicó un opúsculo en el que proponía el uso de aire en un sistema para transferir transferir cartas y objeto objetoss [ 7]. Entre 1812 y 1827 Medhurst experimentó, publicó y construyó prototipos para el transporte de pasajeros con medios neumáticos [8]. En 1880 John Nelson Wanamaker instaló un sistema neumático en la tienda departamental que poseía en la ciudad de Philadelphia, para transportar dinero y documentos de una a otra sección [9]. En 1886 los ingleses empleaban cápsulas impulsadas impulsadas por aire comprimido, comprimido, que viajaban dentro de un tubo para enviar los mens me nsaj ajes es de un unaa a ot otra ra es esta taci ción ón te tele legr gráfi áfica ca.. Cu Cuan ando do Wan anam amak aker er fu fuee de desi sign gnad ado o je jefe fe ge ge-neral de correos de los Estados Unidos de América, en 1889, aplicó el mismo sistema en la oficina postal. En 1893 ya había un sistema neumático que funcionaba entre dos oficinas postales de Philadelphia [10]. Durante la construcción del túnel ferroviario Fréjus —a través del Mont-Cenis en loss Al lo Alpe pes, s, pa para ra con conect ectar ar Mo Moda dane ne en Fra ranc ncia ia co con n Ba Bard rdone onecch cchia ia en It Ital alia ia— — se ut util iliz izó ó un unaa perf pe rfor orad ador oraa de ai aire re co compr mprim imid ido o por ve vezz pri prime mera ra en 18 1857 57 [11], [12] y [13]. Es Esta ta máq máqui uina na,,
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desarrolladaporGermainSommeiller,trabajabaconairecomprimidoaseisatmósferas y permitía alcanzar una velocidad de avance de dos metros diarios, frente a los sesenta centímetros que se obtenían con los medios tradicionales. Los 100 dB de los ruidosos martillos neumáticos indicaron el progreso tecnológico durante la revolución industrial, pues durante el siglo XIX se desarrollaron más aplicaciones prácticas del aire comprimido, en la minería, la construcción y los ferrocarriles. En 1869, el ingeniero norteamericano George Westinghouse patentó un freno neumático para ferrocarriles, que posteriormente fue adoptado prácticamente en forma universal [14]. Pero fue hasta el siglo XX, más o menos a partir de 1950, que se diversifican las aplicaciones industriales de la neumática en los procesos de manufactura.
[1] The Physical Treatises of Pascal: The Equilibrium of Liquids and the Weight of the
Mass of the Air (English translation by IHB and AGH Spiers, New York, Columbia
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XX
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I
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1
Conceptos básicos de sistemas de potencia
1. Cargas externas y sistemas de potencia 1. 1.1. Desplazamiento de la carga externa 2. Composición de un sistema de potencia 1. 2.1. Sistema exclusivamente mecánico 1. 2.2. Sistema electromecánico 1. 2.3. Sistema con un vehículo fluido 1. 2.4. Presión de un fluido y caudal desplazado 3. Construcción de un sistema de potencia fluida 1. 3.1. Subsistema de potencia 1. 3.2. Subsistema de control 4. Sistemas simples de potencia fluida 1. 4.1. Sistema neumático simple 1. 4.2. Sistema hidráulico simple 5. Ventajas de los sistemas de potencia fluida
E E
n este capítulo se abordará el concepto de sistema de potencia en la forma más general. Se denominará con este nombre a cualquier máquina, dispositivo o artefacto capaz de efectuar trabajo útil, ejecutado con cierto ritmo en el tiempo. La manifestaciónexternadeestetrabajoserá—normalmente—eldesplazamientodeunobjeto en el espacio, en un ambiente en el que se deben superar continuamente las oposiciones del entorno. Al concluir nuestra lectura se podrán reconocer las similitudes que guardan un sinnúmero de máquinas, cuya forma, tamaño y utilidad pueden ser muy diversas, pero que comparten conceptos de diseño y principios de funcionamiento que las hacen semejantes. Finalmente, se pondrá atención en una clase particular de los sistemas de potencia, a los que llamaremos sistemas de potencia fluida porque en su funcionamiento está involucrado el desplazamiento de un caudal de fluido, que se traslada con cierta presión elevada.
1
2
C
Conceptos básicos de sistemas de potencias
La sustancia de trabajo de este texto es el diseño y operación de cierto tipo de máquinas, sistemas o dispositivos, capaces de efectuar una tarea útil mediante la ejecución de trabajo con un ritmo determinado en el tiempo. Estas máquinas deben impulsar el movimiento de un objeto —al que se dará el nombre de carga externa — con el propósito de desplazarlo cierta distancia necesaria, en un tiempo especificado en forma precisa. La tarea útil efectuada sobre la carga externa puede ser elevar un objeto pesado, alimentar una máquina para que se efectúe un proceso de manufactura, abrir o cerrar una puerta, poner en movimiento las herramientas de corte para maquinar una pieza de metal, extruir aluminio, alimentar plástico a una máquina sopladora o de inyección, etcétera. La lista de posibilidades es enorme. El nombre de carga externa indica la situación que prevalece durante la ejecución de la tarea. Este objeto no se moverá espontáneamente por sí mismo, pues una o más fuerzas se oponen a su movimiento (por ejemplo su propio peso, o fuerzas de fricción o de inercia). Entonces, la máquina debe proporcionar la energía necesaria para vencer las oposiciones. Se dice que el sistema efectúa trabajo sobre la carga externa.
.................................................................................... 1.1. Desplazamiento de la carga externa .................................................................................... Las posibilidades para trasladar un objeto en el espacio son prácticamente infinitas, pero cualquiera que sea el desplazamiento deseado se puede obtener como una composición de varios movimientos parciales, con trazos rectos y giros alrededor de diferentes ejes. En algunas aplicaciones se necesita deslizar linealmente a la carga externa, para lo cual se debe aplicar una fuerza F que efectúe el trabajo W (figura 1). Pero la distancia Inercia ∆ L
Peso F
Fricción
0,1,2,3,..., θ w [ J] = F [N] ∆L [m]
˙ [ W ] = w
00 : 17
w [ J] = F [N] V [ m/s] θ [s]
F . Desplazamiento lineal de la carga externa.
S
3
Cargas externas y sistemas de potencia
se debe recorrer en un tiempo conveniente θ —es decir, con cierta velocidad promedio V = ∆L /θ — de manera que el trabajo efectuado en ese tiempo define una potencia ˙ , aplicada por la máquina. promedio W También es posible que la carga externa deba recibir una rotación angular finita ∆α, en un tiempo determinado θ , para lo cual se debe aplicar un par M que impulse el giro alrededor de un eje (figura 2). El recorrido angular ∆α completado en el tiempo θ define una velocidad angular promedio ω˙ .Elproductodelparaplicadoporlavelocidad angular define una potencia promedio.
Peso
w [ J] = F [N] ∆L [m] = r [m] F [N] ·
∆L [m]
r [m]
w [ J] = M [N-m] ∆α[rad] F
Inercia
˙ [ W ] = w
w [ J] ˙ [rad/s] = M [N-m] ω θ [s]
∆L
0,1,2,3,..., θ
00 : 17
∆α
r
Fricción
F . Desplazamiento angular de la carga externa.
En otras ocasiones se desea mantener girando continuamente a la carga externa, con cierta velocidad angular ω˙ alrededor de un eje, para lo cual se debe aplicar continuamente un par M que impulse este giro (ver figura 3). Por supuesto, no son infrecuenteslastareasenlasquesedebenlograrestastresformasdemovimientodelacarga externa, en forma alternada o de manera simultánea. ˙ ω
˙ [ W ] = M [N-m] ω˙ [rad/s] w
Fricción Peso Inercia
M
F . Giro continuo de la carga externa.
4
C
Conceptos básicos de sistemas de potencias
En conclusión, para trasladar la carga externa y ejecutar la tarea útil, una máquina o dispositivo debe efectuar trabajo con un ritmo adecuado en el tiempo. Es decir, necesitamos un sistema que suministre potencia en forma controlada, para impulsar el movimiento en los términos en que se necesita. Si se suspende el suministro de potencia la carga externa se detendrá, o se moverá de manera descontrolada. Para suministrar la energía a la carga externa, el sistema de potencia debe contar con un dispositivo llamado actuador . El actuador es un componente de la máquina que se vincula directamente con la carga externa y efectúa el trabajo sobre ella (por supuesto, con un ritmo conveniente en el tiempo). En función del tipo de desplazamiento que se desea obtener, se puede emplear un actuador lineal , un actuador rotatorio o un motor . El primero solamente es capaz de obtener movimientos lineales mediante la aplicación de una fuerza; el segundo consigue rotaciones angulares finitas, mediante la aplicación de un par; con el último se obtiene un giro angular continuo alrededor de un eje.
Un sistema de potencia —diseñado con el propósito de ejecutar una tarea útil— puede funcionar con base en diferentes principios físicos, o estar basado en diferentes tecnologías. Por ejemplo, se puede construir un sistema de potencia cuyo funcionamiento dependa de componentes puramente mecánicos. Otros sistemas incluyen componentes eléctricoso electrónicos. Como veremos, nuestra atención se enfocará a un tipo particular de sistemas llamados sistemas de potencia fluida , que incluyen componentes no solamente electromecánicos para transmitir la energía. Cualquiera que sea la tecnología que se utilice en un sistema de potencia particular, se pueden identificar ciertos atributos y componentes comunes a todo sistema de potencia. Para ilustrar esta idea conviene analizar ahora algunos sistemas de potencia con los que tenemos gran familiaridad, pues son máquinas comunes en nuestro entorno e incluso las empleamos con regularidad.
.................................................................................... 2.1. Sistema exclusivamente mecánico .................................................................................... Nuestro primer sistema es una de las máquinas más comunes en nuestro entorno: una bicicletatípica,comolaquesemuestraenlafigura4.Lasbicicletasmodernasseproducen en diferentes tamaños y configuraciones, pues permiten desarrollar diversas aplicaciones especializadas. Sin embargo, todas ellas tienen mucho en común, y aunque cuentan con un número muy grande de componentes las podemos analizar destacando las siguientes categorías:
S
5
Composición de un sistema de potencia
20 22
4
7
5
1
8 21
2
16 3
12
18
9
10
11 17
15 19
1. Cuadro 5. Poste 9. Estrella central 13. Rallos 17. Cadena de rodillos 21. Frenos
2. Tijera 6. Telescopio 10. Biela 14. Rim 18. Cambio frontal 22. Palanca de freno
13
14
3. Amortiguador 7. Asiento 11. Pedal 15. Llanta 19. Cambio trasero
4. Manubrio 8. Poste del asiento 12. Masa 16. Piñones traseros 20. Palanca de cambios
F . Componentes de una bicicleta típica.
a ) Tarea útil efectuada . Desplazarunacargadehasta200 [kg] —incluyendo al usuario—
con una velocidad no mayor a 35 [km/h]. Por supuesto, estas cifras pueden variar de una bicicleta a otra, pero establecen límites razonables para la mayoría de ellas. b ) Motor primario . El propio usuario; un adulto joven, con buena salud, puede suministrar 250 [ W ] de potencia (más o menos 31 [HP]), para impulsar al vehículo aplicando fuerza con sus piernas. c ) Subsistema de potencia . Está formado por el conjunto de componente o eslabones —en este caso por completo mecánicos— a través de los cuales fluye la energía necesaria para efectuar el trabajo . En este subsistema se incluyen los pedales, las bielas, la estrella o catarina central con su eje, la cadena flexible, el piñón montado en el eje posterior y la rueda trasera que impulsa al vehículo por la fricción sobre el suelo. d ) Subsistema de control . Por sus componentes se transmite una forma singular de energía: la información empleada para gobernar, dosificar o modular al subsistema de potencia . Mediante los elementos de control se puede alterar la forma en que se efectúa la tarea útil.
6
C
Conceptos básicos de sistemas de potencias
El medio más eficiente de transporte
Una persona promedio con buena condición física puede producir cerca de 3 [ W /kg], por más de una hora. Un deportista aficionado con capacidades destacadas puede llevar esa cifra a 5 [ W /kg]. Los atletas de primer nivel desarrollan hasta 6 [ W /kg], en un período de tiempo similar. Por consiguiente, una persona con 70 [kg] de peso puede desarrollar cerca de 250 [ W ], por más de una hora. A principios de la década de los 70, en el siglo , se hicieron mediciones de la eficiencia mecánica de las bicicletas [1]. Las cifras sorprenden: hasta 99 % de la energía que el ciclista deposita en los pedales se transmite hacia las ruedas, aunque el empleo de los mecanismos de transmisión con catarinas puede reducir esta cifra entre el 10 y el 15%. Otros investigadores han comparado la energía que un humano requiere para transportar una unidad de masa a lo largo de cierta distancia [2]. Un hombre de 70 [kg] de peso consume una potencia de 100 [ W ] para caminar a 5 [km/h], al desplazarse sobre terreno plano. En las mismas condiciones, el consumo de esa potencia le permite viajar a 25 [km/h] montado sobre una bicicleta. El consumo de potencia, por unidad de peso y unidad de distancia recorrida, es prácticamente un quinto en bicicleta respecto a caminar. El consumo de energía humana está indicado por las siguientes cifras, que son aceptadas generalmente: 1,62 [kJ/km-kg] para el transporte en bicicleta; 3,78 [kJ/km-kg] para caminar o correr y 16,96 [kJ/km-kg] para nadar. También, si se compara el peso de la carga transportada contra el peso total (carga más vehículoyconductor),labicicletaeselmediomáseficientedetransportedecarga. No existe otro medio de locomoción autopropulsada que sea más eficiente que la bicicleta, aunque un ciclista pelea continuamente contra el aire. Incluso cuando se viaja con velocidades moderadas, la mayor parte de la energía que proporciona un ciclista se gasta en vencer la oposición por el arrastre del aire. Esta oposición crece prácticamente con el cuadrado de la velocidad, de manera que el consumo de potencia se incrementa aproximadamente con el cubo de la velocidad desarrollada.
Por ejemplo, el sistema de frenos permite disminuir la velocidad del vehículo o llevarloalreposo;conelmanubrio,latijeraylaruedadelanteraseimponeciertatra yectoria; aún si se mantiene constante la frecuencia de pedaleo, se puede controlar la velocidad de giro de la rueda trasera cambiando la cadena de una a otra catarina en los piñones traseros; con el cambio frontal se puede seleccionar una u otra estrella central, para elegir un régimen de funcionamiento diferente para el vehículo. e ) Estructura . El cuadro —una construcción de tubos de acero, aluminio o fibra de carbono— contiene a todos los demás componentes, los sujeta en las posiciones
2
Máquinas de desplazamiento positivo: bombas y compresores
1. Máquinas fluidas de desplazamiento positivo y rotodinámicas 1. 1.1. Comportamiento de la bomba en los sistemas hidráulicos de potencia 1. 1.1. 1.1.1. Bombas centrífugas o rotodinámicas 1. 1.1. 1.1.2. Bombas de desplazamiento positivo 2. Bomba de desplazamiento positivo y válvula de alivio 3. Compresores de desplazamiento positivo 1. 3.1. Compresor alternativo de una etapa 1. 3.2. Compresor alternativo de dos etapas 1. 3.3. Compresores rotatorios 4. Cuantificación del caudal en un sistema neumático
T T
odo sistema de potencia fluida es capaz de efectuar trabajo útil —con cierto ritmo en el tiempo— gracias a la energía suministrada y controlada por medio de un vehículo fluido: el caudal presurizado (líquido o gas) que avanza a través de un conducto. El fluido recibe energía a partir una máquina fluida , un compresor cuando se trata de un gas y una bomba cuando se desplaza un líquido. La máquina fluida es movida por un motor primario (generalmente eléctrico o de combustión interna, en ocasiones la fuerza humana o una turbina), con el propósito de inyectarenergíaenlamasafluida.Esteincrementodelaenergíadepositadaenelfluido se puede manifestar en diferentes formas: energía cinética (un caudal que se desplaza con cierta velocidad), energía potencial gravitacional (una masa de fluido que asciende verticalmente), un incremento de la presión (el fluido comprime con fuerzas perpendiculares el interior del recipiente que lo contiene) y un incremento de energía interna (crecimiento de la temperatura de la sustancia fluida). En los sistemas de potencia fluida, tanto neumáticos como hidráulicos, las máquinasqueproporcionanenergíaalvehículofluidosiemprepertenecenaunafamiliaespecial: las llamadas máquinas de desplazamiento positivo . El propósito de emplear estas máquinas es impulsar un caudal presurizado —es decir, comunicar al fluido energía cinética y energía manifestada como presión— y no tanto obtener ganancias de energía potencial gravitacional, mucho menos incrementos de energía interna.
35
36
C
Máquinas de desplazamiento positivo: bombas y compresores
Carrera = L
Mecanismo de biela manivela Área transversal
V álvula de admisión
A p
V álvula de descarga
ω
Motor primario
Pistón alternativo
F . Máquina fluida de desplazamiento positivo, con movimiento lineal.
Las máquinas de desplazamiento positivo reciben este nombre por la forma en que generan un caudal presurizado: en el interior de la máquina fluida —lo mismo si es un compresor que si se trata de una bomba— existe una superficie móvil que trata de comprimir directamente a un volumen de fluido, intentando confinarlo en un espacio decreciente. Existe una amplia variedad de máquinas de desplazamiento positivo con construcciones geométricas muy variadas. La pared móvil puede deslizarse linealmente (como se muestra en la figura 21) o bien girar alrededor de un eje (como en las máquinas de las figuras 26 y 27). La forma de la superficie que avanza para confinar al fluido puede ir desde una pared o diafragma plano —que avanza en línea recta— hasta formas más complicadas que giran alrededor de un eje: lóbulos, engranes, tornillos, paletas giratorias, etcétera. En todos los casos el resultado del trabajo de la máquina es el desplazamiento de caudal, el incremento de la presión del fluido, probablemente una ganancia modesta de altura y —sobre todo en los gases— un inevitable crecimiento de la temperatura.
S
Máquinas fluidas de desplazamiento positivo y rotodinámicas
37
Cualquiera que sea la geometría de la máquina de desplazamiento positivo, compresor o bomba, cuando funciona atrapa en su interior una dosis de fluido y luego trata de comprimirla contra un espacio decreciente. Esta compresión es del todo posible si se trata de un gas, aunque siempre viene acompañada de un indeseable crecimiento de la temperatura(comoyasemencionóenlasección2.4delcapítulo1).Perotratardecomprimir una dosis de líquido a un volumen mucho menor es prácticamente imposible. Primero se analizará el funcionamiento de las bombas y después el de los compresores. Las bombas de desplazamiento positivo presentan una forma de funcionamiento singular, que en un principio puede resultar desconcertante. Es muy necesario comprender a fondo este funcionamiento, pues son estas bombas las que imponen un modo de trabajo en los sistemas hidráulicos de potencia.
.................................................................................... 1.1. Comportamiento de la bomba en los sistemas hidráulicos de potencia .................................................................................... Los sistemas hidráulicos emplean como vehículo fluido a un líquido, generalmente aceite derivado del petróleo, pero también aceites sintéticos, alguna solución emulsionada e incluso agua. Cualquiera que sea el líquido de trabajo, para el intervalo de presiones en el que operan los sistemas hidráulicos —normalmente no superan 3500 [psi], 24,1 [MPa]— su densidad es prácticamente invariable (el líquido es incompresible). El caudal que fluye por el sistema avanza con cierta presión elevada, porque recibió energía por medio de la bomba impulsada por el motor primario del sistema. El funcionamiento de la bomba tiene repercusiones muy importantes sobre el sistema de potencia, y todos los sistemas hidráulicos emplean exclusivamente bombas de desplazamiento positivo. El comportamiento de una de éstas difiere notablemente del comportamiento de las que pertenecen a otra familia: las bombas centrífugas o rotodinámicas . Para comprender el funcionamiento de las bombas de desplazamiento positivo, primero analizaremos el funcionamiento de las bombas centrífugas o rotodinámicas, pues este segundo tipo habitualmente nos resulta más familiar, sobre todo a quienes se acercan por vez primera a los sistemas hidráulicos de potencia.
1.1.1. Bombas centrífugas o rotodinámicas Una bomba centrífuga típica consiste en un impulsor que gira en el interior de una carcasa,comosemuestraenlafigura22.Elcaudalingresaalabombaatravésdelalínea de aspiración, conectada en el puerto de entrada. La potencia del motor primario se emplea para girar el impulsor e incrementar el contenido de energía del caudal líquido, que se expulsa a través de la línea de descarga.
38
C
Máquinas de desplazamiento positivo: bombas y compresores
˙ Q Puerto de descarga
Impulsor con álabes
ω [rpm]
Sentido de giro
Puerto de succión Carcasa
F . Esquema de una bomba centrífuga.
La energía del líquido expelido a través del puerto de descarga, por la acción de la fuerza centrífuga, se puede manifestar como energía cinética (caudal que viaja con cierta velocidad promedio), energía potencial (ganancia de altura en el campo gravitacional), o energía manifestada como presión. En la instalación de la figura 23 se ha colocado una válvula para regular el caudal en la línea de descarga de la bomba. La ganancia de energía potencial entre la succión y la descarga de la bomba es prácticamente nula, de modo que la energía suministrada al flujo líquido se reparte entre dos componentes: energía cinética y energía manifestada como presión . El manómetro diferencial compara la presión en la descarga con la pre˙ b desplazado a través sión en la succión: ∆p = p d − p s . El rotámetro indica el caudal Q de la línea de descarga. La apertura de la válvula para regular el caudal determina cómo se divide la energía comunicada al líquido: una fracción se convierte en energía cinética, la otra fracción se manifiesta como incremento de presión. La bomba puede funcionar entre dos regímenes límite: a ) Si la válvula está por completo abierta, el caudal desplazado es máximo pero la ga-
nancia de presión es mínima (máxima energía cinética, mínimo incremento de presión).
S
39
Máquinas fluidas de desplazamiento positivo y rotodinámicas
˙ b Q
V álvula para regulación de caudal Fluido de trabajo
Rotámetro
ρ
˙ f w
succión
Fluido manométrico
Manómetro diferencial
descarga
∆h
∆p
= ( ρm − ρ ) g ∆h
∆p
= p d − p s
ρm
F . Instalación de prueba para caracterizar una bomba centrífuga.
b ) Si la válvula está por completo cerrada, el caudal desplazado es nulo pero la ganancia
de presión es máxima (nula energía cinética, máximo incremento de presión). Todos los regímenes de operación entre los puntos extremos se obtienen con la apertura gradual de la válvula, a partir del funcionamiento con caudal cero. Los resultados de las mediciones se grafican en la llamada curva característica de la bomba (figura 24). En el eje horizontal se grafica el caudal desplazado, en el vertical se muestra el ∆h =
∆p
ρ g
[m]
∆p máx
0
˙ máx Q
˙ Q
F . Curva característica de una bomba centrífuga.
m3 s
40
C
Máquinas de desplazamiento positivo: bombas y compresores
incremento de presión suministrado por la bomba. Pero tradicionalmente este incremento de presión se expresa como un incremento de “altura de energía ”, ∆h , ∆h =
∆p
ρ g
[m]
(2.1)
La “altura de energía” expresa la ganancia de energía —manifestada como presión— por unidad de peso de sustancia fluida. Conviene insistir en lo siguiente: con una bomba centrífuga es del todo posible regular el caudal desplazado . Si se restringe el caudal el incremento de presión para el fluido aumentará, pero sólo hasta un valor límite establecido por la potencia que suministra el motor primario y por la eficiencia energética de la bomba.
1.1.2. Bombas de desplazamiento positivo Tienen una frontera móvil que trata de confinar al líquido aspirado dentro de un volumen decreciente. Existen muchas construcciones de estas máquinas de desplazamiento positivo; una de las más sencillas es la que se muestra en la figura 21, con base en un pistón alternativo. Cadavezqueelpistónretrocedelabombaadmiteunaporcióndelíquidoparainundar su volumen máximo interior (al cual se le da el nombre de “ desplazamiento ” de la bomba). Cuando el pistón avanza la frontera móvil trata de confinar a la masa líquida dentro del volumen que decrece; pero el líquido es prácticamente incompresible y, por ende, debe ser desalojado forzosamente (o el pistón no podría avanzar y la máquina se frenaría). Entonces, con cada giro completo que da el eje del motor primario, la bomba efectúa un ciclo en el que primero aspira una dosis de fluido —su volumen interior o desplazamiento— para luego expulsar la misma dosis por el puerto de descarga pero con un incremento de presión. La mayor parte de las bombas de desplazamiento positivo se construyedetalmodoquesu desplazamiento es invariable y por consiguiente entregan un caudal que es prácticamente constante. Otros modelos —con una construcción más complicada— permiten regular el desplazamiento y modificar el caudal desalojado. Paralabombadelafigura21,cuyodesplazamientoesinvariable,concadagolpedel pistón se admite un volumen de líquido igual al desplazamiento de la bomba, ∆ Volb = π/4D p 2 s , y como el motor gira con la velocidad angular n , el caudal teórico , o ideal, desplazado es: π
˙ ideal = n ∆ Volb = n D 2 s Q p 4
(2.2)
En consecuencia, para las bombas con desplazamiento invariable, mientras no se altere la velocidad angular del motor primario el caudal desalojado por la bomba se
S
41
Máquinas fluidas de desplazamiento positivo y rotodinámicas
mantendrá casi constante. Siempre se presenta una leve disminución en el caudal entregado por la bomba —con respecto al caudal ideal— pues existen pequeñas fugas internas entre las piezas móviles que deslizan una sobre otra. Esta disminución de caudal se expresa con base en la eficiencia volumétrica de la bomba . El caudal verdadero que la bomba entrega en su puerto de descarga está definido como: ˙ real Q
3
m s
=
ω · ∆ Vol b · η Vol 2π
(2.3)
o bien ˙ real [lpm] = η · ∆ Volb · η Vol Q donde ∆ Volb es el desplazamiento de la bomba —expresado en [ m3 ] para la primera ecuación y en [lt] para la segunda— ω es la velocidad angular en [rad/s] y n es la velocidad angular en [rpm] · η Vol es la eficiencia volumétrica, la cual se define como: ˙ real [m3 /s] Q descarga real η Vol = · 100 = ˙ ideal [m3 /s] descarga teórica Q
(2.4)
∆p
Curva teórica Curva real
0
˙ b Q
˙ Q
F . Curva característica de una bomba de desplazamiento positivo.
La eficiencia volumétrica compara el caudal que la bomba desaloja en realidad —para ciertas condiciones de presión— con el caudal que debe desalojar en condiciones ideales sin presencia de fugas de líquido. La comparación, por supuesto, es un cociente adimensional que se expresa como un porcentaje. Se podría esperar que una bomba de desplazamiento positivo, al girar a velocidad angular invariable, entregue un
42
C
Máquinas de desplazamiento positivo: bombas y compresores
caudal estrictamente constante independientemente de la presión del sistema; no es así. Al aumentar la presión desarrollada también aumentan las fugas internas, a través de las holguras que existen entre las piezas móviles. Estas fugas disminuyen el caudal descargado. ¿Pero a qué presión entrega su caudal una bomba de desplazamiento positivo? La curva característica de una de estas bombas es como se muestra en la figura 25. El caudal permanece prácticamente invariable (salvo la muy leve disminución por las fugas internas), para cualquier incremento de presión. Es decir, una de estas bombas no admite que se regule el caudal que se expulsa a través de la línea de descarga. La respuesta a la pregunta del párrafo anterior es que una bomba de desplazamiento positivo desarrolla la presión necesaria para vencer las oposiciones que el sistema le presenta a la bomba , y así logra desalojar su caudal invariable. No hay límite para el crecimiento de la presión, en tanto el motor primario proporcione suficiente potencia. Si el sistema presenta una gran oposición para admitir el caudal desplazado, la bomba responderá con un gran incremento de la presión. En la figura 26 se muestra el símbolo para una bomba que desplaza un caudal invariable. Esta máquina es la fuente de energía para el sistema de potencia, pues deposita energía hidráulica en el fluido de trabajo. El resultado de su acción es la producción de un caudal presurizado (lasgananciasdeenergíapotencialsuelenserpocoimportantes en un sistema de potencia hidráulica). F . Símbolo de una bomba hidráulica con Existen muchos tipos de bombas de desplazamiento caudal invariable. positivo con caudal invariable, pero las que se emplean con mayor frecuencia son las de paletas deslizables, engranes externos, engranes internos y las de pistones (ver figuras 27, 28 y 29). El caudal que desplaza cualquiera de
Rotor
n e m u l o V
Puerto de aspiración
Paletas
e t n e i c e r c
n e m u l o V
Carcasa
e t n e i c e r c e d
Tapa de la carcasa
Puerto de descarga
F . Bomba de paletas deslizables.
S
63
Cuantificación del caudal en un sistema neumático
o bien: Vol [pulg3 ] · Relación de compresión PCM = Tiempo requerido para llenar el cilindro [s] · 28,8
(2.10)
EJEMPLO 10 Un cilindro neumático recorre la carrera s = 0,80 [m]. Su diámetro de pistón es 125 [mm] y el del vástago mide 36 [mm]. La extensión se debe efectuar en 2 [s] y el retroceso en 1,5 [s]. Obtenga el caudal necesario para efectuar ambos movimientos y el caudal promedio del ciclo. La presión disponible en los puertos de ingreso del actuador es 550 [kPa]; la presión atmosférica local es de 79 [kPa]. Las áreas transversales del pistón y los volúmenes interiores para ambos lados, cabeza y tapa, son los siguientes: A t = A c =
π
4 π
4
D p 2 =
2
π
4
(0,125 [m])2 = 0,0123 [m2 ] 2
D p − d v =
π
4
[(0,125 [m])2 − (0,036 [m])2 ] = 0,0113 [m2 ]
Volt = A t · s = 0,0123 [m2 ] · 0,80 [m] = 9,82 · 10−3 [m3 ] Volc = A c · s = 0,0113 [m2 ] · 0,80 [m] = 9,003 · 10−3 [m3 ] La relación de compresión es: 550 [kPa] + 79 [kPa] Relación de = = 7,962 compresión 79 [kPa] y los caudales para la extensión y el retroceso: Vol [m3 ] · Relación de compresión 9,82 · 10−3 [m]3 · 7,962 ˙ = = Q t = 2 [s] Tiempo requerido para la extensión [s] = 0,0391 [m3 /s];
entra a la tapa.
Vol [m3 ] · Relación de compresión 9,003 · 10−3 [m]3 · 7,962 ˙ Q c = = = 1,5 s [ ] Tiempo requerido para el retroceso [s] = 0,0478 [m3 /s];
entra a la cabeza.
64
C
Máquinas de desplazamiento positivo: bombas y compresores
El caudal promedio para un ciclo, que dura θ ciclo = θ ext + θ ret = 3,5 [s], es: ˙ t · θ ext + Q ˙ c · θ ret Voltotal Volt + Volc Q ˙ Q prom = = = θ ciclo
θ ext + θ ret
θ ext + θ ret
0,0391 [m3 /s] · 2,0 [s] + 0,0478 [m3 /s] · 1,5 [s] ˙ = 0,0428 [m3 /s] Q prom = 3,5 [s] = 2568,9 [lpm] de aire libre.
1. Una bomba de desplazamiento positivo entrega 32 [lpm] de aceite hidráulico, con
unincrementodepresiónde3170 [psi].Laeficienciaenergéticadelabombaes72%. ¿Qué potencia debe suministrarle el motor primario que la impulsa? 2. Una bomba hidráulica desplaza 26 [lpm] de aceite hidráulico, con un incremento
de presión de 5,9 [MPa]. Se le ha acoplado un motor eléctrico que desarrolla una potencia ideal de 2200 [ W ], con una eficiencia de 83 %. ¿El suministro del motor es suficiente para impulsar a la bomba? De no ser así, ¿qué potencia debe entregar el motor primario? 3. La bomba de un sistema hidráulico tiene un desplazamiento de 18 [ml] y el motor
que la impulsa gira a 1750 [rpm]. Su eficiencia volumétrica es 88%; su eficiencia globales81%.Labombaentregasucaudala16,4 [MPa]. Determine el caudal desplazado por la bomba, la demanda de potencia en la entrada de la bomba y el par torsor que le debe suministrar el motor primario. 4. Una bomba de engranes es impulsada a 1200 [rpm], para desplazar un caudal de 38 [lpm] presurizado a 13,75 [MPa]. La bomba tiene una eficiencia total η b = 0,83. ¿Qué par le proporciona el motor primario? Su eficiencia energética es η e = 0,90.
¿Cuál es su desplazamiento? 5. Una bomba, cuyo caudal ideal es 35 [lpm], tiene una eficiencia volumétrica de 0,90.
Se usa para impulsar a un cilindro cuyo pistón tiene el diámetro D p = 125 [mm], su vástago d v = 56 [mm] y desarrolla una carrera s = 0,680 [m]. La bomba envía la totalidad de su caudal al actuador. a ) Determine las velocidades de extensión y retroceso del actuador. b ) Determine el tiempo para completar un ciclo del actuador.
6. Un cilindro neumático recorre una carrera s = 27 [pulg]. Sus diámetros de pistón y
vástago son 5 [pulg] y 1 34 [pulg], respectivamente. La extensión se efectúa en 4 [s] y el
Referencias
65
retrocesoen3,2 [s]. Obtenga el caudal necesario para efectuar ambosmovimientos y el caudal promedio un ciclo. La presión disponible es 92 [psi]; la presión atmosférica local es de 14 [psi]. 7. Un actuador rotatorio neumático, cuya carrera es de 150◦ , se mueve en forma alter-
nada a razón de 40 ciclos completos por minuto. El desplazamiento del actuador rotatorio es 0,46 [L], y el tiempo que consume al girar en un sentido es el doble del que consume en el giro opuesto. Se alimenta con aire comprimido cuya relación de compresión es RC = 7,565; la presión atmosférica local es 84 [kPa]. a ) Determine el caudal consumido (en condiciones de aire libre) para ambas carre-
ras y el caudal promedio del ciclo. b ) Determine el consumo total de aire que debe satisfacer el compresor, para una jornada de 8 [hr]. 8. Se instalará un actuador lineal neumático de doble efecto, para desarrollar una ca-
rrera de 0,60 [m].Losdiámetrosdepistónyvástagoson125 [mm] y 28 [mm], respectivamente. La extensión se debe ejecutar en 4 segundos y la retracción en 5 segundos. La presión disponible en el sistema es 520 [kPa]. La presión atmosférica local es 86 [kPa]. Determine el consumo de aire para los movimientos de extensión y retroceso y el consumo promedio para el ciclo. ¿Cómo cambian los resultados anteriores si ahora la extensión se ejecuta en 5 segundos y la retracción en 4 segundos? 9. Se instalará una actuador lineal neumático de doble efecto. El diámetro del pistón es D p = 160 [mm] y el del vástago d v = 45 [mm];lacarreraes s = 0,76 [m].Secuentacon
una presión de 550 [kPa] en el sistema. El actuador efectuará 522 ciclos por hora. La extensión se debe ejecutar en el doble de tiempo del retroceso. La presión atmosférica local es 80 [kPa]. Determine el caudal promedio consumido por el actuador y el tiempoenque4actuadoresidénticos,operandosimultáneamente,agotarán72 [m3 ] de aire libre.
[1]
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66
C
Máquinas de desplazamiento positivo: bombas y compresores
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ricksburg, Virginia, USA, 2009.
3
Actuadores lineales, neumáticos e hidráulicos
1. Conversión de la presión fluida en una fuerza mecánica 1. 1.1. Multiplicación de una fuerza 1. 1.1. 1.1.1. Intensificación de presión 2. Actuadores lineales 1. 2.1. Tipos comunes de actuadores lineales 3. Variables iniciales de diseño y dimensionado del sistema de potencia 1. 3.1. Selección básica de un actuador lineal 1. 3.2. Efecto de la contrapresión sobre la fuerza desarrollada por el actuador 1. 1.1. 3.2.1. Carrera de extensión 1. 1.1. 3.2.2. Carrera de retroceso 1. 3.3. Factor empírico de diseño para los actuadores lineales 4. Selección completa de las dimensiones del actuador lineal 1. 4.1. Deformación del vástago 1. 4.2. Tubo de detención 1. 4.3. Selección de un diámetro estándar para el vástago y el tubo de detención 1. 1.1. 4.3.1. Procedimientos simplificados para determinar el diámetro de vástago 1. 1.1. 4.3.2. Montajes normalizados para los actuadores lineales 1. 1.1. 4.3.3. Carta de selección del diámetro del vástago y el tubo de detención 1. 4.4. Desaceleración de la carga en movimiento en los actuadores lineales 1. 4.5. Aceleración y desaceleración en los actuadores hidráulicos 1. 4.6. Capacidad de amortiguamiento en los actuadores neumáticos 1. 1.1. 4.6.1. Determinación de la energía cinética que se debe disipar 1. 1.1. 4.6.2. Verificación de la capacidad de amortiguamiento del actuador
E E
n la sección 1.1 del capítulo 1 se discutió cómo mover un objeto en el espacio, en una infinidad de trayectos posibles. Afortunadamente, todas estas posibilidades se pueden obtener con la composición de varios desplazamientos parciales, con trazos rectos y giros alrededor de diferentes ejes. Para efectuar cada uno de estos movimientos parciales se necesita un tipo específico de actuador . El actuador es el componente del sistema de potencia que se vincula directamente con la carga externa, y efectúa trabajo sobre ella con un ritmo conveniente en el tiem67
68
C
Actuadores lineales, neumáticos e hidráulicos
po. Tanto en los sistemas neumáticos como en los hidráulicos se pueden emplear actuadores lineales, rotatorios o motores fluidos. El lineal solamente es capaz de obtener desplazamientos lineales mediante la aplicación de una fuerza; el rotatorio consigue giros angulares finitos, mediante la aplicación de un par; con el motor se obtiene una rotación continua alrededor de un eje. En este capítulo se discutirá cómo funcionan, cómo están construídos y cómo se seleccionan los actuadores que desplazan linealmente una carga.
Unactuadoresundispositivocapazdeconvertirlapotenciafluida(caudalpresurizado) en trabajo mecánico que se ejecuta con cierto ritmo en el tiempo. Cualquiera que sea el tipo de actuador fluido —lineal, rotatorio o un motor— siempre funciona mediante el desplazamiento de una frontera móvil. En ocasiones, la frontera móvil avanza en línea recta, otras veces gira alrededor de un eje, pero siempre es impulsada por la aplicación de las fuerzas de presión fluida (ver figura 41). Presión del fluido
il v
ó
Frontera móvil
m ra te n ro F
Presión del fluido Fuerza
Par
Eje
F . La presión del fluido genera una fuerza, o un par, al actuar sobre una superficie móvil.
Probablemente los actuadores fluidos más empleados son los lineales, aunque la salida que se obtiene es únicamente un desplazamiento lineal de la carga externa impulsada mediante una fuerza. Sin embargo, a través de un actuador lineal se puede llevar a cabo una operación muy provechosa, la cual permite ejecutar una tarea útil con mayor facilidad. Se trata de multiplicar una fuerza.
S
69
Conversión de la presión fluida en una fuerza mecánica
F e = 4900 [N] A mf = 7 · 10−3 [m2 ]
A act = 11 · 10−3 [m2 ]
p =
F e A mf
F s = 7700 [N]
p
V ástago Pistón
Objeto que opone resistencia
F . Multiplicación de una fuerza mediante un actuador lineal.
.................................................................................... 1.1. Multiplicación de una fuerza .................................................................................... Para multiplicar una fuerza basta con generar un caudal presurizado —mediante una máquina fluida— para luego conducirlo hacia la superficie móvil de un actuador. En la figura 42 se muestra un sistema muy sencillo que permite multiplicar la fuerza que se ingresa al sistema. El factor que determina la multiplicación de la fuerza es la relación entre dos super ficies : la superficie móvil de la máquina fluida (de desplazamiento positivo) y la superficie de la frontera móvil en el actuador. Entonces, si el pistón de un actuador lineal tiene mayor superficie que la pared móvil de la máquina fluida, el actuador producirá una fuerza de salida superior a la que se aplicó en la entrada del sistema. En la figura 42 se aplicó una fuerza de entrada F e = 4900 [N] sobre la pared móvil de la máquina fluida, que tiene 70 [cm2 ] de superficie (7 · 10−3 [m2 ]). El fluido contenido dentro del sistema se presuriza a 700 [kPa]. La presión se manifiesta sobre el pistón del actuador, cuya superficie es 110 [cm2 ] (11 · 10−3 [m2 ]), y desarrolla una fuerza de salida mayor a la fuerza de entrada: F s = 7700 [N]. La razón entre las dos superficies —del pistón y de la máquina fluida— es: A pistón A m. fluida
110 [cm2 ] = = 1,57 70 [cm2 ]
70
C
Actuadores lineales, neumáticos e hidráulicos
La razón entre las dos fuerzas —salida del actuador y entrada al sistema— es: F s 7700 [N] = = 1,57 F e 4900 [N]
No hay límite para multiplicaruna fuerza a través de la aplicación de caudal presurizado a un actuador lineal, salvo las limitaciones de espacio que se deban respetar en cada máquina o dispositivo.
EJEMPLO 11 Un elevador hidráulico para automóviles —llamado tradicionalmente “gato de botella”—debeaplicarunafuerzade4170 [N] (aproximadamente 425 [kgf ])para levantar una esquina del vehículo y cambiar una llanta dañada. El pistón de la bomba tiene un diámetro d b = 14 [mm] y una carrera de 75 [mm], mientras que el diámetro del pistón elevador es D p = 58 [mm]. Determine: a ) la presión en el sistema b ) elnúmerodegolpesnecesariosenlabombamanual,paraqueelpistóneleve
al vehículo 15 [cm] c ) la fuerza ejercida por el operario de la bomba.
F s
Fe
p atm A t A b p b F e
p atm
p t
F -. Esquema de un gato hidráulico de botella.
a ) La sección transversal del pistón elevador es: A p =
π
4
D p 2 =
π
4
(0.058 [m])2 = 2,64 · 10−3 [m2 ].
S
71
Conversión de la presión fluida en una fuerza mecánica
En condiciones ideales se tiene que F s = p t A t , dando como resultado: p t =
F s 4170 [N] = = 1 578 302 [Pa] = 1,58 [MPa] A t 0,00264[m2 ]
b ) Con cada golpe de la bomba se desplaza un volumen de líquido: ∆ Volb = s A b = s
π
4
π
d b 2 = (0,075 [m]) (0,014 [m])2 =
4
= 1,155 · 10−5 [m3 ] = 0,0115 [L].
Para que el pistón se eleve 15 [cm] es necesario desplazar el volumen Volp hacia el cilindro o botella: Volp = A p · s = 2,64 · 10−3 [m2 ](0,15 [m]) = 3,963 · 10−4 [m3 ] = 0,396 [L]. El número de golpes necesarios en la bomba es: n =
Volp 0,396 [L] = = 34,3 golpes 0,01155 [L] ∆ Vol b
c ) La presión en el cilindro elevador es igual a la presión en la bomba manual, p t = p b . F s F e = A p A b F e = 4170 [N]
π 2 A b d b 4 d b F e = F s = F s π = F e 2 A p D p 4 D p
2
] 2
0,014 m [
0,058 [m]
= 243 [N] ≈ 24,8 [kgf ]
La relación de fuerzas es la misma que la relación de superficies, F s A p = = 17,2. F e A b
Se requiere una fuerza muy pequeña para accionar el elevador, pero se deben dar numerosos golpes para elevar la carga hasta la posición requerida.
1.1.1. Intensificación de presión Mediante la relación de tres superficies móviles —una máquina fluida y dos superficies móvilesunidasalvástagodeunactuador—esposibleintensificarsensiblementelapresión de un fluido. Para ello, se emplea un dispositivo especial llamado intensificador de -
72
C
F e = 4200 [N]
Actuadores lineales, neumáticos e hidráulicos
A act = 9 · 10−3 [m2 ]
Pistón del actuador A mf = 6 · 10−3 [m2 ]
F s = 25 200 [N]
Vástago
P b = 2800 [kPa]
F = 8400 [N]
Pistón menor A men = 3 · 10−3 [m2 ] P a = 700 [kPa]
Pistón mayor A may = 12 · 10−3 [m2 ]
F . Intensificador de presión colocado entre una máquina fluida y un actuador.
presión . Consiste básicamente en una carcasa que contiene un vástago, acoplado a dos
pistones diferentes. El puerto de entrada del intensificador recibe el caudal presurizado que proviene de una máquina fluida, por ejemplo neumática. El puerto de salida del intensificador se conecta con el sistema cuya presión se desea intensificar. En la figura 43 se muestra un intensificador colocado entre la máquina fluida y el actuador final que desplaza a la carga. El intensificador de presión incrementa la presión 4 veces (por la relación entre las superficies de sus pistones). La relación entre las superficies móviles de la máquina fluida y del actuador es 1,5. Entonces la fuerza neta de salida es 4 · 1,5 = 6 veces superior a la fuerza de entrada. El empleo de un sistema de intensificación de presión permite disponer de las altas presiones de un sistema hidráulico (y por tanto de fuerzas y pares muy intensos), a partir de la energía suministrada por un sistema neumático de baja presión. Esta posibilidad es una solución sencilla y no muy costosa para disponer de potencia hidráulica, a partir del suministro de aire a baja presión. En la figura 44 se muestran dos unidades hidráulicas de la empresa Enerpac [1],impulsadas por motores neumáticos. Son capaces de desplazar un caudal de 1.3 [lpm] de aceite hidráulico, hasta una presión de 70 [MPa], impulsadas por un motor neumático de 3 [kW ] que consume aire comprimido con presión entre 400 y 700 [kPa].
4
Actuadores rotatorios y motores fluidos
1. Selección básica de motores y actuadores rotatorios 1. 1.1. Par torsor desarrollado por un motor o un actuador 2. Actuadores y motores neumáticos 1. 2.1. Motores de paletas deslizables 1. 1.1. 2.1.1. Regulación de velocidad en los motores de paletas 1. 2.2. Motores de pistones radiales 1. 1.1. 2.2.1. Motores compactos 1. 1.1. 2.2.2. Motores de trabajo pesado 1. 2.3. Motores de turbina 1. 2.4. Actuadores rotatorios 1. 1.1. 2.4.1. Determinación del par para desplazar la carga 3. Actuadores y motores hidráulicos 1. 3.1. Motores hidráulicos con desplazamiento invariable 1. 3.2. Motores hidráulicos de engranes, paletas y pistones 1. 1.1. 3.2.1. Motores de engranes externos 1. 1.1. 3.2.2. 2 Motores de engranes internos 1. 1.1. 3.2.3. 2 Motores de paletas 1. 1.1. 3.2.4. 2 Motores con pistones axiales 1. 3.3. Actuadores rotatorios
E E
n la sección 2.1 del capítulo 3, se advirtió que los actuadores lineales permiten generar una gran variedad de movimientos, no necesariamente rectilíneos, con base en las articulaciones y mecanismos acoplados al vástago del actuador. Sin embargo, muchas aplicaciones exigen desarrollar un desplazamiento angular alrededor de un eje, y para lograrlo existen actuadores rotatorios que no requieren de un mecanismo externo añadido al actuador. En ocasiones la carga externa debe recorrer un desplazamiento angular finito ∆α, en un tiempo determinado ∆θ (lo cual define una velocidad angular promedio ˙ = ∆α/∆θ ). En otros casos, se debe mantener a la carga externa girando continuaω mente alrededor de un eje con cierta velocidad angular ω˙ . En ambas situaciones es necesario aplicar un par torsor M que impulse el giro alrededor del eje, para vencer las 141
142
C
Actuadores rotatorios y motores fluidos
oposiciones que tratan de frenar el desplazamiento de la carga (ver la sección 1.1 del capítulo 1). El producto del par aplicado por la velocidad angular define una potencia promedio.
De manera semejante a lo ya discutido para los actuadores lineales, el dimensionado y selección de un motor o un actuador rotatorio depende de tres variables iniciales de diseño: a ) El par torsor necesario para girar la carga en los sentidos horario y antihorario,
que con frecuencia son distintos. b ) El desplazamiento angular que se debe imponer sobre la carga. c ) El tiempo necesario para completar el desplazamiento de la carga en cada sentido, generalmente distintos. Cuando se trata de efectuar giros continuos la carrera angular y el tiempo están reunidos en un cociente, que expresa una velocidad angular. Para impulsar a la carga externa se emplea un motor fluido, que se denomina de esta forma porque la energía se le suministra mediante un caudal presurizado (gaseoso o líquido). En cambio, el actuador rotatorio proporciona un desplazamiento finito —alternado en uno y otro sentido— que se debe recorrer en un tiempo específico. Tal y como sucede con los actuadores lineales, el dimensionamiento básico de un motor o de un actuador rotatorio consiste en determinar sus dimensiones geométricas. s Par t or o
r
Puerto 1
Eje
Alimentación de caudal presurizado Tornillos limitadores de carrera
l i v ó m i e c i f e r p S u
Caudal desalojado Puerto 2
Giro angular en sentido antihorario
Carcasa
F . Actuador rotatorio con una paleta plana.
S
143
Selección básica de motores y actuadores rotatorios
Rotor
Paletas
e n t e n e m i c u e l o r c V e d
e n t e n e m i u c l o e V r c
˙ ω
Puerto de aspiración
Carcasa
Puerto de descarga
F . Motor con paletas deslizables.
Para los actuadores lineales se determina el área transversal del pistón, que en producto con la carrera del vástago define el volumen interno de la cámara cilíndrica. En el caso de los motores y los actuadores rotatorios también se determina su volumen interno: el volumen o tamaño necesariopara que el motor o actuadordesempeñeadecuadamente su trabajo. El volumen interno de un motor o actuador rotatorio se conoce como su desplazamiento . Paraqueelejedeunmotorfluidodeungirocompleto—oelactuadorrotatorio gire a lo largo de su carrera angular— su volumen interno debe ser inundado con fluido presurizado. Una de las construcciones más sencillas de un actuador rotatorio es la que se muestra en la figura 72; en la figura 73 se muestra un esquema de la construcción de un motor rotatorio.
.................................................................................... 1.1. Par torsor desarrollado por un motor o un actuador .................................................................................... En la figura 74 se explica el funcionamiento de un motor fluido, cuya única paleta o superficie deslizable gira con cierta velocidad angular ω˙ [rad/s]. La paleta se desplaza alrededor de un eje porque es empujada por fuerzas de presión. La alimentación de caudal origina un desbalance de presiones ∆p = p a − p b , aplicado sobre las caras planas de la paleta; p a es la presión del fluido que ingresa por el puerto de admisión y p b es la contrapresión del fluido que se desaloja a través del puerto de descarga. Las presiones p a y p b producen las fuerzas de presión F a y F b , al actuar sobre cada una de las superficies de la paleta deslizable. Como ambas presiones son uniformes sobrecadaladodelapaleta,lacorrespondientefuerzaresultantedepresiónactúasobre el centroide de la superficie rectangular. Entonces, como producto del desbalance de
144
C
Actuadores rotatorios y motores fluidos
presiones, el eje del motor transmite un par torsor neto, M 0 [ Nm], que es la diferencia entre los pares torsores M a y M b : M 0 = M a − M b =
R
2
· F a −
R
2
· F b =
R
R A
2
2
( F a − F b ) =
(p a − p b )
pero el área de la superficie rectangular es A = R e , y el volumen interior del motor (su desplazamiento ) es Vol = πR 2 e . Por consiguiente: M 0 =
R 2 e
M 0 =
2
(p a − p b ) =
Vol ∆p 2π
Vol (p − p ) 2π a b
(4.1)
Par torsor ideal desarrollado por un motor fluido
Para un actuadorrotatorio que no da giros completos (1 giro = 360◦ = 2π [rad]),sinoque se desplaza angularmente con una carrera angular finita ∆α [rad], la igualdad anterior cambia a la siguiente expresión: M 0 =
Vol ∆p
Par torsor ideal desarrollado por un actuador rotatorio
∆α
(4.2)
Las ecuaciones (4.1) y (4.2) sugieren con claridad en qué consiste la selección básica de un actuador rotatorio o un motor fluido. A partir de la magnitud del par torsor M — necesarioparadesplazarlacargaexternaconlacarreraangular2π o ∆α—sedetermina qué volumen (desplazamiento) debe tener el actuador, cuando se dispone de cierto desbalance de presión que se aplicará entre sus puertos.
e F a M 0 F b
R
ω
2
R
F . Balance de fuerzas en un motor con una sola paleta rectangular.
S
145
Selección básica de motores y actuadores rotatorios
Ambas ecuaciones proporcionan un resultado ideal, que supone una conversión perfecta de la potencia fluida en trabajo mecánico efectuado por unidad de tiempo. Pero Pe ro en re real alid idad ad,, ta tant nto o lo loss act actua uado dore ress ro rota tato torio rioss co como mo lo loss mo moto tore ress flui fluidos dos ti tien enen en ci ciert ertaa eficiencia energética ηe < 100 100%, %, que se define como el cocient cocientee de la potenc potencia ia mecánica suministrada por el actuador ac tuador,, o el motor m otor,, entre la potencia ideal: ηe ( %) =
˙real · 100 W Potencia real · 100 = ˙ )ideal Potencia ideal (M 0 · w
(4.3)
EJEMPLO 23 ¿Qué par ideal de salida desarrolla un motor fluido si tiene un desplazamiento de225 [cm3 ] y recibe un caudal de aceite de 180 [lpm],presurizadosa1,65 [MPa]? ¿Cuál es su velocidad angular en [ rpm] y la potencia ideal desarrollada en [ W ]? El motor desaloja el caudal hacia el tanque con la reserva de fluido, venciendo una contrapresión de 280 [kPa]. El desplazamiento del motor es Vol = 225 [ cm3 ] = 2,25 · 10−4 [m3 ] = 0,225 [L]. El ˙ = 180 [lpm] = 3 · 10−3 [m3 /s]. La velocidad de rotación caudal suministrado es Q del eje del motor es: ˙ 60 (3 · 10−3 [m3 /s]) 60 · Q = = = 800 [rpm] = 83,78 [rad/s] n = Vol V ol 2,25 · 10−4 [m3 ]) El par torsor ideal transmitido por el motor es: = M
Vol ol ∆p · V 2π
=
(1,65 − 0,28) · 106 [N/m2 ] · 2,25 · 10−4 [m3 ]
2π
= 49,06 [Nm]
La potencia ideal desarrollada es: ˙ = M ·ω = 49,06 [Nm] · 83,78 [rad/s] = 4110 [ W W W ] ˙ · ∆p = 3 · 10−3 [m3 /s] · (1,65 − 0,28) · 106 [N/m2 ] = 4110 [ W ˙ = Q o bien W W ], que expresa la potencia fluida que se alimentó al motor como caudal presurizado. Ambos flujos de energía, por unidad de tiempo, son idénticos en el caso ideal, cuando ηe = 100%.
EJEMPLO 24 ¿Qué desplazamiento (expresado en [ cm3 ]) debe tener un motor hidráulico, si desarrolla un par ideal de 40 [Nm] mientras gira a 750 [rpm]? El motor recibe
146
C
Actuadores rotatorios y motores fluidos
el caudal de aceite presurizado a 1,40 [MPa] y la contrapresión en la salida es 0,14 [MPa]. ¿Cuál es la potencia ideal y la potencia real desarrollada en el eje del motor, si ηe = 0,86? ¿Cuánto es el consumo ideal de aceite en el motor? Laecuación4.1proporcionaelpartorsoridealtransmitidoporelmotor,dedonde se despeja: Vol V ol =
2πM ∆p
=
2π · 40 [Nm] = 2,0 · 104 [m3 ] = 0,2 [L] = 200 [cm3 ] 6 5 2 (1,4 · 10 − 1,4 · 10 ) [N/m ]
La velocidad angular es ω = 750 [rpm] = 78,54 [rad/s]; y la potencia ideal es: ˙ideal = M ·ω = 40 [Nm] · 78,54 [rad/s] = 3141,6 [ W W W ] y con la ecuación 4.3 se despeja: ˙real = ηe · W ˙ideal = 0,86 · 3141,6 [ W W W ] = 2701,8 [ W W ] El caudal se puede determinar con base en el desplazamiento y la velocidad del motorr. Cad moto Cadaa rev revolu olución ción comp complet letaa del mot motor or cons consume ume 0,2 [L] de ac acei eite te;; pa para ra gi gira rarr a 750 [rpm] se requiere un caudal: ˙ = Q Vol ol = 750 [rpm] · 0,2 [L] = 150 [lpm] = N · V
Los ac Los actu tuad ador ores es y mot motor ores es ne neum umát átic icos os pr prod oduce ucen n tr trab abaj ajo o me mecá cáni nico co a pa parti rtirr de la ex expa pannsión si ón de dell ai airre co comp mpri rimi mido do qu quee le less su sumi mini nist stra ra un si sist stem emaa ne neum umát átic ico o de po pote tenc ncia ia.. Al me me-nos durante los doscientos años más recientes se ha propuesto y empleado una gran varied var iedad ad de diseñ diseños, os, que van des desde de las las dim diminu inutas tas tur turbin binas as de mano mano emp emplea leadas das por los los dentis den tistas tas has hasta ta uni unidade dadess que des desarr arroll ollan an cen centen tenar ares es de [kW ]. En Entr tree la lass má máqu quin inas as út útil iles es impulsadas por motores neumáticos se cuentan las llaves de impacto, taladros, desarmadores, esmeriladoras, lijadoras, remachadoras, pulidoras, cinceladoras y martillos. El em empl pleo eo de lo loss mo moto tore ress y act actua uado dore ress ne neum umát átic icos os of ofre rece ce mu mucha chass ve vent ntaj ajas as,, en com com-para pa raci ción ón co con n lo loss mo moto tore ress el eléct éctri ricos cos:: pe pesa san n me menos nos y ti tiene enen n me menor nor vol volum umen en (1/5 delpeso y 1/3 del vo volu lume men, n, en com compa para ració ción n a un mo moto torr el eléct éctri rico co de la mi mism smaa pot poten enci cia) a);; de desa sarr rroollan ll an má máss po pote tenc ncia ia en pr prop opor orci ción ón co con n su ta tama maño ño;; el pa parr de desa sarr rrol olla lado do en su ej ejee au aume ment ntaa con la carga; no se dañan cuando se bloquean por una sobrecarga; se pueden arrancar y parar de forma ilimitada; su arranque, paro y cambio de sentido de giro son instan-
S
Actuadores y motores neumáticos
147
táneos, incluso cuando el motor funciona bajo plena carga; el control de velocidad es infini in finita tame ment ntee va varia riabl ble, e, po porr med medio io de un unaa vá válv lvul ulaa mon monta tada da re regu gula lador doraa de ca caud udal al;; el pa parr y la potencia son regulables, variando la presión presión de aire suministrada [1]. Cual Cu alqu quie iera ra de es esto toss mo moto tore ress y ac actu tuad ador ores es ti tiene ene un unaa o va varia riass su supe perfic rficie iess mó móvi vile les, s, so so-bree la br lass qu quee actúa actúa la fu fuerz erzaa de pr pres esió ión n pr prod oduc ucid idaa por el ai aire re com compri primi mido do.. Ex Exis iste ten n motomotoress con pi re pist ston ones es ax axia iale les, s, pi pist ston ones es ra radi dial ales es,, pa pale leta tass y en engr gran anes es.. Los mo moto tore ress ne neum umát átic icos os tienen tie nen cie cierta rta ven ventaj tajaa sob sobre re los hid hidráu ráulic licos: os: tra transfi nsfiere eren n cal calor or más más fác fácilm ilment entee por el fluj flujo o abierto de aire que escapa a la atmósfera; por esta razón trabajan mas fríos, aunque se empleen durante largo tiempo.
F . Algunos ejemplos de herramientas neumáticas: llave de impacto, pulidora y desarmador.
.................................................................................... 2.1. Motores de paletas deslizables .................................................................................... Los motores de paletas desarrollan un par torsor sobre su eje, cuya magnitud depende del desbalance de presión que actúa sobre la superficie de las paletas. Las paletas se introducen introd ucen en las ranuras del rotor, rotor, el cual está montado excéntricamente excéntricamente dentro de la carcasa cilíndrica (figuras (figuras 73 y 76). Esta excentricidad excentricidad genera un volume volumen n creciente entre cada pareja de paletas, a lo largo de medio giro, lo cual permite aspirar el aire comprimido. comprimi do. En el siguiente siguiente medio giro el volumen volumen decrece, decrece, lo cual desaloja desaloja el aire aire hacia la atmósf atmósfera. era. El número de palet paletas as generalmente generalmente es de tres a diez, aunque aunque puede serr ma se mayo yorr co con n el pr prop opós ósit ito o de in incr crem emen enta tarr su pa parr de ar arra ranq nque ue (v (ver er el rec ecua uadr dro o en la pá pá-gina 150). La oferta de motores de palet paletas as con difer diferentes entes desplazamient desplazamientos os es muy amplia y pueden desarrollar de 20 [ W ] hasta 20 [kW ] de potencia. Su velocidad angular en vacío es muy elevada; no es extraño que el rotor con las paletas gire, sin carga, entre 3000 y 80000 [rpm].Lohabitualesquecuentenconunareduccióndeengranesacopladaensu
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C
Actuadores rotatorios y motores fluidos
Paleta
Rotor
Cubierta del rodamiento
Carcasa del rotor
Cubierta del rodamiento
F . Construcción de un motor de paletas, con el rotor excéntrico dentro de la carcasa.
eje. Mediante la transmisión de engranes se reduce de 3 a 1000 veces la velocidad en el eje de salida y se multiplica en igual proporción el par torsor tor sor desarrollado (el resultado para M 0 de la ecuación (4.1)).
F . Motor neumático de paletas con con reducción de engranes planetarios, marca Modec [2]. Desarrolla 850 [ W ] de potencia máxima, con un peso aproximado de 2 [kg].
Escomúnquelosmotorespequeñostenganunareduccióndeengranesplanetarios ya incluida en su cuerpo (ver el recuadro en la página 149). Aún así, se trata de objetos muy ligeros y con tamaño reducido; en la figura 77 se muestra un motor típico con reducción de engranes planetarios que desarrolla más de 1 [ hp] de potencia (1 [ hp] ≈ 746 [ W ]). Los motores más grandes se acoplan con reducciones externas de engranes helicoidales o de corona helicoidal y tonillo sinfín (figura 78). Los motores de paletas proporcionan una marcha suave, continua y sin vibraciones. Son ligeros y compactos, no se dañan con sobrecargas y se les puede someter a innumerables órdenes de marcha y paro. No los afecta el calor ni las atmósferas húmedas o corrosivas. Habitualmente requieren aire comprimido a 20 ◦ C, filtrado con un elementocuyodiámetronominaldeporosea40 [µm] o men menor or.. No re requi quiere ere lub lubrica ricació ción n si su fu func ncio iona nami mien ento to es in inte termi rmite tent ntee (t (tie iempo mpo de se servi rvici cio o ≤ 70 70%). %). Pa Para ra fun funcion cionami amient ento o continuo se recomienda alimentar aceite mediante el lubricador de la unidad de mantenimiento.
170
C
Actuadores rotatorios y motores fluidos
c ) Carga inercial. El actuador debe vencer la inercia de la carga para acelerarla angu-
larmente. El par inercial está definido por la igualdad: ˙ = I M i = I ω
2∆α θ 2
(4.10)
donde M i = par inercial, [Nm] I = momento de inercia, [kg·m2 ] ˙ = aceleración angular, [rad/s2 ] ω ∆α = desplazamiento angular, [rad] θ = tiempo, [s]
˙ ω ω˙
El eje del actuador está en posición vertical, hacia arriba o hacia abajo
El centro de rotación y el centro de masa de la carga son concéntricos
F . Carga inercial.
El par neto aplicado por el actuador es: M neto = ( f e r )M r + M e + ( f e i )M i
(4.11)
donde f e r = factor de exceso de la carga resistente;1,5 ≤ f e r ≤ 2,5y f e i = factor de exceso de la carga inercial;2,5 ≤ f e i ≤ 5,0. Estos factores de exceso toman en cuenta el posible incremento de la fuerza de fricción, por el desgaste progresivo del sistema, y el crecimiento de la aceleración angular si se llega a disminuir el tiempo para efectuar el desplazamiento angular. En la tabla 4.1 se proporcionan los momentos de inercia para diferentes cargas acopladas al eje de un actuador rotatorio.
S
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Actuadores y motores neumáticos
T .. Momentos de inercia de algunas cargas típicas.
d
w
I =
Disco delgado:
Esfera sólida:
Carga puntual: w 2 d g
I =
2 w 2 r 5 g
I =
c
b
b
w r 2 g 4
a a
m 2
m 1
Placa rectangular
Placa rectangular
delgada, centrada:
delgada, descentrada:
w a 2 + b 2 I = 12 g
w 1 4a 2 + c 2 w 2 4b 2 + c 2 I = + 12 12 g g
Disco horizontal: I =
w r 2 g 2
Continúa
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Actuadores rotatorios y motores fluidos
a b L m 2
a m 1
Placa rectangular delgada vertical, centrada: I =
Varilla esbelta centrada:
w a 2 g 12
I =
w L 2 g 12
Varilla esbelta, descentrada: I =
w 1 a 2 w 2 b 2 + g 3 g 3
Número de dientes = a
L
Número de dientes = b
de
Eje centroidal de la carga y eje de rotación no son concéntricos: I = I 0 + m L 2 I 0 = momento de inercia centroidal de la carga
Transmisión de engranes: I a =
a b
2
I b
I b = momento de inercia de
la carga acoplada al eje b
eeeeeeeeeee
S
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Actuadores y motores neumáticos
EJEMPLO 28 Un actuador rotatorio debe desplazar la carga inercial que se muestra en la figura, recorriendo en 0,5 [s] la carrera angular de 180 ◦ (π [rad]). Determine el par necesario para desplazar la carga y la energía cinética que le comunicará el actuador.
2,0 [kg] 4,0 [kg]
La carga del actuador es exclusivamente inercial. El momento de inercia total es la suma de los momentos de inercia de las diferentes cargas. En este caso se trata de una placa rectangular y un cilindro, ambos descentrados respecto al eje de rotación del eje del actuador. Para una placa que gira centrada se tiene: w 1 a 2 + b 2 a 2 + b 2 I 01 = = m 1 g 12 12 I 01 = 4,0 [kg]
(0,150 [m])2 + (0,050 [m])2
12
I 01 = 8,333 · 10−3 [kg · m2 ]
y como la placa gira descentrada: I 1 = I 01 + m 1 L 2 = 8,333 · 10−3 [kg · m2 ] + 4,0 [kg](0,05 [m]2 ) = 1,8333 · 10−2 [kg · m2 ]
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Actuadores rotatorios y motores fluidos
Para un cilindro que gira sobre su eje se tiene: I 02 =
w 2 r 2 g 2
= m 2
r 2
2
= 2,0 [kg]
(0,025 [m])2
2
= 6,25 · 10−4 [kg · m2 ]
y como el cilindro gira descentrado: I 2 = I 02 + m 2 L 2 = 6,25 · 10−4 [kg · m2 ] + 2,0 [kg](0,10 [m]2 ) = 2,0625 · 10−2 [kg · m2 ]
entonces el momento de inercia total es: I t = I 1 + I 2 = 1,8333 · 10−2 [kg · m2 ] + 2,0625 · 10−2 [kg · m2 ] = 3,8958 · 10−2 [kg · m2 ]
y el par inercial es: M i = I t
2∆α θ 2
= 3,8958 · 10−2 [kg · m2 ]
2(π [rad]) = 0,979 [Nm] (0,5 [s])2
Con un factor de exceso f e i = 3,5 se tiene: M neto = 3,5(0,979 [Nm]) = 3,427 [Nm]; y la energía cinética comunicada a la carga es: 1 1 E c = I t ω2 = I t 2 2
∆α
θ
2
1 π [rad] = 3,8958 · 10−2 [kg · m2 ] 2 0,5 [s]
2
= 0,769 [J]
Los actuadores rotatorios y los motores hidráulicos reciben el caudal presurizado que ha sido desplazado por la bomba del sistema de potencia. Unos y otros reciben potencia fluida y la convierten en potencia mecánica, manifestada como un eje que gira —continuaointermitentemente—paratransmitirunpartorsorsobrelacargaydesplazarla con cierta velocidad angular. El desplazamiento del motor o del actuador rotatorio —el volumen interior que se puede inundar con el líquido presurizado— establece la dimensión básica de cualquiera de estos actuadores. Al igual que sus equivalentes neumáticos, los motores y actuadores hidráulicos funcionan con base en un desbalance de fuerzas de presión, que da por resultado la rotación de su eje. Todos ellos son dispositivos de desplazamiento positivo. Es decir, el desbalance de fuerzas que da por resultado el giro de su eje se genera mediante la acción de las fuerzas de presión sobre una superficie móvil. Esta superficie móvil puede tener diversas formas —el diente de un engrane, una paleta o la cara plana de un piston— en función del diseño del motor o actuador. Además, mientras reciban un caudal invariable de fluido,
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Actuadores y motores hidráulicos
la velocidad angular de su eje permanecerá relativamente constante, de forma prácticamente independiente de la presión.
.................................................................................... 3.1. Motores hidráulicos con desplazamiento invariable .................................................................................... La velocidad ideal de un motor, o de un actuador rotatorio, depende delcaudal recibido, ˙ , y del desplazamiento del motor, ∆ Vol: Q n [ rpm] =
˙ [lpm] Q ∆ Vol [L/rev ]
(4.12)
(4.13)
y expresado en unidades del Sistema Internacional: ˙ [ m3 /s] 2πQ ω [rad/s] = ∆ Vol [m3 ]
Entonces, en condiciones ideales, la velocidad angular de un motor o actuador rotatorio, cuyo desplazamiento es invariable, permanece constante mientras no se modifique el caudal que se le suministra. Al igual que todos los actuadores lineales, o los motores y actuadores rotatorios neumáticos, la velocidad de los motores y actuadores hidráulicos se establece regulando el caudal. Pero al igual que lo sucedido con las bombas (ver la sección 1.1.2 del capítulo 2), los motores y actuadores rotatorios tienen cierta eficiencia volumétrica η Vol. Parte del caudal que ingresa por el puerto de admisión del motor, o del actuador, no logra actuar sobre su grupo rotatorio, sino que se fuga a través de los intersticios entre las superficies móviles. Por consiguiente, estas fugas afectan tanto a la velocidad angular desarrollada, como a la potencia mecánica suministrada por el motor o actuador. La eficiencia volumétrica compara el caudal ideal, que el motor necesita para desarrollar su velocidad angular, con el caudal verdadero que se envió hacia el motor desde la válvula de control direccional. La comparación es un cociente adimensional que se expresa como un porcentaje: caudal ideal demandado [m3 /s] η Vol = · 100 caudal real demandado [m3 /s]
(4.14)
Conforme se incrementa la presión en el motor o actuador, y con ello el par torsor desarrollado, se fuga algo más de caudal a través de las superficies deslizantes y η Vol disminuye. Como resultado la velocidad verdadera del eje del motor disminuye ligeramente por abajo de la velocidad teórica. De modo semejante a las bombas hidráulicas, los motores y actuadores rotatorios también tienen una eficiencia energética, ηe . Esta eficiencia se define como el cociente
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Actuadores rotatorios y motores fluidos
de la potencia mecánica, desarrollada en el eje del motor, entre la potencia hidráulica suministrada por el sistema: ηe (%) =
Potencia mecánica desarrollada · 100 M [Nm] · ω [rad/s] · 100 = ˙ ideal [m3 /s] · ∆P [Pa] Potencia hidráulica suministrada Q
(4.15)
donde M es el par torsor desarrollado en el eje, ω es la velocidad angular del motor, ˙ ideal es el caudal ∆p es la diferencia de presión aplicada sobre el motor o actuador y Q ideal para que el motor desarrolle su velocidad. La eficiencia total de un motor es el producto de su eficiencia volumétrica por su eficiencia energética: η t = η Vol · ηe (ver [25] y el ejemplo 29 en este capítulo).
.................................................................................... 3.2. Motores hidráulicos de engranes, paletas y pistones .................................................................................... Los motores hidráulicos se diseñan en forma muy semejante a las bombas de desplazamiento positivo, con las cuales comparten muchos de sus componentes. De hecho, la reversibilidad de estas máquinas permite que casi toda bomba se pueda emplear para que funcione como motor, y viceversa. Entonces, no debe extrañar que —al igual que las bombas hidráulicas— las geometrías más comunes sean los motores de engranes, paletas y pistones (tanto radiales como axiales).
3.2.1. Motores de engranes externos Consisten en una carcasa con puertos de entrada y salida y un grupo rotatorio formado por dos engranes. Uno de los engranes, el impulsor, se encuentra acoplado al eje de salida conectado con la carga; el otro engrane es el impulsado. La presión hidráulica, aplicada sobre los dientes de los engranes, produce el par torsor que desplaza angularmente al eje del motor (ver la figura 100). El caudal es transportado desde el puerto de admisión hasta el puerto de descarga, viajando tangencialmente en los espacios entre cada pareja de dientes contiguos. Los engranes se desacoplan justo frente al puerto de entrada, lo cual genera un volumen creciente que admite el caudal que ingresa. Pero todos los dientes sujetos a la presión del líquido se encuentran balanceados hidráulicamente (cada diente tiene dos caras idénticas que reciben fuerzas opuestas). En ambos engranes sólo existen tres dientes, en todo momento, que se encuentran desbalanceados; dos de ellos favorecen el giro de los engranes y el tercero se opone (el diente que está a punto de desacoplarse del contacto con el otro engrane). La resultante es una sola fuerza desbalanceada que produceelpartorsoreimpulsaelgiro[4], [26].Mientrasmayorseaeldientedelengrane o la presión aplicada, mayor será la magnitud del par torsor producido.
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Actuadores y motores hidráulicos
Puerto de entrada
Presión de la bomba
1 a favor 1
1
2
Engrane con el eje de salida
Engrane impulsado
2 en contra
Presión del sistema
Puerto de descarga
F . Motor hidráulico de engranes externos.
Los motores de engranes externos se eligen cuando la carga se debe desplazar con velocidades relativamente altas, pero con pares de arranque bajos. Habitualmente operan en el intervalo de 1000 a 2500 [rpm], pero se pueden combinar con reducciones de engranes para desarrollar velocidades menores. Por lo general, su aplicación está limitadaapotenciasnomayoresa10 [kW ]. Los motores antiguos tienen eficiencia bajas pero, con las tecnologías actuales de maquinado, la eficiencia volumétrica de los motores de engranes modernos ha llegado hasta 95% y su eficiencia global suele superar 90%. En la figura 101 se muestran cuatro motores de engranes con diferentes desplazamientos, de la marca italiana Casappa. Son bidireccionales, tienen cuerpos de hierro colado y soportan una presión máxima de 33 [MPa] (4785 [psi]) [27]. Se construyen con desplazamientos que van desde 5 hasta 150 [cm3 /rev ] y desarrollan una velocidad máxima de 4000 [rpm]. Además de las diferentes opciones para su montaje, pueden incluir una válvula de alivio incorporada con los puertos de admisión.
F . 101 Motores hidráulicos de engranes externos, de la marca Casappa.
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Actuadores y motores hidráulicos
Enefecto,laeficienciatotaldelmotores ηtotal = η Vol · ηe = 0,926 · 0,898 = 0,832. En lascurvascaracterísticasdelmotor,enlafigura106,sepuedeleerconunabuena aproximaciónestemismoresultado,cuandoelmotoraplicaelpar M = 315 [Nm] y gira con la velocidad n = 375 [rpm]. En la sección 5.1 de la referencia [32] se puede consultar una exposición minuciosa sobre las eficiencias de los motores hidráulicos.
EJEMPLO 30 Un motor hidráulico con desplazamiento de 300 [cm3 ] giraa200 [rpm], mientras seleaplicaunadiferenciadepresión ∆p = 20 [MPa].Sueficienciavolumétricaes η Vol = 0,90; la energética es ηe = 0,95. ¿Cuánto caudal consume el motor? ¿Cuál es el par verdadero transmitido por su eje? ¿Qué potencia real desarrolla? ¿Qué potencia hidráulica se alimenta al motor? El consumo de caudal ideal es: ˙ ideal = ∆ Vol · n = 300 [cm3 /rev ] · 200 [rpm] = 6 · 104 [cm3 /min] = 60 [lpm], Q y como η Vol = 0,90 se despeja ˙ ideal 60 Q ˙ = Q real = [lpm] = 66,67 [lpm] = 1,111 · 10−3 [m3 /s] η Vol 0,9 El par torsor ideal desarrollado por el motor es: Vol∆p 3 · 10−4 [m3 ](20 · 106 [Pa]) M ideal = = = 954,9 [Nm] 2π 2π La eficiencia energética es el cociente ηe =
˙ M · ω ˙ ideal · ∆p Q
˙ ideal = ∆ Vol · n = ∆ Vol · Q
, y como
˙ ω , 2π
se tiene ηe =
˙ )2π (M real · ω ˙ )∆p (∆ Vol · ω
=
M real 2π M real . = ∆ Vol · ∆p M ideal
Al despejar se obtiene el resultado: M real = ηe · M ideal = 0,95 · 945,9 [Nm] = 907,2 [Nm]
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Actuadores rotatorios y motores fluidos
La velocidad del motor es 200 [rpm] = 39,27 [rad/s] y la potencia real: ˙real = M real · ω˙ = 907,2 [Nm] · 20,94 [rad/s] = 19 000 [ W ] W Por último, la potencia hidráulica suministrada al motor es ˙ real cot ∆p = 1,111 · 10−3 [m3 /s](20 · 106 ) [Pa] = 22 222 [ W ] ˙hidr = Q W que también se obtiene con: ˙real W 19 000 ˙ ˙ W hidr = W ideal = = = 22 222 [ W ] η Vol · ηe 0,90(0,95) Al igual que con los motores neumáticos se construyen motores hidráulicos de pistones, tanto radiales, como axiales. En la sección 2.2.2 de este capítulo se explicó el funcionamiento de los motores de pistones radiales para trabajo pesado. Ahora nos concentraremos en los motores de pistones axiales, de los cuales existen varios modelos, tanto con desplazamiento fijo, como con desplazamiento variable.
3.2.4. Motores con pistones axiales El eje de salida del motor se impulsa con el movimiento alternativo de los pistones. El caudal presurizado ingresa al motor y actúa sobre la cara plana de los pistones, contenidos en el barril o bloque de cilindros. En el diseño en línea (ver la figura 109), el eje del motor y el bloque de cilindros están alineados sobre el mismo eje; también hay motores con eje inclinado. La fuerza de presión aplicada sobre cada pistón comprime las zapatas sobre un disco “nutante” inclinado.
1
Inmóvil óvil Inm
2
3
4
5
6
Inmóvil óvil Inm
1. Placa v álvula 2. Barril con nueve cilindros 3. Guí a esf érica 4. Placa retenedora 5. Pistones con zapatas articuladas 6. Disco nutante 7. Eje de salida del motor
F . Ensamble de un motor con pistones axiales en línea.
7
S
189
Actuadores y motores hidráulicos
F
t
F presi
ón
p alta
F n
F . Componentes de fuerza normal y tangencial sobre el disco nutante.
El contacto de cada zapata sobre el disco transmite una fuerza con una componente tangencial (ver la figura 110), la cual aplica un momento y desplaza angularmente al bloque de cilindros que está acoplado al eje del motor [ 30], [ 33]. La magnitud del par desarrollado está en función del área transversal de los pistones y del ángulo de inclinación de la placa oscilante. La placa que funciona como válvula permanece inmóvil en la carcasa del motor. El barril con los cilindros y los pistones gira, deslizándose sobre la placa válvula. Cada cilindro coincide sucesivamente con los puertos de admisión de caudal, con lo que se produce la extensión de los pistones. En el siguiente medio giro, después de que el pistón alcanza su extensión máxima, la abertura de cada cilindro coincide con los puertos de la descarga, produciéndose el retroceso del pistón correspondiente. Frecuentemente estos motores tienen nueve pistones, con una placa nutante inclinada 15◦ y su giro es reversible. En la figura 111 se muestran las piezas internas que los componen. El ángulo de inclinación del disco nutante también determina cuánto se extienden los pistones, y por consiguiente a cuánto asciende el desplazamiento del motor. Si la inclinación del disco es invariable el desplazamiento del motor siempre será el mismo, pues cada pistón se extiende y se retrae la misma distancia en cada revolución. Pero si la inclinación del disco se puede modificar entonces el desplazamiento del motor se puede variar según convenga. En los modelos con desplazamiento variable el disco nutante está montado sobre un yugo oscilante que modifica su inclinación (ver la figura 112).
Ejercicios propuestos
195
construyen con diseño de simple efecto (figura 116), con retorno por resorte. Su aplicación más frecuente es la apertura y cierre de grandes válvulas para el control de fluidos.
1. Un motor neumático de paletas, cuyas curvas características se muestran en la pá-
gina 109, opera con una diferencia de presión ∆p = 600 [kPa] y gira a 2000 [ rpm]. ¿Qué par y qué potencia verdaderos desarrolla el motor? Estime el desplazamiento del motor y el caudal consumido en condiciones de aire libre ( P atm = 80 [kPa]). 2. Se empleará un motor neumático cuyas curvas características se muestran en la fi-
gura 79, para tres diferentes reducciones de engranes planetarios. El motor recibirá una diferencia de presión ∆p = 600 [kPa], para que gire a 1000 [rpm] y desarrolle un par de 8,5 [Nm]. ¿Es posible obtener este par? ¿Qué potencia desarrollaría el motor? ¿Qué par desarrollaría el motor si ∆p se reduce a 400 [kPa], con la misma velocidad angular y la misma reducción de engranes? 3. Un motor neumático de pistones radiales, cuyas curvas características se muestran
en la figura 84, se pone en marcha con una diferencia de presión ∆p = 800 [kPa]. El motor desarrolla 120 [ W ] de potencia. ¿Cuáles pueden ser las velocidades y los pares torsores desarrollados en el eje del motor? 4. Un motor con cinco pistones radiales, cuyas curvas características se muestran en
la figura 86, se pone en marcha con una diferencia de presión ∆p = 700 [kPa]. El motor desarrolla 240 [ Nm] de par en su eje. ¿A qué velocidad gira? ¿Qué potencia desarrolla? 5. Un actuador debe desplazar un disco delgado, en posición vertical, a lo largo de 120◦
en 0,8 [s]. La masa del disco es 5,2 [kg] y su diámetro 0,22 [m]. Determine el par necesario para desplazarlo y la energía cinética que le comunicará el actuador. 6. Una varilla esbelta centrada, con longitud L = 0,16 [m] y masa de 3,4 [kg] debe girar
45◦ en0,6 [s]. Determine el par necesario para desplazar la carga y la energía cinética que le comunicará el actuador. 7. ¿Cuánto es el par torsor ideal desarrollado por un motor hidráulico, si su desplaza-
miento es ∆ Vol = 10 [cm3 ] y recibe una diferencia de presión ∆p = 14 [MPa]? 8. ¿Cuál es la velocidad ideal de un motor hidráulico cuyo desplazamiento es ∆ Vol =
34 [cm3 ] cuando recibe un caudal de 28 [lpm]? ¿Cuál es la velocidad real si su eficiencia volumétrica es η Vol = 0,87? 9. Un motor hidráulico tiene un desplazamiento ∆ Vol = 22 [cm3 ], gira a 3400 [ rpm] y su eficiencia volumétrica es η Vol = 0,92. ¿Cuánto caudal le demanda al sistema de
potencia hidráulico?
196
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Actuadores rotatorios y motores fluidos
10. El eje de un motor hidráulico transmite un par de 50 [Nm], mientras gira a 1200 [rpm], consume un caudal real de 28 [lpm] y recibe una diferencia de presión ∆p = 17 [MPa]. Su eficiencia volumétrica es η Vol = 0,91. ¿Cuál es su eficiencia energética?
¿Y su eficiencia total? 11. Obtenga la eficiencia volumétrica de un motor hidráulico con un desplazamiento 3 ],quegiraa2400
∆ Vol = 10 [cm
[rpm] y recibe 25 [lpm] de aceite. Su eficiencia ener-
gética es ηe = 0,93, ¿cuánto es su eficiencia total? 12. ¿Cuál es el par ideal que desarrolla un motor hidráulico con un desplazamiento 3 ] si recibe una diferencia de
∆ Vol = 75 [cm
presión ∆p = 16 [MPa]?
13. ¿Qué diferencia de presión debe recibir un motor hidráulico para entregar un par torsor ideal M = 72 [Nm], si su desplazamiento es ∆ Vol = 60 [cm3 /rev ]? 14. Un motor hidráulico de engranes externos, cuyas curvas características se muestran
en la figura 102, se pone en marcha con una diferencia de presión ∆p = 16 [MPa]. El motor gira a 1600 [ rpm]. ¿Qué par transmite su eje? ¿Cuánto caudal ingresa al motor? ¿Qué potencia real desarrolla? Su desplazamiento es 16 [ cm3 /rev ]. ¿Cuál es su eficiencia volumétrica? ¿Cuál es su eficiencia energética y su eficiencia total? Consultar el ejercicio 29. 15. Unmotorhidráulicocondesplazamientode120 [cm3 ] giraa400 [rpm],conunadiferencia de presión ∆p = 18 [MPa].Sueficienciavolumétricaesη Vol = 0,90ysueficiencia total es ηt = 0,837. ¿Cuánto caudal consume el motor? ¿Cuál es el par verdadero
transmitido por su eje? ¿Qué potencia real desarrolla? ¿Qué potencia hidráulica se alimenta al motor? 16. Un motor hidráulico de pistones axiales y desplazamiento invariable, cuyas curvas
características se muestran en la figura 113, se pone en marcha con una diferencia de presión ∆p = 20 [MPa]. El motor gira a 1500 [rpm]. ¿Qué par transmite su eje? ¿Qué potencia real desarrolla? ¿Cuál es su eficiencia volumétrica? ¿Cuál es su eficiencia energética y su eficiencia total? ¿Cuánto es el consumo verdadero de caudal? Su desplazamiento es 18 [cm3 /rev ].
[1] Gast Manufacturing Inc. Air Motors Handbook . Benton Harbor, MI, USA, 1986. [2] Modec moteur pneumatique. De 120 à 3000 W. La puissance sur mesure à votre
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Referencias
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198 [29]
C
Actuadores rotatorios y motores fluidos
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5
Válvulas de control direccional
1. Funcionamiento de las válvulas de control direccional 1. 1.1. Válvulas neumáticas con conmutador deslizante 1. 1.2. Formas de actuación de las válvulas de control direccional 1. 1.3. Válvulas de dos o tres vías, dos posiciones 1. 1.1. 1.3.1. Posición normal de las válvulas 2/2 y 3/2 1. 1.1. 1.3.2. Aplicaciones de las válvulas 3/2 1. 1.4. Válvula de cuatro vías dos posiciones 1. 1.5. Válvula de cinco vías dos posiciones 1. 1.6. Notación para los puertos de una válvula de control direccional hidráulica 2. Válvulas de control direccional actuadas por solenoide 1. 2.1. Actuación por solenoide de acción directa 1. 2.2. Válvulas actuadas por piloto, controladas por solenoide 1. 1.1. 2.2.1. Construcción de las válvulas hidráulicas actuadas por solenoide 3. Posición central de las válvulas hidráulicas de control direccional 1. 3.1. Conmutador con condición central abierta (centro “H”) 1. 3.2. Conmutador con condición central cerrada 1. 3.3. Conmutador con condición central tándem 1. 3.4. Conmutador con condición central flotante (centro “4”) 4. Capacidad de las válvulas de control direccional 1. 4.1. Coeficiente de capacidad de caudal para válvulas hidráulicas 1. 4.2. Coeficiente de capacidad de caudal para válvulas neumáticas
E E
n la sección 3.2 del capítulo 1 se discutió la conformación del subsistema de control de cualquier sistema de potencia fluida, diseñado para efectuar una tarea útil mediante la aplicación de trabajo con cierto ritmo en el tiempo. Para regular el desempeño de un sistema fluido se deben gobernar —en todo momento— tres variables del sistema: la presión del fluido, el caudal desplazado y la dirección del flujo fluido (tabla 5.1). Las válvulas de control direccional permiten elegir el camino a través del cual avanza la potencia fluida y, por consiguiente, si el fluido de trabajo entra o sale del cilindro de un actuador. Así es como se determina si un actuador lineal se extiende o se retrae, o si uno rotatorio gira en el sentido horario o antihorario. Cuando la válvula de control 199
200
C
Válvulas de control direccional
T .. Control de las variables de funcionamiento del sistema de potencia fluida.
Variable V ariable del sistema
Consecuencia en el actuador
Dispositivo de control
Pres Pr esió ión n de dell flui fluido do
Fuerz Fu erzaa o par to tors rsor or de desa sarr rrol olla lado do
Válv álvul ulaa re regu gula lado dora ra de pr pres esió ión n
Cau aud dal despl plaazad ado o
Velocidad de la car argga
Vál álvvula para regulación de caudal
Dire Di recc cció ión n de dell fluj flujo o
Sent Se ntido ido de ej ejec ecuc ució ión n de dell tr traba abajo jo
Vál álvu vula la de co contr ntrol ol dir direc ecci cion onal al
direcc dire ccio iona nall ad adopt optaa ci ciert ertaa po posi sició ción n de tr trab abaj ajo o, da por re resu sult ltad ado o qu quee la po pote tenc ncia ia flu fluid idaa se conduzca por una ruta determinada o que se detenga su paso.
En la sección 3.4 del capítulo 1 se advirtió advir tió que en este texto se emplean símbolos gráficos y diagramas simbólicos, para mostrar la construcción y funcionamiento de los sistema te mass de po pote tenc ncia ia flu fluid ida. a. El us uso o de es esto toss sí símb mbol olos os se co corr rres espo pond ndee co con n la lass in indi dica caci cion ones es contenidas en dos normas ISO: •
•
ISO 121 1219-1 9-1:20 :2006 06 Fl Fluid uid po power wer sys systems tems and comp compone onents nts-Gr -Graph aphic ic sym symbol bolss and cir cir-cuit diagra diagrams-P ms-Part art 1: Graphi Graphicc symbols symbols for conven conventional tional use and and data-p data-proces rocessing sing applications [1]. ISO 121 1219-2 9-2:19 :1995 95 Fl Fluid uid po power wer sys systems tems and comp compone onents nts-Gr -Graph aphic ic sym symbol bolss and cir cir-cuit diagrams-Part 2: Circuit diagrams [2].
En los siguientes párrafos se explicará la representación simbólica, la denominación y la notación empleada para trabajar con las válvulas de control direccional. Las explicaciones iniciales se harán con sistemas de potencia neumáticos. Posteriormente se pasará a los sistemas de potencia hidráulicos.
.................................................................................... 1.1. Válvulas Válvulas neumáticas con conmutador deslizante desl izante .................................................................................... Una válvula de contro controll direccional direccional tiene un cuerpo construido construido con acero al carbon carbono, o, aluminio, bronce o algún otro metal. El cuerpo de la válvula tiene varios orificios, a través de los cuales puede entrar o salir el flujo de líquido o de aire aire comprimido (figura 117). En el interior del cuerpo existe una pieza móvil, llamada conmutador de émbolos , quee pu qu pued edee de desl sliz izar arse se y to toma marr do doss o tr tres es po posi sici cion ones es de tr trab abaj ajo o di dife fere rent ntes es.. El con conmu muta tado dorr de la vá válv lvul ulaa se de desp spla laza za en fo form rmaa ma manu nual al,, o po porr la ap apli lica caci ción ón de un unaa fu fuer erza za de pr pres esió ión n fluida, de origen eléctrico o por el contacto mecánico de algún dispositivo.
S
Funcionamiento de las válvulas de control direccional
201
F . Diversos tipos de válvulas de control direccional neumáticas e hidráulicas.
La potencia fluida ingresa y sale del cuerpo de una válvula de control direccional a través de sus puertos o vías , que pueden ir de dos a cinco. En las figuras 118 y 119 se muestra la construcción de dos tipos de válvulas de control direccional, en este caso neumáticas. Ambas pueden adoptar dos posiciones de trabajo, pero la primera sólo tiene dos vías de acceso, mientras que la segunda tiene tres vías de acceso para la potencia fluida. En ambos casos también se muestr muestraa la representació representación n simból simbólica ica de las posiciones adoptadas por el conmutador de la válvula. En lo loss si sigu guie ient ntes es pá párr rraf afos os se ex expl plic icaa la de deno nomi mina nació ción, n, la co cons nstru trucci cción ón de lo loss sí símb mboolos para las válvulas de control direccional y la notación numérica de las vías o puer tos de las válvulas neumáticas. a ) Las válvulas de control direccional se denominan con base en dos números enteros, separados por una diagonal: n /m . La primera cifra, n , informa cuántas vías se
encuentran en el cuerpo de la válvula, para el acceso o salida de la potencia fluida. La se segu gund ndaa ci cifr fra, a, m , in info forma rma cuá cuánt ntas as op opcio cione ness de tr trab abaj ajo o pu puede ede ad adop opta tarr la vá válv lvul ula, a, con base en las posiciones de su conmutador. b ) Cada opción de trabajo de la válvula se representa representa gráficamente con un cuadrado, quee in qu incl cluy uyee ta tapo pone ness y fle flech chas as pa para ra mo most stra rarr el ca cami mino no qu quee to toma ma la po pote tenc ncia ia flu fluid idaa al
202
C
Válvulas de control direccional
Cons Co nstru trucc cció ión n de las vá válv lvula ulass de co cont ntro roll di dire recci ccion onal al
Las válvulas de control direccional pueden tener una apariencia exterior muy variada, con aditamentos externos de muchos tipos, pero siempre con un cuerpo metálico metálico.. En cuanto a su talla talla,, van desde objetos que caben en la palma de la mano hasta has ta pie piezas zas vol volumi uminos nosas as que pes pesan an vari varios os kil kilogr ograamos (fi (figu gura ra 11 117) 7).. Sin em emba barg rgo o, to toda dass el ella lass com compa parrten la misma función —controlar —controlar la alimen alimentación tación de la potencia fluida— y operan con los mismos principios: principi os: una pieza móvil toma difer diferentes entes posiciones de trabajo y con ello obstruye o libera pasa jes, para regular el avance del caudal presurizado. presurizado. Hay dos ca cate tego goría ríass di dife fere rent ntes es de vá válv lvul ulas as po porr su di di-seño: de vástago (poppet , en inglés) y las deslizantes. Las válvulas de vástago abren o cierran al retirar una esfera o un disco del asiento de la válvula. Las válvulas deslizantes tienen un conmutador que desliza (en forma rotatoria o lineal) dentro del cuer cu erpo po de la vá válv lvul ulaa y ob obst stru ruye ye o ha hace ce co coin inci cidi dirr lo loss orificios de comunicación entre los pasajes para el flujo.
Actuación
A
P
A
P → A B →T
Las válvulas de vástago tienen una construcción P sencilla y poco costosa, resisten la suciedad y tie- T Cerrada nen vi vida dass út útil iles es mu muyy pr prol olon onga gada dass. Un re reso sorte rte op opririP →B melaesferaoeldiscocontraelasientodelaválvula A →T B (generalmente formado con un material elástico). Al actuar el émbolo de la válvula se obliga a la esfera fe ra o el di disc sco o a ret etir irar arse se de dell as asie ient nto o, co comu muni nica cand ndo o la alimentación de presión P con la vía de acceso al actuador A (ver la figura a la derecha). El movimiento del vástago suele ser corto y rápido, pero abre un pasaje con sección transversal muy amplia. En ocasiones, para evitar la necesidad de ap apli lica carr gr gran andes des fu fuerz erzas as du dura rant ntee la ac actu tuac ació ión n mec mecán ánic icaa de la vá válv lvul ula, a, a la lass vá vállvulas de vástago se les suministra una señal piloto interna (figura 141 y sección 2.2 de este capítulo). Las válvulas deslizantes rotatorias tienen un disco con varios pasajes, que gira dentro del cuerpo de la válvula por la acción de una palanca (ver la figura más arriba). Cuando la palanca está en la posición central, el paso del caudal está
S
203
Funcionamiento de las válvulas de control direccional
bloqueado. Las otras dos posiciones angulares de la palanca hacen coincidir los pasajes del disco con los pasajes de la base, estableciendo las diferentes comunicaciones para dirigir el caudal presurizado. Las válvulas más abundantes y diversificadas son las válvulas deslizantes lineales. En el interior del cuerpo de la válvula se mueve un conmutador con varios émbolos paralelos (figuras 149 y 150), que desliza dentro de una cavidad cilíndrica. El conmutador cambia de una a otra posición cuando se aplica una fuerza para desplazarlo, lo cual abre u obstruye la comunicación entre los pasajes de la válvula. Existen tres construcciones diferentes para las válvulas deslizantes lineales, en función de cómo se efectúa el sello entre el conmutador y la cavidad cilíndrica que lo contiene: a ) Enlas válvulas con conmutador empacado s e colocan sellos elásticos (de hu-
le vulcanizado o algún material artificial) alrededor de los émbolos del conmutador; el conmutador con todos sus sellos se mueve dentro de la cavidad cilíndrica lisa. b ) Enlasválvulascon cavidad empacada lossellospermanecen inmóviles, pues están alojados en el túnel cilíndrico del cuerpo de la válvula y separan a los diferentes puertos. c ) Por último, las válvulas con conmutador rectificado carecen de sellos elásticos. Como hay contacto metal-metal entre el conmutador y la cavidad cilíndrica, ambas piezas deben estar rectificadas y acopladas con un ajuste muy preciso.
2
2
2
2 Válvula abierta
Válvula abierta
1
1
1
Válvula cerrada
F . Válvula que puede adoptar dos posiciones de trabajo y tiene 2 vías.
3
1
3
Válvula cerrada
F . Válvula que puede adoptar dos posiciones de trabajo y tiene 3 vías.
204
C
Válvulas de control direccional
transitar —o no— de una a otra vía (y por consiguiente, entrar o salir de la válvula). En el símbolo gráfico se colocan tantos cuadrados como opciones posibles puede tomar la válvula. Los cuadrados se colocan en horizontal uno al lado del otro. c ) Las vías de acceso y salida de la potencia fluida se identifican con números enteros positivos. Los números impares identifican las vías que se conectan con las fuentes de presión: 1 paralaconexiónconlalíneadeabastecimiento,3 paralaconexióncon el recipiente hacia el cual se descarga el fluido después de efectuar trabajo (normalmente la atmósfera), 5, 7 etc., si existen más fuentes de presión. Los números pares identifican las vías que se conectan con los puertos del actuador: 2 para la conexión hacia la tapa, 4 para la conexión hacia la cabeza (o a los puertos izquierdo y derecho de un actuador rotatorio o un motor). Enelcasodelasválvulas2 /2 y 3/2 se puede construir un diagrama que atestigua su estado de funcionamiento. Se trata de un diagrama con información digital, pues estas válvulas sólo pueden tomar uno u otro estado. El número 1 designa el paso libre del caudal presurizado a través del cuerpo de la válvula; el número 0 denota la condición bloqueada (figura 120). 1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
1
V álvula 1.1
0
Tiempo
F . Diagrama de estado de una válvula 2/2 o 3/2.
El diagrama de la figura 120 sólo tiene sentido para las válvulas de control direccional con tres o menos vías. Para las válvulas de cuatro o más vías, el caudal presurizado siempre puede fluir a través de la válvula, en uno u otro trayecto. Es decir, la válvula nunca cierra. 4 2 La figura 121, por ejemplo, muestra una válvula con cinco vías y dos opciones de trabajo (dos posiciones posibles del conmutador). La válvula tiene unaalimentacióndepresióndesdelalíneadeabas5 1 3 tecimiento —puerto 1 — y dos comunicaciones in F . Símbolo gráfico de dependientes hacia la atmósfera —puertos 3 y 5—. una válvula de control direccional 5 /2. El puerto 2 se conecta con la tapa del actuador y el 4 con la cabeza. En la posición derecha de la válvula la potencia fluye de 1 hacia 2 ; en la posición izquierda la potencia fluye de 1 hacia 4.
S
205
Funcionamiento de las válvulas de control direccional
A la izquierda y derecha del agrupamiento de los dos cuadrados están colocados dos símbolos más: indican los modos de actuación de la válvula. El de la izquierda indica que la válvula modifica su posición inicial debido a la acción de un rodillo actuado por el contacto mecánico; el de la derecha indica que el conmutador recupera su posición inicial mediante un resorte interno (cuando el rodillo ya no comunica fuerza alguna al conmutador).
.................................................................................... 1.2. Formas de actuación de las válvulas de control direccional .................................................................................... Las válvulas de control direccional pueden adoptar modos de funcionamiento diferentes, porque una pieza interna —su conmutador— se desplaza de una a otra posición bajo la acción de alguna fuerza externa. Tal fuerza puede tener un origen mecánico, eléctrico, hidráulico, neumático o humano. Cuando una válvula se conmuta bajo la acción de una fuerza muscular se dice que está actuada manualmente ; este es el caso de los botones pulsadores, pedales y palancas. Esto significa que el funcionamiento de la válvula está sujeta a la voluntad de un operario. En la parte superior izquierda de la figura 122 se muestra los símbolos gráficos que corresponden a estas formas de actuación. La actuación de las válvulas de control direccional puede originarse en una acción mecánica, producida mediante el contacto físico con un rodillo. Cuando el vástago se desplaza hasta cierta posición de la carrera del actuador, algún objeto hace contacto con el rodillo de una válvula y cambia de posición su conmutador. Cuando se suspende el contacto físico con el rodillo, un resorte retorna al conmutador de la válvula a su posición original. La electricidad se puede emplear para energizar la bobina de un solenoide (cuyo funcionamiento se explica minuciosamente en la sección 2 de este capítulo). De es-
Botón pulsador Palanca manual Actuación manual
Pedal
Rodillo
Piloto hidráulico Piloto neumático
Solenoide
Resorte
F . Símbolos para indicar la actuación de las válvulas de control direccional.
206
C
Válvulas de control direccional
ta forma se genera un campo magnético que retrae a una pieza metálica, conectada mediante un eslabón con el conmutador de la válvula. Así se consigue conmutar a la válvula de control direccional mediante una señal eléctrica remota. También es posible conmutar las válvulas de control direccional por medio de señales piloto (señales de presión fluida de intensidad moderada). En este caso, una señal presurizada —con muy baja potencia— incide sobre un diafragma o un émbolo adosado en el costado del cuerpo de la válvula. La presión que actúa sobre la superficie del diafragma o émbolo aplica la fuerza que conmuta a la válvula. Las señales pueden ser tanto hidráulicas como neumáticas.
.................................................................................... 1.3. Válvulas de dos o tres vías, dos posiciones .................................................................................... La válvula de control direccional más sencilla es la válvula 2/2. Su función consiste en establecer o suspender el suministro de potencia hacia un sistema o cierta rama del sistema de potencia. La acción de los interruptores eléctricos, que permiten encender o apagar las bombillas incandescentes, semeja la función de una válvula 2 /2. El interruptor general de navajas en la acometida eléctrica de una edificación también tiene una función semejante a la de una válvula 2 /2. El uso más común para una válvula 3 /2 consiste en controlar el movimiento de un actuador de simple efecto. No obstante, al combinar dos o más de estas válvulas es posible ejecutar tareas de control para otros tipos de actuadores, por ejemplo actuadores de doble efecto lineales y rotatorios.
1.3.1. Posición normal de las válvulas 2/2 y 3/2 Mediante un resorte se puede colocar al conmutador de una válvula 2 /2 o 3 /2 en una posición inicial decidida de antemano. Se dice entonces que la válvula tiene cierta posición normal . La colocación del resorte puede implicar, por ejemplo, que la válvula permita el paso del flujo presurizado en su condición por defecto; esta válvula se denomina como normalmente abierta . Por el contrario, si en su posición por defecto la válvula impide el paso del flujo, se le llama normalmente cerrada . Sielconmutadordelaválvulahaabandonadosuposiciónpordefecto(porlaacción de una fuerza externa), en el momento en que cesa la acción que la conmutó el resorte la obliga a recuperar su posición normal . Así sucede, por ejemplo, con el interruptor de un timbre eléctrico (una válvula 2 /2); cuando el usuario deja de oprimir el botón, el interruptor recupera su posición por defecto y no conduce la energía eléctrica. La figura 123 muestra un par de válvulas 2/2 con posiciones normales diferentes.
S
207
Funcionamiento de las válvulas de control direccional
2
2
1 V álvula 2/2, actuada por rodillo, con retorno por resorte,
1 V álvula 2/2, actuada por rodillo, con retorno por resorte,
n orm al me n t e abie rt a
n orm al me n t e ce rr ada
F . Válvulas 2/2 normalmente abierta y normalmente cerrada.
Las válvulas de tres vías dos posiciones también se clasifican como normalmente abiertas y normalmente cerradas , con base en la posición que adopta la válvula durante el reposo (ausencia de fuerza para conmutarla), debido a la presencia de un resorte. En la figura 124 se muestran ambas válvulas, en este caso actuadas por palanca. 2
2
1 3 V álvula 3/2, actuada por palanca, con retorno por resorte,
1 3 V álvula 3/2, actuada por palanca, con retorno por resorte,
n orm al me n t e abie r ta
n orm al me n t e ce rr ada
F . Válvulas 3/2 normalmente abierta y normalmente cerrada.
1.3.2. Aplicaciones de las válvulas 3/2 Basta con enclavar la palanca de actuación de una válvula 3 /2 normalmente cerrada y conmutarla a la posición abierta (conexión 1-2), para llevar el caudal de aire comprimido hacia la tapa de un actuador de simple efecto. Entonces el actuador lineal desarrollarásucarreradeextensión(figura125).Siacontinuacióndesenclavamoslapalancadela válvula,elresortedesuconmutadorladevolveráasuposiciónnormal.Asísesuspenderá la comunicación con la red de suministro de aire comprimido (puerto 1 bloqueado), y la cámara de la tapa del actuador se vaciará pues queda en contacto con la atmósfera (a través del puerto 3 de la válvula). A una válvula 3/2actuadapordobleseñalpilotoneumático,comolaquesemuestra enlafigura126,seladenomina biestable . Elnombresedebeaquelaválvulapuedepermanecer en cualquiera de sus dos posiciones, llevada por una señal piloto que la obligó a conmutar. Si la señal llega al piloto 12, la válvula permanecerá abierta (se comunica 1 con 2); cuando la señal llega al piloto 23 la válvula permanece cerrada (se comunica
208
C
Válvulas de control direccional
1.0
2
12
1
450 [kPa]
1 3 F . Válvula 3 /2, actuada por doble piloto neumático, biestable.
2
1.1
23
3
F . Control de un actuador lineal de simple efecto con una válvula 3 /2 normalmente cerrada.
2 con 3). Como carece de resorte, aquí no cabe la clasificación de normalmente abierta o normalmente cerrada. Nada la obliga a retornar a una posición normal.
1.0
1.1 12
2
1 Orden de 1.2 marcha
450 [kPa]
3 1.3
2
1
23
3
Orden de paro
2
1
3
F . Control de un actuador de simple efecto con dos válvulas 3 /2 normalmente cerradas y una 3 /2 biestable.
S
209
Funcionamiento de las válvulas de control direccional
En el circuito de la figura 127 se ordena la extensión y retroceso de un actuador lineal de simple efecto, mediante una válvula biestable 3 /2. El actuador puede permanecer indefinidamente en cualquier posición, extendido o retraído, sin necesidad de aplicar continuamente una fuerza externa sobre la válvula de potencia 1.1 (se le da este nombre porque es la válvula que suministra caudal presurizado al actuador). Las válvulas 1.2 y 1.3 actúan como válvulas de control, para enviar las señales piloto a la válvula de potencia. Es decir, con este circuito se tienen mandos separados para la puesta en marcha y para el paro , sensibles a un toque momentáneo.
.................................................................................... 1.4. Válvula de cuatro vías dos posiciones .................................................................................... Los actuadores de doble efecto —tanto lineales como rotatorios— tienen dos puertos diferentes: mientras uno admite caudal presurizado el otro desaloja fluido hacia la atmósfera. Para controlarlos es necesario decidir cuál de los dos puertos recibirá la potencia fluida (el otro quedará en comunicación con la atmósfera). Así, se ordena la extensión o el retroceso; o el giro horario o el antihorario. Unaválvula3 /2noessuficienteparacontrolarelfuncionamientodeunactuadorde doble efecto, pues cuenta únicamente con un puerto (el número 2) para comunicarse con el actuador. Se necesita al menos una válvula de 4 vías 2 posiciones. En la figura 128 se muestra un ejemplo de dos válvulas 4 /2 actuadas manualmente. Las válvulas 4/2 permiten conducir la alimentación de potencia fluida hacia el puerto del lado de la tapa (conexión 1-2), o hacia el puerto del lado de la cabeza (conexión 1-4). Mientras tanto, el otro puerto del actuador queda en comunicación con la fuente de baja presión (la atmósfera), a través del puerto 3 de la válvula. 2
4
1 3 V álvula 4/2, actuada por palanca, con retorno por resorte
2
4
1 3 V álvula 4/2, actuada por bot ón pulsador, con retorno por resorte
F . Válvulas 4/2 con diferentes actuaciones manuales.
Las válvulas de cuatro vías y dos posiciones no se clasifican con base en cierta posición normal; no se puede denominarlas como normalmente abiertas o normalmente cerradas , pues en ambas posiciones la válvula conduce la potencia hacia uno u otro puerto del actuador. Si una válvula 4/2 está actuada por doble señal piloto neumático, como se muestra en la figura 129, también se la denomina biestable (de igual modo que con las válvulas de control direccional 3/2). La válvula puede permanecer indis-
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C
Válvulas de control direccional
2 12
4 14
tintamente en cualquier posición (en ausencia de las señales de presión externa que la obligan a conmutar), pues carece de resorte que la obligue a to1 3 maralgunaposiciónnormal.Comoseverámásadelante,paragobernarunaválvula4 /2 biestable seem- F . Válvula 4/2, actuada por doble piloto plean otras válvulas de control direccional con las neumático, biestable. cuales se controla las señales piloto 12 y 14 (ver circuito de la figura 131). En el circuito de la figura 130 se controla la extensión y retroceso de un actuador lineal de doble efecto en la forma más sencilla posible, mediante una válvula 4 /2 con actuación manual. Al desplazar la palanca de 1.1, y mantenerla enclavada, el pistón y el vástago permanecerán extendidos (mientras la válvula no sea liberada). El actuador permanece extendido tanto tiempo como se persista en mantener actuada la válvula. La retracción se llevará a cabo al liberar la palanca de la válvula. 1.0
1.1
450 [kPa]
4
2
3
1
F . Control de un actuador lineal de doble efecto, inicialmente retraído, con una válvula 4 /2.
El circuito de la figura 131 es semejante al circuito de la figura 127 (con un actuador de simple efecto). Las válvulas 1.2 y 1.3 son de tres vías dos posiciones, actuadas por palanca, normalmente cerradas. Con estas válvulas de control se envían las señales piloto que gobiernan a la válvula de potencia 1.1, una válvula 4/2, biestable, actuada por doble señal piloto. Estas señales piloto deben aplicar una fuerza muy pequeña y no necesitan una presión tan elevada como la que se envía al actuador (que hace trabajo para desplazar la carga externa). Por eso se ha incluido el regulador de presión de línea 1.4, que ajusta la presión de los pilotos a sólo 150 [kPa]. En la sección 1.1 del capítulo 7
S
211
Funcionamiento de las válvulas de control direccional
1.0
1.1 14
2
1 1.2
450 [kPa]
3
12
3 1.3
2
1
4
2
1
3
150 [kPa]
1.4
F . Actuador lineal de doble efecto controlado con dos válvulas 3 /2 normalmente cerradas y una válvula 4 /2 biestable.
se pueden consultar los detalles sobre el funcionamiento y la selección de este regulador de presión. Para conseguir la extensión de 1.0 basta con pulsar brevemente la válvula 1.2 (no es necesario enclavarla) para enviar el piloto 14. La válvula de potencia 1.1 conmutará y permanecerá indefinidamente en esta nueva posición. Para suspender la extensión de 1.0 se pulsa brevemente la válvula 1.3; la señal piloto en el costado 12 conmutará a la válvula de potencia 1.1 y el actuador se retraerá.
.................................................................................... 1.5. Válvula de cinco vías dos posiciones .................................................................................... En la figura 132 se muestra una válvula de control direccional con cinco vías y dos posiciones posibles para el conmutador. Esta válvula tiene una alimentación de presión desde la línea de abastecimiento —por el puerto 1 — y dos comunicaciones independientes hacia la atmósfera —por los puertos 3 y 5— para descargar el fluido que retorna desde las cámaras de la tapa y la cabeza en el actuador. Se dice que esta válvula es una 5/2 con doble escape .
212
C
4
Válvulas de control direccional
4
2
2
5
5 1 3 F . Válvula de control direccional 5/2, con doble escape.
1 3 F . Válvula 5/2, con doble señal de presión.
También es posible emplear una válvula 5/2 como válvula de control direccional con doble señal de presión ; en la figura 133 se muestra esta válvula. El puerto 1 se conecta únicamente con la tapa del actuador a través del puerto 2. Para llevar presión a la cabeza del actuador, el puerto 3 se conecta con el puerto 4. Ambos lados del actuador comparten el mismo escape: el puerto 5. 1.0
1.1 23
1.2
4
2
1 5
3 1.3
2
1
14
3
2
1
3
280 [kPa]
150 [kPa] 450 [kPa]
1.4
1.5
F . Control de un actuador lineal de doble efecto con una válvula 5 /2, biestable, con doble señal de presión.
En el circuito de la figura 134 se emplea una válvula de potencia 5 /2 biestable, actuada por doble señal piloto, con doble alimentación de presión. Con esta válvula se envía fluido presurizado hacia el actuador lineal con dos presiones diferentes: una alta
S
Funcionamiento de las válvulas de control direccional
213
para la tapa y otra baja para la cabeza. De este modo se puede ajustar con mayor precisión —y en forma independiente— las fuerzas desarrolladas durante la extensión y el retroceso del pistón del actuador. En este circuito también se colocó un tercer regulador de presión, para mantener las señales piloto a 150 [kPa].
.................................................................................... 1.6. Notación para los puertos de una válvula de control direccional hidráulica .................................................................................... Con las válvulas de control direccional hidráulicas se emplea una representación simbólica, denominación y notación muy semejante a la empleada con las válvulas neumáticas. Sólo existe una diferencia importante con la notación; para identificar las vías o puertos de la válvula no se emplea una notación numérica sino alfabética. Se emplea la letra P para la conexión que recibe el caudal presurizado desplazado por la bomba del sistema. La letra T identifica la conexión que desaloja el líquido hacia el recipiente o tanque, que funciona como la reserva de fluido. Las vías que se conectan con los puertos del actuador se llaman A para la conexión hacia la tapa y B para la conexión hacia la cabeza (o a los puertos izquierdo y derecho de un actuador rotatorio o un motor). En la sección 3 de este capítulo se explicará otra diferencia muy importante, que caracteriza a las válvulas de control direccional hidráulicas. Generalmente las válvulas neumáticas sólo pueden adoptar dos posiciones de trabajo diferentes. En cambio, las válvulas hidráulicas adoptan, normalmente, tres posiciones de trabajo distintas. La posición central puede tener diseños muy variados y, según se haya elegido uno u otro diseño, afecta sustancialmente el comportamiento del sistema hidráulico de potencia. 1.0
A
B
P
T
1.1
P 1
1.2
M
F . Actuador hidráulico de doble efecto controlado por una válvula 4/3, actuada por palanca, centrada por resortes.
214
C
Válvulas de control direccional
En la figura 135 se muestra un sistema hidráulico con una válvula de control direccional 4/3, actuada por palanca y centrada por resortes, en este caso con una condición central que se denomina abierta (sección 3.1 de este capítulo). La posición izquierda de la válvula ordena la extensión del actuador; la posición derecha ordena el retroceso. Cuando la válvula adopta la posición central, porque no se aplica fuerza sobre la palanca, el actuador no efectúa ningún trabajo sobre la carga externa.
Uno de los procedimientos más frecuentes para actuar las válvulas de control direccional, en los sistemas modernos de potencia fluida, es mediante solenoides eléctricos. Un solenoide es un dispositivo electromecánico formado por una bobina de alambre de cobre, arrollada alrededor de un espacio de aire con forma cilíndrica. Dentro de este espacio de aire se coloca una barra de hierro que puede deslizarse axialmente: la armadura . Cuando fluye una corriente eléctrica a través de la bobina se genera un campo magnético que se puede concentrar con ayuda de una pieza exterior de láminas de hierro, llamada «núcleo laminado C » por su forma [3]. El campo magnético induce una fuerza sobre la armadura central de hierro y la desplaza linealmente. La armadura se puede eslabonar con el conmutador de una válvula de control direccional y así se consigue conmutar la válvula mediante una señal eléctrica remota. Los solenoides empleados habitualmente en las válvulas de control direccional son de dos tipos: solenoides con entrehierro de aire y solenoides con armadura en baño de aceite . En la figura 136 se muestra un solenoide con entrehierro de aire, empleado habitualmente en las válvulas de control direccional neumáticas. Consiste en un electro Varilla de empuje
Bobina Armadura T
Entrehierro
Núcleo C de hierro
F . Solenoide con entrehierro de aire. La armadura T se retrae cuando se energiza la bobina de alambre de cobre.
S
Válvulas de control direccional actuadas por solenoide
215
imánformadoporlaarmaduraenformadeT,labobinadealambredecobreconbarniz aislante (llamado alambre magneto ) y el núcleo C exterior de hierro dulce laminado. Cuando este solenoide no recibe corriente eléctrica la armadura T se encuentra parcialmente fuera de la bobina. En el momento en que circula corriente por la bobina, el campo magnético resultante atrae a la armadura T hacia el interior del solenoide. Al penetrar, la armadura hace contacto con una varilla de empuje que está enlazada mecánicamente con el conmutador de la válvula. La varilla desplaza al conmutador y lo obliga a cambiar de posición. Entonces, la armadura T se asienta totalmente dentro de la bobina y el campo magnético viaja por completo a través del trayecto de hierro, que es mucho mejor conductor que el espacio de aire. Los solenoides con armadura en baño de aceite son más modernos que los de entrehierro de aire. Son más confiables por su mayor capacidad para transferir calor y porque no necesitan sellos en la varilla de empuje; por ello se les prefiere para su uso en sistemas hidráulicos. Tienen una bobina, un núcleo laminado rectangular, la varilla de empuje, armadura y un tubo que contiene a la armadura (figura 137). El núcleo laminado rodea a la bobina y ambos están encapsulados en una cubierta plástica. A lo largo del conjunto encapsulado corre un tubo, que atraviesa la bobina y los costados del núcleo laminado. El tubo se acopla en el cuerpo de la válvula direccional, atornillado en un orificio roscado. Dentro del tubo se mueve la armadura, bañada por el líquido del sistema (que penetra a través del conducto hacia el tanque que tiene la válvula direccional). En la actualidad, en las válvulas de control direccional se emplean solenoides de servicio continuo, que se pueden mantener energizados por tiempo indefinido sin que se sobrecalienten. Estos solenoides pueden disipar el calor generado por la baja corriente de retención que circula por la bobina, una vez que la armadura se ha asentado plenamente en su interior.
Varilla de empuje
Bobina
Tubo
Núcleo laminado
Armadura
F . Solenoide con armadura en baño de aceite. La armadura se retrae al energizar la bobina de alambre de cobre.
216
C
Válvulas de control direccional
.................................................................................... 2.1. Actuación por solenoide de acción directa .................................................................................... Las válvulas de control direccional se pueden conmutar mediante un solenoide, acoplado directamente con su conmutador de émbolos. La varilla de empuje del solenoide hace contacto físico con el conmutador y lo desplaza cuando la bobina se energiza. En la figura 138 se muestra una válvula neumática de cuatro vías dos posiciones, actuada por solenoide de acción directa El retorno del conmutador a su posición normal depende de un resorte o de una presión piloto (figura 141). 4
2
3
1 2
4
3
1
F . Válvula neumática 4/2 conmutada por la acción directa de un solenoide con entrehierro de aire.
En las válvulas de tres posiciones, empleadas en los sistemas hidráulicos, el conmutador de la válvula puede tener un solenoide acoplado en cada extremo [4]. Se energiza la bobina de uno u otro solenoide para desplazar el conmutador hacia cualquiera de las posiciones extremas. Para centrar el conmutador de la válvula se emplea un par de resortes colocados en los extremos (figuras 139 y 140). Así, si ninguna de las bobinas recibe energía eléctrica, los resortes mantienen al conmutador en la posición central permanentemente. Las válvulas actuadas por solenoide de acción directa ofrecen ciertas ventajas: a ) La válvula tomará cierta posición con base en una señal eléctrica que energiza uno
u otro solenoide, sin importar si existe o no suministro de presión en el circuito o en la entrada de la válvula. Es decir, no es necesario contar con cierta presión mínima para operar la válvula. b ) La válvula permanece en la posición deseada mientras el solenoide esté energizado, aunque la presión del sistema fluctúe a valores muy bajos o se desvanezca.
S
Válvulas de control direccional actuadas por solenoide
217
A B
P
T
T
P A
B
F . Válvula hidráulica 4/3 actuada directamente por doble solenoide, centrada por resortes.
Sin embargo, existen limitaciones para conmutar una válvula de control direccional mediante solenoides de acción directa. En ocasiones, conforme el conmutador transita de una a otra posición, se manifiesta un desbalance de presión sobre los émbolos del conmutador. Existe entonces una fuerza resultante de presión, que se opone a la conmutación y que puede ser excesiva para las posibilidades de un solenoide.
F . Válvula hidráulica 4/3 marca Continental, con actuación directa por doble solenoide [5]. Encima del cuerpo de la válvula está la caja de conexiones eléctricas.
218
C
Válvulas de control direccional
Por otro lado, en las válvulas de mayor talla (sección 2.2) se requiere una fuerza bastante grande para mover el conmutador. Un solenoide de acción directa no puede generar la fuerza suficiente para actuar a las válvulas de gran capacidad, sin emplear otro procedimiento que proporciones una fuerza mayor. Si la bobina de un solenoide recibe energía eléctrica, y su armadura está impedida para desplazarse hacia el interior del solenoide, la bobina se sobrecalentará y se quemará.
.................................................................................... 2.2. Válvulas actuadas por piloto, controladas por solenoide .................................................................................... Las limitaciones de la acción directa dan pie a una 2 combinación apropiada para conmutar a las válvulas que presentan desbalance de presión o que tie3 nen una talla muy grande: emplear una señal piloto de presión que se desencadena mediante la actua1 Puerto para la señal cióndeunsolenoide.Esterecursosueleserempleade presión piloto 2 do en las grandes válvulas de los sistemas hidráulicos, que pueden conducir caudales muy amplios y trabajar con presiones mucho más elevadas que las 1 3 de un sistema neumático. F . Válvula 3/2 actuada por piloto neumático, con retorno Una válvula actuada por piloto emplea la presión de una señal fluida —neumática o hidráulica— por resorte, normalmente cerrada. para desplazar su conmutador (figura 141). Estas válvulas pueden ser actuadas desde lugares remotos, de modo que la señal piloto viaje hasta la válvula y la conmute. La fuerza disponible para desplazar al conmutador de émbolos puede ser tan grande como sea necesario, pues la señal piloto se puede regular fácilmente —con un regulador de presión— para que la válvula conmute con seguridad. Estas válvulas pueden ser de piloto externo, (cuando la señal piloto proviene de una fuenteexternaalaválvula),odepilotointerno(cuandolaseñalpilotoprovienedelmismo caudal presurizado suministrado a la válvula para poner en movimiento al actuador). Cuando la señal piloto que conmuta a la válvula de control direccional se libera mediante un solenoide, se habla de una válvula actuada por piloto controlada por solenoide . Esta solución es la que se emplea para conmutar a las válvulas hidráulicas de gran talla, que dirigen caudales elevados y requieren grandesfuerzas para desplazar sus conmutadores. En la figura 142 se muestra una de estas válvulas. En realidad, se trata de dos válvulas de control direccional, ensambladas una sobre la otra. La válvula secundaria, de talla más pequeña y colocada en la parte superior, está actuada por un solenoide de acción directa y tiene retorno por resorte. El propósito de esta válvula es liberar las señales piloto que conmutan a la válvula principal colocada en la parte inferior; la presión que llega por su puerto P es dirigida hacia los puertos A
S
219
Válvulas de control direccional actuadas por solenoide
A B
T
B
A
A P
T
P T
P
B
F . Válvula 4/2 actuada por piloto hidráulico, controlada por solenoide con retorno por resorte.
o B, y de esa forma se conduce hacia las cámaras piloto en los extremos de la válvula principal. La válvula principal —de gran tamaño, pues conduce un caudal elevado— es la encargada de alimentar la potencia fluida hacia el actuador en un sistema hidráulico. A partir de su posición central puede tomar dos posiciones, al conmutar a uno u otro costado por la acción de las señales piloto.
T
P B
A
T
A
P
B
F . Válvula 4/3 actuada por doble piloto hidráulico, centrada por resortes controlada por doble solenoide.
220
C
Válvulas de control direccional
F . Válvula 4/3 marca Oilgear actuada por doble piloto, centrada por resortes. En la parte superior está acoplada la válvula secundaria con doble solenoide [6].
En las figura 143 y 144 se muestran válvulas hidráulicas de control direccional que toman tres posiciones de trabajo. Su conmutador se desplaza hacia las posiciones extremas de fuerza, cuando las señales piloto manifiestan su presión sobre alguno de los costados. En ausencia de señales piloto, los resortes en los costados mantienen centrado al conmutador de émbolos. Las señales piloto se controlan mediante la válvula auxiliar montada en la parte de arriba; esta válvula se actúa mediante un par de solenoides de acción directa, montados en los extremos de su conmutador. En este caso, la presión piloto es interna (es decir, proviene de la misma alimentación de presión que llega al puerto P de la válvula principal, para ordenar los movimientos del actuador). En la figura 145 se muestra el símbolo extendido y el símbolo simplificado de esta válvula. Cuando se traza el circuito de un sistema hidráulico, que incluye a esta válvula, se prefiere usar el símbolo simplificado por su sencillez (sólo se muestra la válvula principal que gobernará los movimiento del actuador, con sus atributos de actuación por piloto y control por solenoide). P
T
A
B
A
B
P
T
A
B
P
T
F . Símbolo extendido (izquierda) y símbolo simplificado (derecha) de la válvula de la figura 142.
S
221
Válvulas de control direccional actuadas por solenoide
Las válvulas actuadas por piloto, controladas por solenoide, ofrecen ciertas venta jas: a ) Con estas válvulas se emplean habitualmente solenoides de corriente alterna, que
funcionan con un voltaje elevado, 110 o 220 [ V ], y demandan poca corriente eléctrica (aunque también se emplean solenoides para 12 o 24 [ V ] cd; [7]). En consecuencia, los contactos de los relevadores del circuito eléctrico tienen mayor vida útil. b ) La baja demanda de corriente eléctrica implica que el solenoide disipará poco calor y su temperatura será moderada. Estas características disminuyen el riesgo de incendio en un sistema que opera con un aceite combustible derivado del petróleo. c ) Los solenoides son de talla pequeña, pues no se requiere gran fuerza para conmutar a la válvula auxiliar. Los elementos móviles que se desplazan en la válvula auxiliar también son de talla menuda y presentan menor riesgo a fallar por la suciedad que pueda acumularse en el sistema.
2.2.1. Construcción de las válvulas hidráulicas actuadas por solenoide Es una práctica común que las válvulas hidráulicas de control direccional se empotren sobre una base, con la forma de una placa rectangular. Esta placa base incluye los orificios roscados que recibirán la conexión de las líneas de distribución delsistema [5], [8].
NPS 3/8
NPS 1/4
NPS 1/2
Placa base
Placa base
NPS 3/4
NPS 11/4
F . Tamaño proporcional de varias tallas de válvulas actuadas por doble solenoide. Las tres primeras son de acción directa; las dos últimas son actuadas por señal piloto. La anotación indica el tamaño nominal de la tubería que se puede acoplar en los puertos, en la placa base de la válvula (esta cifra no indica la talla de la válvula).
222
C
Válvulas de control direccional
Conexiones roscadas en la placa de puertos de las válvulas de control direccional
En los puertos roscados de la placa base se Cavidad acoplan las tuberías de acero o las mangueO roscada Codo 90 ras flexibles —de caucho, o de algún polímero orientable artificial— para conducir el líquido presurizado que ingresa o sale de la válvula. Los extremos de las tuberías rígidas tienen maquinada Tuerca una rosca y las mangueras flexibles tienen enlibre gargolados conectores roscados de metal, que Arosello Rosca se acoplan enroscándolos en los orificios de la recta placa base. Estos orificios pueden tener uno entre varios tipos de rosca, que debe concordar Orificio roscado en la placa base con la rosca de las tuberías o de los conectores que se hayan elegido para un sistema hidráulico determinado. Por un lado, están los conectores con rosca recta, como los descritos en los estándares ISO Superficie de contacto con la v álvula 11926-1 (también denominada SAE J1926-1), ISO 9974-1, ISO 6149-1 y ISO 1179. Con estos conectores el sello estanco que impide la fuga del caudal no se establece con los hilos de la rosca. Los conectores incluyen un arosello elástico (un o-ring), que queda oprimido entre el conector y la placa base y así forma el sello que impide la fuga del caudal presurizado (ver la figura a la derecha). La rosca del conector puede ser métrica o dimensionada en pulgadas. Por otra parte, están los conectores con rosca cónica. Tienen perfil cónico, como el extremo de un lápiz que se ha afilado con un sacapuntas, al igual que el orificio roscado que los recibirá. El sello se forma por la fricción entre los hilos de las roscas, que se aprietan cada vez más entre sí, conforme se gira el conector dentro del orificio. La unión se puede hacer con la adición de un compuesto sellador o mediante un sello seco. Existe un conjunto muy amplio de niples, coples, reductores, tees, codos a 45 ◦ y 90◦ , conectores y crucetas, que permiten pasar de una a otra talla y convertir de un sistema de conexión a otro. En la referencia [9] se puede consultar la amplia existencia de acoplamientos para tubería. Junto con los conectores de rosca recta se emplean tres tipos principales de roscas cónicas [10], usadas comúnmente en las aplicaciones industriales para formar sellos en las uniones de conductos presurizados:
S
223
Válvulas de control direccional actuadas por solenoide
• NPT
( American Standard Pipe Taper Thread ) definida en los estándares ANSI B1.20.1-1983 Pipe Threads, General Purpose y ANSI B1.20.3-1976 (R2003) Dryseal Pipe Threads . • BSPT (British Standard Pipe Taper ) definida en los estándares BS EN 10226-1:2004 Pipe threads where pressure tight joints are made on the threads. Taper external threads and parallel internal threads. Dimensions, tolerances and designation o ISO 7-1:1994 Part 1 con el mismo nombre. • Cónica
métrica, por ejemplo la definida por el estándar DIN 158-
1:1997 Metric taper external and mating parallel internal screw threadsDimensions, tolerances and inspection . Rosca interna de un cople 1◦ 47 24
60◦ 60◦
1◦ 47 24
Rosca externa de la tuberí a
El principio por el cual se forma el sello, mediante el contacto metal contra metal, es el mismo en estas tres roscas cónicas. Aunque son muy similares no son intercambiables, pues no coinciden en sus dimensiones, paso y ángulo del flanco. En el continente americano se emplea preferentemente la rosca cónica NPT para sello seco (dry seal , denominada con frecuencia NPTF; ver la figura más arriba) [11]. Tiene hilos triangulares de 60 ◦ , con crestas y valles planos, en tallas nominales que van desde 1/16 hasta 24. El ángulo de la conicidad es 1 ◦ 47 24 o 1,7899◦ , medido desde el eje central (pendiente de 1/16).
Siresultanecesariodarmantenimientoalaválvula—porejemplocambiarlossellos del conmutador de émbolos o sustituir un solenoide dañado— simplemente se desacopla el cuerpo y se retira de la placa base, sin que sea forzoso remover las líneas de distribución que se quedan conectadas con la placa base. Esta forma de ensamble ofrece una gran ventaja, pues la instalación de las líneas de distribución P, T, A y B —con tuberías rígidas de acero o mangueras flexibles— es una labor engorrosa que conviene evitar repetir. Enlasválvulasdegrantalla—frecuentementeaquellasquetienenpuertosroscados para acoplar tuberías con talla NPS de 1/2 o mayor (consulte el segundo recuadro, más adelante)— se acostumbra colocar una válvula auxiliar pequeña en la parte superior de
224
C
Válvulas de control direccional
la válvula principal. Esta válvula auxiliar es actuada por solenoides de acción directa, y sus puertos corresponden a la conexión roscada de una tubería con talla NPS de 1/4 o 3/8. La válvula principal, más voluminosa, es actuada por señales piloto. En la figura 146 se muestra un esquema con las dimensiones proporcionales de diferentes tallas de válvulas (las cinco figuras están trazadas con la misma escala). La más pequeña tiene puertos roscados para acoplar tuberías con talla NPS de 1/4.Lasdos más grandes —con puertos roscados para acoplar tuberías con talla NPS de 3/4 y de 11/4, respectivamente— tienen una válvula auxiliar montada sobre la válvula principal. Dimensiones de la rosca cónica para tuberías NPT
En la siguiente tabla se proporcionan las dimensiones de las diferentes tallas de rosca NPT. Conviene recordar que las cifras de la talla nominal, fraccionarias o enteras, son sólo etiquetas para denominar cada talla y no tienen significado físico. Las tallas de rosca NPT más empleadas, en tuberías y conexiones metálicas, son 1/8, 1/4, 3/8, 1/2, 3/4, 1 , 11/4, 11/2 y 2. Las tallas mayores a 2 se emplean con menor frecuencia, pues existen otros métodos más prácticos para formar una unión sellada. Talla nominal NPT 1/16 1/8 1/4 3/8 1/2 3/4
1 11/4 11/2 2 21/2 3 4 5 6 10 12 14 16 18 20 24
Diámetro exterior [pulgadas] [mm]
0,3125 0,405 0,540 0,675 0,840 1,050 1,315 1,660 1,900 2,375 2,875 3,500 4,500 5,563 6,625 10,750 12,750 14 16 18 20 24
7,94 10,29 13,72 17,15 21,34 26,67 33,40 42,16 48,26 60,33 73,02 88,90 114,30 141,30 168,27 273,05 323,85 355,60 406,40 457,20 508,00 609,60
Hilos por pulgada
27 27 18 18 14 14 11 1/2 11 1/2 11 1/2 11 1/2 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8
Paso de la rosca [pulgadas] [mm]
0,03704 0,03704 0,05556 0,05556 0,07143 0,07143 0,08696 0,08696 0,08696 0,08696 0,0125 0,0125 0,0125 0,0125 0,0125 0,0125 0,0125 0,0125 0,0125 0,0125 0,0125 0,0125
0,941 0,941 1,411 1,411 1,814 1,814 2,209 2,209 2,209 2,209 3,175 3,175 3,175 3,175 3,175 3,175 3,175 3,175 3,175 3,175 3,175 3,175
S
Válvulas de control direccional actuadas por solenoide
225
Talla nominal de la tubería de acero
El tamaño nominal de tubería (NPS, por las palabras nominal pipe size ) es un sistema norteamericano de tallas estandarizadas para tuberías de acero y acero inoxidable, definido por las normas ANSI/ ASME B36.10M-2004 [12], y ANSI/ ASME B36.19M-2004. El tamaño de la tubería se especifica con dos números adimensionales: a) un tamaño nominal de tubería, desde 1/8 hasta 48; y b) una cédula que establece el espesor de la pared de la tubería (en la actualidad se fabrican hasta 18 cédulas diferentes: 5, 5S, 10, 10S, 20, 30, 40, 40S, 60, 80, 80S, 100, 120, 140, 160, y STD, XS, XXS) [13]. Conviene recordar lo siguiente: • Para
las tallas de 1/8 a 12, los valores del NPS y del diámetro exterior verdadero son diferentes. Por ejemplo, el diámetro exterior de una tubería 3 NPS realmente mide 3.5 [pulgadas]. • Para las tallas por encima de 14 los valores del NPS y los valores verdaderos del diámetro exterior son iguales. • Para un NPS dado, el diámetro exterior permanece constante y el espesor de pared aumenta con una cédula más grande. El diámetro interior dependerá del grueso de pared, especificado por el número de cédula. • La Organización Internacional para la Estandarización (ISO) también emplea un sistema con una designación adimensional [14]. El diámetro nominal indica el tamaño estándar de una tubería en el sistema métrico, con las siglas DN seguidas de un número desde 6 hasta 1200 (sin el símbolo de milímetros; por ejemplo DN 65). En el apéndice A puede consultar una tabla con las tallas nominales y las dimensiones verdaderas de las tuberías de acero.
Junto con las placas base individuales también se dispone de placas múltiple, que permiten montar varias válvulas a la vez (figura 147), [5], [8].Laplacabasedelasválvulas se construye con dos diseños básicos: con los cuatro orificios roscados (P. T, A y B) uno en cada cara vertical de la placa y con los cuatro orificios en la base rectangular de la placa.
F . Placa de puertos individual y múltiple para el montaje simultáneo de 4 válvulas hidráulicas de control direccional.
226
C
Válvulas de control direccional
Enlasfiguras143y145semostróunejemploconlaconstrucciónyelsímbolográficode una válvula de control direccional para uso hidráulico. Las válvulas hidráulicas pueden tomar tres posiciones de trabajo y cuentan con cuatro vías para que la potencia fluida entre o salga del cuerpo de la válvula. Por consiguiente, se les denomina como válvulas 4/3. Conviene recordar que la notación de los puertos de una válvula hidráulica no es la misma que la empleada con las válvulas neumáticas. Las vías de acceso y salida de la potenciafluidaseidentificanconletrasmayúsculas: A y B paralospuertosquecomunican con el actuador (colocadas en la parte superior del símbolo gráfico de la válvula); P para la línea de alimentación de presión y T para el retorno al tanque (ambas colocadas en la parte inferior del símbolo gráfico de la válvula). Las dos posiciones en los extremos de la válvula se conocen como las posiciones de fuerza ; cuando el conmutador de la válvula adopta cualquiera de estas posiciones la potenciafluidaseenvíahaciaunouotrodelospuertosdelactuador.Conlasposiciones de fuerza se ordena la extensión o el retroceso de un actuador lineal, o el giro horario y el antihorario de un motor o actuador rotatorio (es decir, la ejecución de trabajo por el actuador sobre la carga externa). Las posiciones de fuerza siempre son las mismas en cualquier válvula hidráulica 4/3. Sin embargo, la posición central puede cambiar entre varias opciones. Las válvulas se construyen con el mismo cuerpo de válvula y las mismas formas de actuación, pero contienen un conmutador de émbolos diferente (que podría sustituirse para convertir la válvula de una posición central a otra).
A B
A B
A B
P
P
P
T
T
A B
A B
P
P
T
T
T
F . Algunas condiciones centrales de válvulas hidráulicas 4/3.
Las condiciones centrales se han diseñado para ejecutar una función lógica o para satisfacer una necesidad o condición del sistema. En la figura 148 se muestran los símbolos de algunas válvulas de control direccional 4/3, que corresponden a conmutadores con diferentes condiciones centrales. Todas ellas están disponibles con los fabricantes de equipo para potencia fluida y existen más (en la referencia [15] se explica el funcio-
S
227
Posición central de las válvulas hidráulicas de control direccional
Solenoide izquierdo
Solenoide derecho
Cámara del piloto izquierdo
Cámara del piloto derecho
F . Ensamble de una válvula hidráulica de control direccional típica. En el cuerpo de la válvula principal se puede montar cualquier conmutador con diferente condición central. A B Conmutador de centro abierto
P
T
A B
Conmutador de centro cerrado
P
A B
T
Conmutador de centro tándem
P
T
A B
Conmutador de centro flotante
P T F . Las cuatro condiciones centrales más empleadas son el centro abierto, cerrado, tándem y el flotante.
228
C
Válvulas de control direccional
namiento de 15 diseños diferentes de conmutador). Como ya se dijo, las posiciones de fuerza siempre son las mismas y las válvulas se ensamblan con el mismo cuerpo, acopladas sobre una placa de puertos en la que se harán las conexiones de las tuberías o mangueras para conducir el caudal, pero pueden contener uno u otro conmutador de émbolos (figura 149). Aunque existen muchos diseños de conmutador son cuatro las condiciones centrales que se emplean con mayor frecuencia. Se trata de los centros abierto, cerrado, tándem y flotante . En la figura 150 se muestran estas cuatro construcciones de conmutadores con diferentes condiciones centrales.
.................................................................................... 3.1. Conmutador con condición central abierta (centro “H”) .................................................................................... En esta condición central los puertos A, B, P y T se mantienen comunicados (figura 151). Las válvulas con centro abierto se emplean en los sistemas de potencia que tienen sólo un actuador, donde no se efectúa alguna otra operación con la misma unidad de potencia y no es necesario sostener al actuador en cierta posición aplicándole presión. En estos sistemas, cuando el actuador no está efectuando trabajo en la extensión o el retroceso, la válvula permite que el caudal desplazado por la bomba regrese al tanque a baja presión —a través de su puerto T, figura 152— sin que sea necesario abrir la válvula de alivio y descarga de presión. Losconmutadores con centro abiertopermiten reducir al mínimo los golpes de presión en un sistema. Estos golpes se presentan cuando un conmutador se desliza de una a otra posición, pasando por la posición central. Se obtiene la condición más suave, con el mínimo posible de golpe de presión, cuando se permite descargar el líquido presurizado hacia el tanque mientras el conmutador transita por la posición central. Hay una ventaja más: la posición central permite mover manualmente el vástago con el pistón, pues entra o sale caudal libremente a través de los puertos A y B. Así se pueden hacer ajustes para poner a punto una pieza de trabajo como mejor convenga, y después aplicarle la fuerza desarrollada por el actuador.
P B T A F . Conmutador de válvula hidráulica 4/3 con condición central abierta.
S
Posición central de las válvulas hidráulicas de control direccional
229
1.0
1.1
A
B
P
T P VA
M
1.2
F . El caudal de la bomba retorna al tanque a través del centro abierto de la válvula 1.1.
Se deben tener presentes las limitaciones impuestas por esta condición central: a ) mientras la válvula permanezca en su posición central, no se dispone de presión
suficiente para que un segundo actuador efectúe trabajo; y b ) si la válvula se regresa a la posición central, el pistón, el vástago y la carga no se pueden mantener en una posición fija a media carrera del actuador.
.................................................................................... 3.2. Conmutador con condición central cerrada .................................................................................... Con un centro cerrado se mantienen bloqueados los cuatro puertos de la válvula: A, B, P y T (figura 153). Este diseño de conmutador permite detener el movimiento del vástago y sostener la carga a media carrera del actuador, pues los puertos de cabeza y tapa permanecen bloqueados. Además, si se emplean válvulas con centro cerrado, es posible operar en forma independiente varios actuadores que comparten la misma unidad de potencia (figura 154). Las desventajas de emplear un centro cerrado son dos: a ) Mientraslaválvulapermanezcaensuposicióncentral,labombadesarrollarálapre-
sión máxima del sistema (la necesaria para la apertura de la válvula de alivio y descarga de presión).
230
C
Válvulas de control direccional
P B T A F . Conmutador de válvula hidráulica 4/3 con condición central cerrada.
Entonces,mientraslosactuadorespermaneceninmóvilessinhacertrabajo,labomba demandará mucha potencia al motor primario, el sistema trabajará más caliente y su consumo de energía será más cuantioso.
1.0
2.0
1.1
A
B
P
T
2.1
A
B
P
T
P VA
M
1.2
F . Las válvulas con centro cerrado permiten enviar potencia a varios actuadores, a partir de una fuente de potencia única.
b ) Un conmutador con centro cerrado presentará pequeñas fugas, como sucede de
manera normal con cualquier válvula de control direccional, y después de unos minutos se incrementará la presión en las líneas que salen de los puertos A y B. Por esta última causa, si se abandona la válvula en posición central, en el pistón se puede generar una fuerza desbalanceada (ambas caras del pistón reciben la misma
S
Posición central de las válvulas hidráulicas de control direccional
231
presión, pero una superficie es mayor que la otra). Esta fuerza tiende a extender lentamente el vástago. El movimiento lento que se produce se denomina “arrastre del vástago” .
.................................................................................... 3.3. Conmutador con condición central tándem .................................................................................... Con un centro tándem se combinan las dos principales ventajas de los centros abierto y cerrado. Si la válvula de control direccional permanece en su posición central, la válvula de alivio y descarga no es forzada a abrir. El caudal desplazado por la bomba puede regresar al tanque —con muy baja presión— a través del puerto T de la válvula (figura 155). Además, esta condición central permite detener el movimiento del vástago y sostener momentáneamente la carga a media carrera del actuador, pues los puertos A y B permanecen bloqueados.
P B T A F . Conmutador de válvula hidráulica 4/3 con condición central tándem.
La denominación para esta condición central es por la posibilidad de conectar varias válvulas en serie (figura 156). El puerto T de una válvula queda conectado con el puerto P de la siguiente. Con este arreglo, los actuadores controlados por las válvulas en serie pueden funcionar en forma individual o simultáneamente (siempre y cuando la fuente de potencia tenga capacidad suficiente). Se tiene un inconveniente menor al emplear las válvulas conectadas en serie. En los períodos de descanso de los actuadores, mientras las válvulas permanecen en la posición central, el caudal de la bomba regresa al tanque cruzando a través de todas las válvulas. La bomba debe esforzarse a una presión mayor que la necesaria con una válvula con centro abierto, pues cada válvula en serie produce una caída de presión que se va sumando. En las válvulas con centro tándem los puertos P y T se interconectan por medio de un pasaje que corre por el eje del conmutador. Como este pasaje es estrecho el eje se construye un poco más grueso que en los otros diseños de condición central. Entonces, cuando circula el caudal nominal de diseño a través de la válvula, la caída de presión suele ser algo mayor (un valor típico es 350 [kPa] ≈ 50 [psi]).
232
C
1.0
2.0
1.1
A
B
P
T
3.0
2.1
P 1
A
B
P
T
3.1
P 2
1050 [kPa]
700 [kPa]
M
Válvulas de control direccional
A
B
P
T
P 3 P VA
350 [kPa]
1.2
F . El conmutador con centro tándem permite conectar varias válvulas en serie.
Conviene tener presente otra peculiaridad de esta condición central. Debido a su construcción, cuando un conmutador con centro tándem se desplaza hacia la derecha el caudal pasa de P hacia A; en cambio, en los otros conmutadores el flujo pasa de P hacia B cuando el conmutador se desplaza hacia la derecha. Por ello es necesario modificar las líneas de distribución que van hacia el actuador cuando se sustituye otro centro por uno tándem.
.................................................................................... 3.4. Conmutador con condición central flotante (centro “4”) .................................................................................... Las válvulas con condición central flotante mantiene el puerto P bloqueado, mientras los puertos A, B y T están comunicados (figura 157). Con este centro se pueden operar en forma independiente varios actuadores, que están conectados a la misma fuente de potencia. El centro flotante también permite que el vástago y la carga del actuador se muevan manualmente —que se floten— para hacer ajustes en su posición antes de efectuar el trabajo (figura 158). Una ventaja más de este centro es que no se presenta arrastre del vástago, pues la presión en las líneas A y B no aumenta aunque se presenten pequeñas fugas en el conmutador (en contraste con lo que sucede con el centro cerrado). Por supuesto, no es posible mantener una carga inmóvil a media carrera del actuador en la posición central de la válvula. Para resolver esta situación se debe emplear una
S
Posición central de las válvulas hidráulicas de control direccional
233
P B T A F . Conmutador de válvula hidráulica 4/3 con condición central flotante.
válvula antirretorno operada por piloto en conjunto con la válvula de control direccional (figura 159). La presión desarrollada por la bomba llega a la antirretorno a través de un pasaje piloto, para retirar el tapón y desbloquear la válvula (lo cual permite la extensión del vástago en la posición izquierda de la válvula de la figura 159). Por esta causa, se acostumbra denominar a estos conmutadores con el nombre de conmutadores antirretorno operados por piloto .
1.0
2.0
1.1
A
B
P
T
2.1
A
B
P
T
P VA
M
1.2
F . El centro tándem permite alimentar dos o más actuadores con sólo una unidad de potencia y hacer ajustes manuales de la posición de los vástagos.
234
C
Válvulas de control direccional
1.0
1.1
A
B
P
T P VA
M
1.2
F . Válvula 4/3 con condición central flotante, combinada con una antirretorno operada por piloto.
Las válvulas de control direccional se fabrican en varias tallas o capacidades diferentes. Existen válvulas desde las más pequeñas —diseñadas para recibir caudales reducidos— hasta válvulas de gran peso y dimensiones que son capaces de conducir caudales muy cuantiosos. Cada talla mayor de válvula es una amplificación proporcional de la talla anterior. La capacidad , tamaño o talla de una válvula se establece por el caudal que puede fluir a través de ella, produciendo una caída de presión que no supera cierta magnitud determinada. Es decir, la válvula se dimensiona para asegurar que producirá una caída de presión limitada, cuando a través de su cuerpo circule cierto caudal establecido por las necesidades del sistema.
S
Capacidad de las válvulas de control direccional
˙ Q
235
∆p
F . La capacidad de una válvula de control direccional establece cuánto caudal puede fluir a través de la válvula, para una caída de presión determinada.
Un tipo particular de válvula se puede construir con cinco o más tallas diferentes. Todas ellas hacen justo la misma función de control direccional, pero cada talla está preparada para funcionar bajo un límite máximo de caudal (y producir la misma caída de presión). En la figura 146 se muestra un esquema con las dimensiones proporcionales de diferentes tallas de válvulas hidráulicas. Antiguamente era muy común emplear eltamañodelospuertosparadesignarsucapacidad. Sin embargo, este procedimiento es poco confiable y ya no se emplea . Dos válvulas del mismo tipo e idéntico tamaño nominal de puertos —pero de diferente fabricante o diferente modelo— no necesariamente manejan el mismo caudal con idéntica caída de presión.
.................................................................................... 4.1. Coeficiente de capacidad de caudal para válvulas hidráulicas .................................................................................... Actualmente se emplea un procedimiento normalizado para definir la capacidad de flujo de las válvulas de control direccional. Se trata de una talla numérica conocida co mo coeficiente de capacidad de caudal , representado por las siglas C V . El coeficiente C V fue introducido en 1944 por la empresa fabricante de válvulas Masoneilan , originalmente para el flujo de líquidos [ 16]. En corto tiempo se adoptó universalmente como una forma práctica para indicar la capacidad de una válvula, incluso con las válvulas neumáticas y las que conducen otros gases y vapor. El coeficiente de capacidad de caudal es una indicación de cuánto caudal puede conducir la válvula, para producir una caída de presión claramente delimitada. A ma yor C V mayor capacidad para conducir caudal, con una caída de presión determinada. Varias válvulas con diferente tamaño o diámetro nominal de puertos, pero con e l mismo C V , tienen justo la misma capacidad de caudal; es decir, al conducir cierto caudal ˙ producen justo la misma caída de presión ∆p . Q La propuesta original de Masoneilan define el coeficiente de capacidad de caudal como el flujo de agua a 60◦ F, expresado en galones por minuto, que cruza por la válvula y produce una caída de presión de 1 [psi]. Por ejemplo, si una válvula de control en su posición totalmente abierta tiene un coeficiente máximo C V = 12, su área efectiva de puertospermitepasar12 [gpm] deaguaconunacaídadepresiónde1 [psi].Elcoeficiente C V fue definido originalmente en unidades inglesas, aunque se puede construir un coeficiente semejante en unidades métricas. Algunos autores suelen distinguir el coeficiente en unidades métricas con la denominación “ factor de caudal ” y lo representan con las siglas K V [17].
236
C
Válvulas de control direccional
Determinación del coeficiente C V para flujo líquido
Diferentes empresas fabricantes, organismos e investigadores han propuesto y emplean procedimientos para determinar experimentalmente el coeficiente de capacidad de caudal, tanto para líquidos [ 18], [19], como para flujo de gas y vapor a través de válvulas [20], [21]. En estos trabajos se emplean igualdades para definir el coeficiente de caudal C V , muy similares a la que propuso originalmente Masonelian para líquidos y Driskell para gases en 1969 [ 22]. Sin embargo, de una empresa fabricante a otra, los resultados que se obtienen al determinar experimentalmente C V no necesariamente coinciden o significan lo mismo, pues pueden estar basados en diferentes procedimientos de prueba [23]. Dos normas definen con precisión las ecuaciones y los procedimientos de prueba, para obtener experimentalmente el coeficiente de capacidad de caudal C V de una válvula: ANSI/ISA-75.02.01-2008 Control Valve Capacity Test Procedures [24] y ANSI/ISA-75.01.01-2012 Flow Equations for Sizing Control Valves [ 25]. De acuerdo con estas normas, el coeficiente C V se determina experimentalmente por medio de una medición —en condiciones de similitud dinámica— de la capacidad de la válvula. Para flujo líquido la medición se efectúa haciendo pasar a través de la válvula un caudal de agua a 60 ◦ F (15,55 ◦ C), para producir una caída de presión de sólo 1 [psi] (6893 [Pa]). El caudal medido de este modo —expresado en [gpm]— es el coeficiente C V . La similitud dinámica para hacer la medición se establece a través del número de Euler. El número de Euler es un cociente adimensional de las fuerzas de inercia entre las fuerzas de presión que actúan en el fluido [26]. El Euler del modelo (la válvula que se prueba, con el caudal de agua a 60 ◦ F) debe ser igual al Euler del prototipo (la misma válvula, funcionando en condiciones reales en un sistema de potencia hidráulico): E u m = E u p V m 1/2
(2∆p /ρ )m
=
V p 1/2
(2∆p /ρ )p
donde V es la velocidad promedio del flujo, ρ es la densidad del fluido y ∆p es la caída de presión. Para agua a 60 ◦ F se tiene ρ m ≈ 1000 [kg/m3 ]. El fluido hidráulico en el prototipo tiene la densidad ρp . Entonces se tiene: V p = V m
(2∆p /ρ )1p /2 1/2
(2∆p /ρ )m
= V m
∆p p ρm ∆p m ρp
1/2
S
237
Capacidad de las válvulas de control direccional
Pero ρp ρp [kg/m3 ] ≈ = s ρm 1000 [kg/m3 ]
es la densidad relativa del fluido hidráulico. Además, por la definición de C V , ∆p m = 1 [psi]. Entonces: V p = V m
1 ∆p p
1/2
= V m
s ∆p m
∆p p
1/2
s
˙ = V A , donde A es el área transversal al El caudal que fluye por la válvula es Q flujo; como modelo y prototipo son la misma válvula entonces A p = A m . Por consiguiente: V p A p = V m A m
˙ p = Q ˙ m Q
∆p p
1/2
s
∆p p
1/2
s
˙ m es el caudal de agua que cruza por el modelo para producir la caída de Pero Q presióndesólo1 [psi], al cual se le denomina coeficiente de capacidad de caudal C V . Entonces: ˙ p = C V Q
∆p p
1/2
s
(5.1)
y al despejar se tiene: C V =
˙ p Q ∆p p
1/2
s
La medición en el laboratorio, con agua a 60 ◦ F, permite predecir el caudal de fluido hidráulico que la válvula puede conducir, para una caída de presión determinada. El ensayo para determinar el C V se lleva a cabo en un banco de pruebas como el que está esbozado en la figura 161. El caudal desplazado por la bomba, a través de la válvula que se desea caracterizar, se regula hasta conseguir la lectura en el manómetro ∆p m = 1 [ psi]. La lectura del rotámetro en [ gpm] es el valor numérico del C v de la válvula. Las válvulas hidráulicas se dimensionan, en condiciones ideales, para producir una caída depresión entre sus puertos no mayor a 40 [psi] (276 [kPa]), cuando a través de la
238
C
Válvulas de control direccional
V álvula para regulación de caudal Rotámetro graduado en [gpm]
Agua a 60 ◦ F ρm
˙ b W
∆p m =
˙ m [ gpm] = C V Q
p 1 − p 2
V álvula
Fluido manométrico
Bomba ∆h
ρ0 > ρm
∆p m
= ( ρ0 − ρm )g ∆h
∆p m
=
1 [psi]
Manómetro diferencial
F . Instalación para determinar el C V de una válvula que conduce líquidos.
válvula circula el mayor caudal esperado en el sistema. Es decir, habitualmente ∆p p = 40 [psi] (en la práctica se llega a tolerar de 50 a 100 [ psi]). Como el coeficiente de capacidad de caudal se define con la ecuación (5.1): C V =
˙ p Q ∆p p
1/2
s
al sustituir el valor deseado para ∆p p en [psi], la magnitud del caudal máximo que atra˙ p en [gpm] y la densidad relativa s del fluido hidráulico, se obtiene el vesará la válvula Q valor numérico de C V (el tamaño de válvula) que se debe instalar en el sistema hidráulico de potencia.
EJEMPLO 31 ¿Qué coeficiente de caudal corresponde a una válvula hidráulica de control direccional 4/3,queconduce184 [lpm] deaceitecuyadensidades ρ = 814 [kg/m3 ]? La caída de presión en la válvula no debe exceder ∆p = 325 [kPa]. ¿Cuál será la caída de presión si el caudal se incrementa a 260 [lpm]? El caudal es 184 [lpm] = 48,6 [ gpm]. La caída de presión es ∆p p = 325 [kPa] = 47,15 [psi]. La densidad relativa del fluido es s = 0,814. El coeficiente de caudal es:
S
239
Capacidad de las válvulas de control direccional
˙ p Q
48,6 [gpm] = 6,39 47,15 [psi] 1/2 0,814 s El coeficiente de caudal de la válvula siempre es el mismo, aunque el caudal que la atraviesa aumente a 260 [lpm] = 68,7 [gpm]. Con este caudal mayor se tendrá la caída de presión: C V =
∆p =
˙ 2 s Q C V 2
=
= 1/2 ∆p p
(68,7 [gpm])2 0,814
6,392
= 94,1 [psi] = 648,6 [kPa]
EJEMPLO 32 Un cilindro hidráulico, con diámetro de pistón D p = 160 [mm] y diámetro de vástago d v = 56 [mm], desplaza su carga a lo largo de la carrera s = 60 [cm]. Durantelaextensiónaplica312 [kN] defuerzayterminaelrecorridoen θ e = 3 [s]. Para el retroceso la fuerza es 148 [kN] y el tiempo es θ r = 2 [s]. a ) ¿Cuánta potencia hidráulica transmite el actuador en cada movimiento? b ) ¿Cuánto caudal sale y entra del actuador en cada movimiento? c ) ¿Qué coeficiente de caudal debe tener la válvula de control direccional que
alimenta al actuador, para que su caída de presión no supere 410 [ kPa]? La densidad del aceite hidráulico del sistema es 820 [kg/m3 ]? Las dimensiones del actuador son las siguientes: A t = A c =
π
4 π
4
D p 2 =
2
π
4
(0,160 [m])2 = 0,0201 [m2 ] 2
D p − d v =
π
4
[(0,160 [m])2 − (0,056 [m])2 ] = 0,0176 [m2 ]
y al multiplicar por la carrera s = 0,60 [m], se obtienen los volúmenes: Volt = A t · s = 0,0201 [m2 ] · 0,60 [m] = 0,0121 [m3 ] Volc = A c · s = 0,0176 [m2 ] · 0,60 [m] = 0,0106 [m3 ] a ) La potencia desarrollada durante la extensión es:
˙ext = W
F ext · s
θ ext
=
312 000 [N] · 0,6 [m] = 62,4 [kW ] 3 [s]
˙ret = F ret · s = 148 000 [N] · 0,6 [m] = 44,4 [kW ] y para el retroceso: W θ ret 2 [s]
240
C
Válvulas de control direccional
b ) En cada movimiento del actuador entra y sale caudal, de la tapa o de la ca-
beza. Los cuatro caudales son dirigidos por la válvula de control direccional. Para la extensión se tiene: 0,0121 [m3 ] ∆ Vol t ˙ Q t = = = 4,021 · 10−3 [m3 /s] = 241,27 [lpm] θ ext 3 [ s] caudal que entra a la tapa. 0,0106 [m3 ] ∆ Vol c ˙ = = 3,529 · 10−3 [m3 /s] = 211,72 [lpm] Q c = θ ext 3 [s] caudal que sale de la cabeza. y para el retroceso: ˙ c = Q
∆ Vol c
θ ret
0,0106 [m3 ] = = 5,293 · 10−3 [m3 /s] = 317,58 [lpm] 2 [s]
caudal que entra a la cabeza. ˙ t = Q
∆ Vol t
θ ret
0,0121 [m3 ] = = 6,032 · 10−3 [m3 /s] = 361,91 [lpm] 2 [ s]
caudal que sale de la tapa. c ) El caudal que sale de la tapa, durante el retroceso, es el mayor de los cua-
tro que cruzan a través de la válvula (361,91 [ lpm] = 95,62 [ lpm]; 1 [ gpm] = 3,785 [lpm]).Sedebedimensionarlaválvulaparaestecaudal,queocasionará la mayor caída de presión. Se tiene ∆p = 410 [kPa] = 59,6 [psi]; s = ρ/ 1000 = 0,82; al sustituir estos valores numéricos C V =
˙ Q
95,6 gpm 59,6 psi = 1/2 ∆p
s
[
]
[
1/2
]
= 11,2
0,82
Se debe adquirir e instalar una válvula con C V ≥ 11,2.
.................................................................................... 4.2. Coeficiente de capacidad de caudal para válvulas neumáticas .................................................................................... La talla o capacidad de una válvula neumática se establece de manera semejante al procedimiento que se sigue con las válvulas hidráulicas. El coeficiente de capacidad de
S
241
Capacidad de las válvulas de control direccional
caudal indica cuánto caudal puede conducir la válvula, sin rebasar una caída de presión que se considera conveniente. Entre mayor sea el C V puede fluir mayor caudal a través de la válvula, sin rebasar la caída de presión elegida. Para las válvulas que conducen fluidos compresibles, el coeficiente C V también se obtiene con las ecuaciones y los procedimientos descritos en las normas ANSI /ISA75.02.01-2008 y ANSI /ISA-75.01.01-2012 (ver el recuadro en la página siguiente).Con las ecuaciones propuestas en estas normas ISA se obtienen resultados confiables para un intervalo muy amplio de caídas de presión, sin importar el medio o el tipo de la válvula, incluyendo las válvulas de apertura continuamente variable. El caso de las válvulas neumáticas de control direccional es relativamente sencillo, pues se trata de válvulas con orificios de área constante. La National Fluid Power Association publicó una norma compatible con las normas ISA, apropiada para caracterizar válvulas neumáticas con orificios fijos (su apertura no es continuamente variable). Se trata de la norma ANSI / (NFPA)T3.21.3 R1-2008 (R2013), Pneumatic fluid power-Flow rating test procedure and reporting method-For fixed orifice components [27]. La norma ANSI/(NFPA)T3.21.3 indica cómo medir el C V para válvulas neumáticas con caídas de presión reducidas. Para efectuar la determinación experimental del C V , el estándar limita la caída de presión a través de la válvula, ∆p = p 1 − p 2 , al intervalo 1,0 [psi] ≤ ∆p ≤ 2,0 [psi] (7 [kPa] ≤ ∆p ≤ 14 [kPa]) [28]. La mayoría de los cálculos para determinar el caudal en componentes neumáticos dan por hecho que el fluido es incompresible, pero esta suposición es válida solamente con caídas de presión bajas (tal y como se recomienda en la prueba de ANSI /(NFPA)T3.21.3). La ecuación propuesta en la ANSI/(NFPA)T3.21.3 se puede emplear tanto con unidades inglesas (figura 162): ˙ Q
T 1 s C V = 22,48 p 2 · ∆p
1/2
1/2
(5.2)
como con unidades del Sistema Internacional: C V =
˙ Q
T 1 s
114,5 p 2 · ∆p
(5.3)
donde: C V = Coeficiente de capacidad de caudal [adimensional] ˙ = Caudal de aire en condiciones estándar (60 ◦ F, 14,7 [psia] o 15,6 ◦ C, Q 101,325 [kPa], 36% de humedad relativa), en pies cúbicos por minuto, [pcme] o litros por segundo [lps]. s = Densidad relativa1 del gas que cruza por la válvula [adimensional]. ∆p = Caída de presión producida por la válvula, ∆p = p 1 − p 2 , [psig] o [bar]. 1
La densidad relativa de un gas se define como el cociente de la densidad del gas respecto a la densidad del aire, ambas en condiciones estándar.
242
C
Válvulas de control direccional
donde: p 1 = Presión absoluta a la entrada de la válvula, [psia] o [bar]. p 2 = Presión absoluta a la salida de la válvula, [psia] o [bar]. T 1 = Temperatura absoluta del aire en ◦ R (◦ R = 460 + ◦ F) o [K ] ([K ] = 273,15 + ◦ C). 22,48 y 114,5 son constantes de conversión de unidades.
1.0
V ext
˙ t Q p 2
1.1
4
2 ∆p =
1
p 1 − p 2
3 p 1
F . Caída de presión en una válvula neumática.
Coeficiente de caudal para flujo compresible
La caída de presión a través de un orificio o de una válvula provoca una reducción en la densidad de un gas, pues el gas se expande con la disminución de la presión. No sucede así con los líquidos, para los cuales no hay cambios perceptibles en su densidad. En condiciones de estado permanente el flujo másico ˙ = ρ V A t no cambia a lo largo de la trayectoria del flujo, de manera que si el m gas se expande también se debe acelerar a una velocidad mayor. Anteriormente los fabricantes de válvulas evitaban el empleo de ecuaciones y de los coeficientes de capacidad de caudal. Preferían presentar gráficoso nomogramas con la caída de presión para flujo de agua, aire y vapor, para cada tamaño de válvula. Este sistema prevaleció hasta 1944, cuando la empresa Masoneilan introdujo el coeficiente de capacidad de caudal C V que se emplea en la actualidad [23]. Durantelasdécadas50y60delsigloXXhabíaunampliodesacuerdoentrelosfabricantes de válvulas, con respecto a qué ecuación para flujo compresible se debía utilizar. Algunos usuarios en las industrias de proceso notaron que las ecua-
S
243
Capacidad de las válvulas de control direccional
cionesparaflujocompresible,empleadaseneseentonces,dabanresultadosque estaban en desacuerdo y podían llevar a cometer errores serios en el dimensionado. Válvulas con el mismo coeficiente C V pero formas distintas podían tener características de flujo gaseoso radicalmente diferentes, lo cual causaba el problema. Se hizo evidente que un solo coeficiente de capacidad de caudal C V , determinado experimentalmente, era insuficiente para describir el flujo líquido y gaseoso a través de válvulas para la gama completa de caídas de presión. En julio de 1969, Leslie Driskell publicó un artículo en la revista Hydrocarbon Processing [22], en el que proponía ecuaciones y procedimientos para determinar el comportamiento del flujo compresible a través de válvulas. Driskell reconoció que el flujo a través de válvulas era muy similar al flujo a través de placas delgadas con orificios para la medición de flujos. Al siguiente año publicó otro artículo en ISA Transactions [29], y en 1983 su libro de texto Control Valve Selection and Sizing [ 20]. Su trabajo está sólidamente sustentado sobre muchos años de investigación, conducida sobre orificios con borde afilado para la medición precisa del flujo. La ecuación para determinar el coeficiente de caudal C V para flujo fluido compresible, que se convirtió en el estándar ISA ( International Society of Automation ), procede de los trabajos de Driskell. La norma ANSI /ISA-75.01.01-2012 Flow Equations for Sizing Control Valves [25] proporciona las ecuaciones para dimensionar una válvula, tanto para fluidos compresibles como incompresibles. Con estas ecuaciones se obtienen resultados confiables para la gama completa de caídas de presión, sin importar el medio o el tipo de la válvula, incluyendo las válvulas de apertura variable. Para el flujo turbulento no crítico de un gas o un vapor, la norma ANSI /ISA75.01.01-2012 proporciona la ecuación: ˙ e Q s T 1 z C V = F p Y N 7 p 1 x
1/2
(5.4)
˙ e = caudal del gas o vapor en condiciones estándar (lo que en neumádonde Q tica se llama “condiciones de aire libre”) F p = factorgeométricodelatubería,porlosposiblescambiosdeforma o de sección. Y = factor de expansión; cociente del coeficiente de flujo para un gas entre el correspondiente a un líquido, para el mismo número de Reynolds. N 7 = constante numérica, diferente para cada sistema de unidades; ˙ e [pcm], p 1 [psia] y T 1 ◦ R N 7 = 22,667 si Q
244
C
Válvulas de control direccional
p 1 = presión absoluta del gas a la entrada de la válvula. s = densidad relativa del gas (cociente de la densidad del gas respecto
a la densidad del aire, ambas en condiciones estándar). T 1 = temperatura absoluta del gas a la entrada de la válvula. z = factor de compresibilidad del gas. x = cociente de la caída de presión ∆p entre la presión absoluta del gas a la entrada de la válvula, p 1 . En el apéndice b se proporciona una demostración de la igualdad (5.4).
Sobre estas dos ecuaciones se debe tener en cuenta las siguientes observaciones [30]: a ) La predicción del C V es exacta con
±10%,
para caídas de presión no mayores a 2,0 [psi] (14 [kPa]). El error crecerá para caídas de presión mayores. b ) Las ecuaciones son válidas para flujo subsónico, lo cual se verifica si el límite de caída de presión está en el intervalo 0,85 < p 2 /p 1 ≤ 1,0 (ambas presiones en valor absoluto). c ) La influencia de la humedad relativa del aire sobre el valor de la densidad relativa es muy pequeña, por lo cual se puede ignorar. d ) El resultado para el C V es el mismo, sin importar en cuál sistema de unidades se hagan las operaciones (y qué ecuación se emplee para los cálculos numéricos, (5.2) o (5.3)).
EJEMPLO 33 Un cilindro neumático, con diámetro de pistón D p = 6 [pulg] y carrera s = 25 [ pulg], recibe aire comprimido que ingresa a la válvula a 50 [psi]. Durante el movimiento de extensión efectúa su recorrido en θ e = 5 [s]. ¿Qué coeficiente de caudal debe tener la válvula de control direccional que alimenta al actuador, para que su caída de presión no supere 2 [psi]? La presión atmosférica local es 14,7 [psia] y la temperatura 60 ◦ F. El área transversal del pistón, del lado de la tapa, es: A t =
π
4
D p 2 =
π
4
2
(6 [pulg])2 = 28,274 [pulg ]
y al multiplicar por la carrera s = 25 [pulg], se obtiene el volumen de la tapa: Volt = A t · s = 28,274 [pulg2 ] · 25 [pulg] = 706,86 [pulg3 ]
S
245
Capacidad de las válvulas de control direccional
La relación de compresión es: RC =
50 [psi] + 14,7 [psi] = 4,4 14,7 [psi]
y el caudal en condiciones de aire libre:
PCMt =
Vol [pulg3 ]
·
Relación de compresión
Tiempo requerido para llenar el cilindro [s]
· 28,8
706,86 [pulg]3 · 4,4 = = 21,61 [pcm] 5 [s] · 28,8
Para emplear la ecuación (5.2) se tiene ∆p = 2 [ psi]; p 2 = p 1 − ∆p = 48 [psi] = 62,7 [psia]; s = 1, pues la válvula conduce aire (ver la nota posterior a la ecuación (5.3)); T 1 = 60 ◦ F = 520 ◦ R. Al sustituir valores: ˙ Q
T 1 s C V = 22,48 p 2 · ∆p
1/2
21,61 [pcm] 520 ◦ R · 1 = 22,48 62,7 [psi] · 2 [psi]
1/2
= 1,96
EJEMPLO 34 Un cilindro neumático, con diámetro de pistón D p = 15 [cm] y carrera s = 63,5 [cm], recibe aire comprimido que ingresa a 344 [kPa] a la válvula de control direccional. Durante la extensión efectúa su recorrido en θ e = 5 [s]. ¿Qué coeficiente de caudal debe tener la válvula de control direccional que alimenta al actuador, para que su caída de presión no supere 14 [kPa]? La presión atmosférica local es 101,33 [kPa] y la temperatura 16 ◦ C. El área transversal del pistón, del lado de la tapa, es: A t =
π
4
D p 2 =
π
4
(0,15 [m])2 = 0,01767[m2 ]
y al multiplicar por la carrera s = 0,635 [m], se obtiene el volumen de la tapa: Volt = A t · s = 0,01767 [m2 ] · 0,635 [m] = 0,0112 [m3 ] La relación de compresión es: RC =
345 [kPa] + 101,33 [kPa] = 4,4 101,33 [kPa]
246
C
Válvulas de control direccional
y el caudal en condiciones de aire libre: Volt Relación de · [m3 ] compresión
0,0112 [m]3 · 4,4 ˙ t = Q = = 9,885 · 10−3 [m3 /s] = 9,885 [lps] 5 [s] Tiempo requerido para la extensión [s] Para emplear la ecuación (5.3) se tiene ∆p = 14 [kPa] = 0,14 [bar]; p 2 = p 1 − ∆p = 330 [kPa] = 431,33 [kPa] absoluta = 4,31 [bar] absoluta; s = 1, pues la válvula conduce aire (ver la nota posterior a la ecuación 5.3); T 1 = 16 ◦ C = 289,15 [K ]. Al sustituir valores: ˙ Q
T 1 · s C V = 114,5 p 2 · ∆p
1/2
9,885 [lps] 289,15 [K ] · 1 = 114,5 4,31 [bar] · 0,14 [bar]
1/2
= 1,9
Las igualdades (5.2) y (5.3) incluyen variables con valores conocidos para las condiciones habituales de una válvula neumática. La temperatura T 1 es la temperatura ambiental en valor absoluto (tradicionalmente se toma 15,6 ◦ C = 289,15 [ K ] = 60 ◦ F = 520 ◦ R); la densidad relativa del gas aspirado por el compresor es s = 1 (ver la nota a pie de página vinculada con la ecuación (5.3)); la presión absoluta a la salida de la válvula, p 2 , es p 1 − ∆p . Por consiguiente —aunque las dos igualdades se pueden emplear sin dificultades para evaluar el C V — no es difícil modificar las ecuaciones con el propósito de facilitar los cálculos numéricos [31]. Tomemos la ecuación (5.2): ˙ Q
T 1 · s C V = 22,48 p 2 · ∆p
1/2
=
˙ Q
520
22,48 (p 1 − ∆p ) · ∆p
1/2
˙ · A = Q
donde 1 520 A = 22,48 (p 1 − ∆p ) · ∆p
1/2
= f ( p 1 , ∆p )
(5.5)
Se puede preparar una tabla de resultados para la variable A , para varias opciones de caída de presión en la válvula, ∆p [psi], y diversos valores de la presión de entrada a la válvula p 1 [psi].Leyendoenlatablalamagnitudde A se obtiene el coeficiente de caudal C V con el producto: ˙ [pcme] C V = A · Q
(5.6)
En la tabla 5.3 se proporcionan tres valores posibles para la caída de presión ∆p = p 1 − p 2 , que corresponden a situaciones típicas del funcionamiento de los sistemas de potencia con aire comprimido:
S
[2 [psi]:]
5 [psi]: 10 [psi]:
247
Capacidad de las válvulas de control direccional
Para sistemas en los que se necesita una gran eficiencia en el empleo de la energía o tiempos de respuesta muy breves para el actuador. Para sistemas típicos. Para sistemas sencillos, en los cuales no hay preocupación por las pérdidas de energía y conviene ahorrar en la talla de las válvulas.
T .. Variable A (p 1 , ∆p ) para la obtención del coeficiente de capacidad de caudal con la ecuación (5.6); operaciones en el sistema inglés de unidades. p 1
=
Variable A para diferentes caídas de presión
presión manométrica a la entrada de la válvula, [psi]
2 [psi]
5 [psi]
10 [psi]
10
0,155
0,102
20
0,129
0,083
0,066
30
0,113
0,072
0,055
40
0,097
0,064
0,048
50
0,091
0,059
0,043
60
0,084
0,054
0,040
70
0,079
0,050
0,037
80
0,075
0,048
0,035
90
0,071
0,045
0,033
100
0,068
0,043
0,031
110
0,065
0,041
0,030
120
0,062
0,039
0,029
130
0,060
0,038
0,028
140
0,058
0,037
0,027
150
0,056
0,036
0,026
160
0,055
0,035
0,026
170
0,054
0,034
0,025
180
0,052
0,033
0,024
190
0,051
0,032
0,024
200
0,050
0,031
0,023
De igual modo, la ecuación (5.3) se prepara para facilitar los cálculos numéricos en Sistema Internacional, con T 1 = 289,15 [K ] y s = 1: ˙ Q
T 1 · s C V = 114,5 p 2 · ∆p
1/2
=
˙ Q
289,15
114,5 (p 1 − ∆p ) · ∆p
1/2
˙ · A M = Q
248
C
Válvulas de control direccional
donde 1 289,15 A M = 114,5 (p 1 − ∆p ) · ∆p
1/2
= f ( p 1 , ∆p )
(5.7)
y ˙ [ lps] C V = A M · Q
(5.8)
Enlatabla5.4seproporcionantresopcionestípicasparalacaídadepresión∆p = p 1 −p 2 en la válvula: 14 [kPa], 35 [kPa] y 70 [kPa] (0,14 [bar], 0,35 [bar] y 0,7 [bar]).
T .. Variable A M (p 1 , ∆p ) para la obtención del coeficiente de capacidad de caudal con la ecuación (5.8); operaciones en el Sistema Internacional de unidades. Variable A M para diferentes caídas de presión
p 1 presión manométrica a la entrada de la válvula =
[kPa ]
[bar]
14 [kPa ] 0,14 [bar]
35 [kPa ] 0,35 [bar]
70 [kPa ] 0,7 [bar]
75
0,75
0,311
0,211
0,172
150
1,5
0,257
0,171
0,132
225
2,25
0,224
0,147
0,111
300
3,0
0,202
0,131
0,097
375
3,75
0,184
0,119
0,088
450
4,5
0,171
0,110
0,081
525
5,25
0,160
0,103
0,075
600
6,0
0,151
0,097
0,071
675
6,75
0,144
0,092
0,067
750
7,5
0,137
0,088
0,063
825
8,25
0,131
0,084
0,061
900
9,0
0,126
0,081
0,058
975
9,75
0,122
0,078
0,056
1050
10,05
0,120
0,077
0,055
1125
11,25
0,114
0,073
0,052
1200
12,0
0,111
0,071
0,051
1275
12,75
0,112
0,068
0,049
1350
13,5
0,105
0,067
0,048
1425
14,25
0,102
0,065
0,046
1500
15,0
0,100
0,063
0,045
S
249
Capacidad de las válvulas de control direccional
EJEMPLO 35 Repita los cálculos de los ejercicios 33 y 34, pero con ayuda de las ecuaciones 5.6 y 5.8 y las tablas 5.3 y 5.4 para obtener las variables A y A M . En el ejercicio 33 se obtuvo el caudal que ingresa a la tapa del actuador durante la extensión: Volt [pulg3 ] · RC 706,86 [pulg3 ] · 4,4 PCMt = = = 21,61 [pcm] θ ext [s] · 28,8 5 [s] · 28,8 Para la presión a la entrada de la válvula p 1 = 50 [psi] y la caída de presión ∆p = 2 [psi], en la tabla 5.3 se obtiene la variable A = 0,091. La ecuación (5.6) proporciona el coeficiente de caudal: ˙ [pcm] = 0,091 · 21,61 [pcm] C V = A · Q
C V = 1,97
Del ejercicio 34 se tiene el caudal que ingresa a la tapa del actuador durante la extensión: Volt [m3 ] · RC 0,0112 [m3 ] · 4,4 ˙ = = 9,885 · 10−3 [m3 /s] = 9,885 [lt/s] Q t = θ ext [s] 5 [s] En la tabla 5.4 se interpola linealmente para la presión a la entrada de la válvula p 1 = 344 [kPa] (3,44 [bar]) y la caída de presión ∆p = 14 [kPa] (0,14 [bar]); se obtiene la variable A M = 0,191. La ecuación (5.8) proporciona el coeficiente de caudal: ˙ [lps] = 0,191 · 9,885 [lps] C V = A M · Q
C V = 1,89
EJEMPLO 36 En el ejemplo 10 del capítulo 2 se trabajó con un actuador lineal neumático, cuyos diámetros de pistón y de vástago son 125 [ mm] y 36 [ mm]. La carrera es 0,80 [m] y los tiempos de extensión y retroceso son 2 [s] y 1,5 [s], respectivamente. Determine el coeficiente de capacidad de caudal de la válvula de control direccional, de manera que la caída de presión no supere 35 [kPa]. La presión disponible en el ingreso del actuador es 550 [ kPa]; la presión atmosférica local es 79 [kPa]. En el ejemplo 10 se obtuvieron algunos resultados útiles. La relación de compresión es:
250
C
Válvulas de control direccional
Relación de 550 [kPa] + 79 [kPa] = 7,962 compresión = 79 [kPa] y los caudales para la extensión y el retroceso:
˙ t = Q
Volt Relación de · [m3 ] compresión
9,82 · 10−3 [m3 ] · 7,962 = = 0,0391 [m3 /s]; 2 [s] Tiempo requerido para la extensión [s]
entra a la tapa. Volc Relación de · [m3 ] compresión
−3 3 9,003 · 10 [m ] · 7,962 ˙ c = Q = = 0,0478 [m3 /s]; 1,5 [s] Tiempo requerido para el retroceso [s]
entra a la cabeza. El mayor de los caudales es el que ingresa a la cabeza durante el retroceso; la válvula se debe dimensionar con este resultado. ˙ max = 0,0478 [m3 /s] = 47,8 [lps] Q La presión en los puertos del actuador es p 2 = 550 [kPa] y como ∆p = 35 [kPa] = 0,35 [bar] setiene p 1 = 585 [kPa] = 5,85 [bar] enlaentradadelaválvula.Enlatabla 5.4 se interpola linealmente entre las lecturas 6 y 5,25 [bar],para ∆p = 0,35 [bar], y se obtiene: A M = 0,0982
La ecuación (5.7) proporciona el coeficiente de caudal: ˙ [lps] = 0,0982 · 47,8 [lps] C V = A M · Q
C V = 4,69
1. En el ejemplo 12 del capítulo 3 se eligió un actuador lineal neumático. Su carrera es
20 [ pulg] y los tiempos de extensión y retroceso son 4 [ s] y 2,6 [s], respectivamente. Determine los caudales que se deben alimentar al actuador en cada movimiento y el caudal promedio para un ciclo de extensión y retroceso. Obtenga el coeficiente C V
Referencias
251
de la válvula de control direccional, para que la caída de presión no supere 10 [psi]. La presión atmosférica local es 13,8 [psia]. 2. En el ejemplo 16 del capítulo 3 se dimensionó un actuador lineal hidráulico. De-
termine los cuatro caudales que entran y salen del actuador y cruzan la válvula de control direccional; los tiempos para la extensión y el retroceso son 8 y 4,5 segundos, respectivamente. Establezca la talla de la válvula para que su caída de presión no sea mayor a 0,34 [MPa]. La densidad del aceite hidráulico del sistema es 796 [kg/m3 ]. 3. En el ejemplo 22 del capítulo 3 se determinaron las dimensiones adecuadas de un
actuador lineal neumático. Calcule el coeficiente de caudal de la válvula de control direccional, para que la caída de presión no supere 0,35 [bar]. La presión atmosférica local es 78 [kPa]. 4. Para el ejercicio propuesto 8, en el capítulo 3, considere los tiempos de extensión y
retroceso 12 [s] y 4,6 [s], respectivamente. Establezca los caudales que entran y salen del actuador en cada movimiento. Determine el coeficiente de caudal de la válvula para que su caída de presión no supere a 420 [kPa]. La densidad del aceite hidráulico del sistema es 810 [kg/m3 ]. 5. Para el ejercicio propuesto 10, en el capítulo 3, defina la talla de la válvula de con-
trol direccional neumática, para que su caída de presión no sea mayor a 5 [psi]. La presión atmosférica local es 11,6 [psi]. 6. Una máquina automática opera con tres cilindros neumáticos de doble efecto. Ca-
da actuador tiene un pistón con 40 [ mm] de diámetro, 15 [cm] de carrera y vástago con 14 [mm] de diámetro. Los cilindros reciben aire comprimido a 550 [kPa] para efectuar la extensión y a 420 [kPa] para el retroceso. Los actuadores efectúan —cada uno— 5000 ciclos en una hora. La presión atmosférica local es 86 [ kPa]. a) ¿Cuáles son las velocidades y los consumos de caudal para cada actuador, durante la extensión y la retracción? La extensión consume el doble del tiempo de la retracción. b) Obtenga el coeficiente de capacidad de caudal de la válvula, para que su caída de presión no supere 35 [kPa]. 7. Calcule el coeficiente C V de la válvula de control direccional para el motor del ejem-
plo 26, en el capítulo 4. La caída de presión no debe superar los 70 [kPa]. 8. Evalúe la talla de la válvula para el motor hidráulico del ejemplo 30, en el capítulo 4.
Su caída de presión no debe ser mayor a 0,4 [MPa].
[1] International Organization for Standardization. ISO 1219-1:2006 Fluid power sys-
tems and components-Graphic symbols and circuit diagrams-Part 1: Graphic symbols for conventional use and data-processing applications .
252
C
Válvulas de control direccional
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6
Válvulas para regulación de caudal
1. Válvulas para regulación de caudal con orificio variable 1. 1.1. Variables que influyen sobre el caudal que fluye a través de un pasaje estrecho 1. 1.2. Procedimientos para regulación de caudal en un sistema de potencia fluida 2. Regulación por obstrucción en un sistema neumático 1. 2.1. Regulación de velocidad en los motores neumáticos 1. 2.2. Sistema con velocidad múltiple (amortiguamiento externo) 1. 2.3. Válvula de escape rápido 3. Regulación de caudal en los sistemas hidráulicos 1. 3.1. Regulación de caudal por obstrucción. Alimentación regulada 1. 1.1. 3.1.1. Un sistema hidráulico sin regulación de caudal 1. 1.1. 3.1.2. Una válvula establece la velocidad de extensión 1. 1.1. 3.1.3. Se abre y cierra la apertura del orificio 1. 1.1. 3.1.4. Se modifica la diferencia de presiones en el orificio de la válvula 1. 3.2. Regulación de caudal por obstrucción. Descarga regulada 1. 3.3. Válvula para regulación de caudal por obstrucción, compensada por presión 1. 1.1. 3.3.1. Funcionamiento del conjunto compensador de presión 1. 1.1. 3.3.2. Aplicación de la válvula compensada por presión 1. 3.4. Regulación de caudal por derivación 1. 1.1. 3.4.1. Aplicación de la válvula por derivación, compensada por presión 1. 3.5. Selección de una opción para regular la velocidad 1. 1.1. 3.5.1. Regulación de velocidad por obstrucción con alimentación regulada 1. 1.1. 3.5.2. Regulación de velocidad por obstrucción con descarga regulada 1. 1.1. 3.5.3. Regulación de velocidad por derivación 1. 3.6. Válvula de desaceleración 1. 3.7. Regulación de velocidad en los motores hidráulicos
LL
a velocidad con la que un actuador recorre su carrera y desplaza su carga se establece con una o más válvulas para regulación de caudal. Al imponer un control sobre el flujo que avanza a través del sistema se define el ritmo con el que se ejecuta el trabajo. Lo más frecuente es que la carga se desplace con velocidades diferentes en cada sentido de su recorrido, extensión y retroceso o giros izquierdo y derecho. Por eso se debe controlar en forma independiente el caudal relacionado con cada movimiento. 255
256
C
Válvulas para regulación de caudal
La forma más simple de limitar el caudal que fluye a través de un conducto es con una restricción, un orificio con sección transversal menor al del conducto. Pero si la restricción tiene una sección transversal invariable no será posible hacer ajuste alguno sobre el flujo restringido que logra cruzarla. Entonces se necesita una válvula de control que permita modificar la magnitud de la restricción, una válvula con orificio variable. Cada día solemos operar válvulas para regulación de caudal con orificio variable, pues la dotación de agua en los espacios habitables se controla con estas válvulas. Pero las válvulas empleadas en los sistemas de potencia fluida son algo más refinadas que las de uso casero, aunque comparten los mismos principios de funcionamiento y su construcción es muy semejante.
Para establecer una velocidad definida en el movimiento de un actuador se emplea una válvula para regulación de caudal o de control de flujo . Esta válvula controla la magnitud del caudal que fluye a través de una línea de distribución, para luego acceder a uno de los puertos del actuador e inundarlo (o bien el caudal que abandona un actuador; ver la sección 1.2 más adelante). Entre más rápido se inunde el volumen interno del actuador —es decir, entre mayor sea el caudal que llega a su puerto— mayor será la velocidad con la cual se desplace su frontera móvil. En potencia fluida se regula el caudal por medio de una válvula reguladora de ori ficio variable . El principio de funcionamiento de esta válvula es semejante al de una válvula para regular el caudal de agua en cualquier toma hidráulica casera. El vástago de la válvula es un elemento móvil, que sale o penetra en el cuerpo de la válvula cuando el usuario lo gira por medio de un maneral. En el extremo del vástago existe un tapón —un disco planoyflexible—elcualobstruyeparcialototalmente un orificio de paso para el flujo. Entre más amplio el orificio de paso, mayor sección transversal dispuesta para que cruce el fluido. Las válvulas reguladoras de caudal para potencia fluida son más refinadas que una válvula de lavabo. El elemento de control gradúa la abertura del orificio mediante un vástago cuyo extremo tiene forma de aguja, como se muestra en la figura 163. Así, el control de la sección 1 2 transversal dispuesta para el paso del fluido varíaenformagradualymuyprecisaconelgirodel maneral. F . Válvula de aguja para regulación de caudal con orificio variable.
S
Válvulas para regulación de caudal con orificio variable
257
Flujo regulado
Flujo libre
F . Válvula para regulación de caudal con orificio variable. El símbolo a la izquierda es una válvula bidireccional; en el lado derecho, al añadirle una antirretorno en paralelo, la válvula es unidireccional.
En la figura 164 se muestran dos símbolos gráficos normalizados (ver ISO 12191:2006 [1] y ISO 1219-2:1995 [2]); ambos corresponden a una válvula para regulación de caudal con orificio variable. El símbolo a la izquierda es de una válvula bidireccional; es decir, esta válvula regula el caudal en ambos sentidos de flujo. El símbolo en el costado derecho corresponde a una válvula para regulación de caudal que incluye una válvula antirretorno en paralelo (ver el recuadro a continuación). Por consiguiente, la válvula para regulación funciona de modo unidireccional. La válvula unidireccional tiene un sentido de flujo libre —a través de la antirretorno— y un sentido regulado —a través del orificio en la válvula para regular el caudal. Con frecuencia, las válvulas para regulación de caudal ya incluyen una antirretorno en el mismo cuerpo de la válvula (ver el recuadro en la sección 1.2). Válvula antirretorno
La válvula antirretorno se emplea como un elemento de control, ensamblado en paralelo con algún otro dispositivo para controlar la potencia fluida. De esta forma el dispositivo de control se convierte en un elemento unidireccional. Es decir, funciona exclusivamente en un sentido, pues en el sentido contrario el flujo avanza por la antirretorno y evita pasar por el dispositivo. La válvula antirretorno cuenta exclusivamente con dos puertos, a través de los cuales entra o sale el caudal fluido. En el interior de la válvula existe un tapón, el cual obstruye o libera el paso a través del cuerpo de la válvula (en función de las fuerzas que se manifiesten sobre él). Este tapón puede ser una esfera que se mueve fácilmente dentro de la válvula, pero permanece colocada contra los bordes de un orificio mediante un resorte débil. En otras ocasiones el tapón tiene forma de cono truncado, el cual está articulado en su extremo superior y cuelga de la bisagra que lo sostiene. La figura 165 muestra la construcción interna de una válvula antirretorno; el tapón es una esfera metálica. Si la presión p 1 del fluido —manifestada en el puerto 1 de la válvula— es ma yor en magnitud a la presión p 2 —manifestada en el puerto 2— las fuerzas de
258
C
Válvulas para regulación de caudal
presión sobre el tapón vencen la oposición del débil resorte; entonces la válvula permite el paso del caudal, pues el tapón se retira del orificio de paso. Por el contrario, si la presión p 1 es menor en magnitud a la presión p 2 ,laválvulasebloquea y permanece cerrada. Entre mayor sea la magnitud de p 2 con respecto a p 1 , más eficazmente cerrará el tapón. Flujo libre
2
1
F . Construcción interna de una válvula antirretorno.
Cuando una válvula antirretorno se pone en paralelo con otro elemento de control, este segundo elemento se convierte en un dispositivo con funcionamiento unidireccional. En la figura 166 se muestra un dispositivo cualquiera de control para potencia fluida, denominado válvula V, con una válvula antirretorno en paralelo. Cuando cierto caudal fluido avance a través de estos dispositivos en paralelo, impulsado por una fuerza de presión, encontrará dos caminos posibles. Si la presión p 1 del fluido es menor que la presión p 2 , el caudal fluido avanzará de abajo hacia arriba impulsado por las fuerzas de presión. Sin embargo, cuando p 1 < p 2 la válvula antirretorno se bloquea, de modo que la única posibilidad es que el caudal fluya a través de la válvula de control V.
p 1
1
V
2 Por el contrario, si la presión p 1 del fluido es map 2 yor que la presión p 2 , el caudal fluido avanzará de arriba hacia abajo. Entonces, como p 1 > p 2 , la vál F . Válvula vula antirretorno se abre y permite el paso del fluantirretorno en paralelo jo. Cualquier dispositivo de control fluido presenta con un dispositivo de mayoroposiciónparaqueelfluidoavance(esdecir, control fluido. presenta mayor caída de presión), que la que opone una antirretorno. Por consiguiente, para el caudal fluido será más sencillo cruzar a través de la válvula antirretorno que a través de la otra válvula de control. De este modo, con una antirretorno en paralelo, el dispositivo de control es unidireccional. Esta posibilidad es de enorme importancia en la regulación de caudal, como se verá más adelante.
S
259
Válvulas para regulación de caudal con orificio variable
.................................................................................... 1.1. Variables que influyen sobre el caudal que fluye a través de un pasaje estrecho .................................................................................... Al colocar una válvula reguladora de caudal con un orificio estrecho, en una línea de distribución de potencia, se está emplazando una resistencia adicional al paso del fluido presurizado. Para vencer esta oposición, se consumirá cierta cantidad de la energía potencial (la presión del fluido) para impulsar el caudal a través de la válvula reguladora de flujo. El flujo a través de un pasaje estrecho depende de varios factores, de los cuales se puede distinguir cuatro principales (figura 167): p e
p s
˙ Q
µ = f ( T )
L
A
F . El caudal que fluye a través de un pasaje estrecho depende de cuatro variables principales.
a ) El tamaño delorificio .EntremásreducidaeslaseccióntransversalAdelorificio—de
la cual dispone el flujo para cruzar a través de una válvula o cualquier restricción— mayor velocidad promedio corresponderá a cierto caudal. La caída de presión en un flujo fluido depende, aproximadamente, del cuadrado de su velocidad. Entonces, si el caudal permaneciera invariable, a menor área transversal mayor velocidad, y por tanto mayor caída de presión. El resultado es que se establece un equilibrio con un caudal más reducido fluyendo a través del orificio. En una válvula para regulación de caudal el tamaño del orificio es la única variable que se ajusta a voluntad del operario. Así se establece un caudal en la línea de distribución (y con ello una velocidad conveniente para el actuador). Entre más abierta la posición de la aguja —es decir, mayor sección transversal del orificio— mayor caudal logrará avanzar a través de la válvula. b ) La diferencia de presión entre la entrada y salida del orificio, ∆p = p e − p s . En un sistema de potencia fluida, la presión es una forma de energía potencial. Entre ma yor es la diferencia entre la presión antes del orificio y la presión después de él, más energía potencial se está transformada en energía cinética. Es decir, a mayor diferencia de presión mayor caudal cruza por la restricción (para una posición fija de la aguja que controla al orificio). c ) La temperatura del fluido . Las propiedades térmicas de cualquier fluido varían en función de su temperatura, entre ellas destaca su densidad y —sobre todo— su vis-
260
C
Válvulas para regulación de caudal
p e
˙ Q
µ = f ( T )
A
p s
F . En un orificio de borde afilado la longitud del pasaje es nula.
cosidad. Para cualquier líquido, a mayor temperatura menor viscosidad (y lo opuesto para los gases). Si la viscosidad de un líquido o un gas disminuye por los cambios de temperatura, entonces avanzará mayor caudal a través de un orificio (para una apertura de orificio determinada y cierta diferencia de presión establecida). d ) La longitud del pasaje estrecho . La restricción al flujo es proporcional a la longitud del pasaje. Entre más largo el pasaje estrecho, más energía potencial (presión del fluido) se gasta en impulsar un caudal a través de la restricción. Las válvulas para regulación de caudal modernas tienen orificios para regulación con longitud nula. Estasválvulascuentanconunorificiode“crestaaguda”o“debordesafilados”,como se muestra en la figura 168. De este modo, se evita la influencia de la longitud del ˙ = f ( A , ∆p , T ). pasaje y se tiene Q Tanto la diferencia de presión como la temperatura del fluido de trabajo son variables que no se puede controlar con facilidad, pero que influyen notablemente en el ajuste de las velocidades de un actuador. Solamente la sección transversal del orificio se puede ajustar a voluntad del operario.
.................................................................................... 1.2. Procedimientos para regulación de caudal en un sistema de potencia fluida .................................................................................... Las válvulas de aguja con orificio variable permiten regular el caudal mediante dos procedimientos diferentes: “por obstrucción” y “por derivación” .Lasválvulasquefuncionan por obstrucción constituyen un obstáculo interpuesto al paso del fluido; la caída de presión producida por la válvula disminuye el caudal que logra avanzar a través de la línea dondesecolocólaválvula.Lasválvulasporderivacióncontrolanelcaudalquesederiva por una tercera vía de flujo, de manera que reducen el caudal neto que se envía hacia el puerto del actuador. Un actuador efectúa trabajo porque posee una frontera móvil que se desplaza impulsada por fuerzas de presión. Para que esta frontera avance, se debe alimentar fluido presurizado hacia el volumen creciente que se genera con su desplazamiento. En forma simultánea, es necesario descargar hacia la atmósfera o hacia el tanque el fluido contenido del otro lado de la frontera móvil. Por consiguiente, se puede regular la ve-
S
261
Válvulas para regulación de caudal con orificio variable
Válvulas de aguja unidireccionales para regulación de caudal
Basta con ensamblar una válvula antirretorno en paralelo con una válvula de aguja, para que el resultado sea una válvula que controla el caudal solamente en un sentido de flujo. De esta manera se pueden colocar dos válvulas de aguja unidireccionales —una en cada puerto del actuador— para controlar en forma independiente las velocidades de sus dos desplazamientos (extensión y retroceso o giros horario y antihorario). En ocasiones se acoplan la antirretorno y la válvula de aguja usando las conexiones apropiadasparaformarelparalelo.Peroestasolución es usada tan frecuentemente que la ma yoría de las válvulas para regulación de caudal —sobretodo las neumáticas— ya tienen incorporada la antirretorno dentro del cuerpo de la válvula. Es decir, son unidireccionales por construcción, como se muestra en la figura a la derecha.
Flujo libre
Flujo regulado
Las válvulas para regulación de caudal con orificio variable se construyen en muchas tallas, para elegir el tamaño apropiado en función del caudal que atravesará por la válvula. En la figura más abajo se muestran varios ejemplos. Las válvulas hidráulicas se construyen con el cuerpo metálico, de acero al carbono o de bronce, por la presión elevada que deben soportar [3]. Las válvulas neumáticas son mucho más ligeras y se construyen con latón o con materiales plásticos, sobre todo las de talla menuda [4]. Cuando la válvula es unidireccional suele tener alguna indicación estampada en su cuerpo, para distinguir el sentido con flujo libre del sentido con flujo regulado. Bastaría invertir la orientación de una de estas válvulas para modificar radicalmente las consecuencias del control sobre el actuador (en las figuras 169 y 170 se ilustran estas consecuencias).
262
C
Válvulas para regulación de caudal
1.0 V ext
1.03
1.01
1.02
1.1
A
B
P
T
F . Tres modos diferentes para regular la velocidad de extensión en un actuador lineal hidráulico. Las válvulas 1.01 y 1.02 funcionan por obstrucción; la p rimera regula la alimentación a la tapa y la segunda regula la descarga de la cabeza. La válvula 1.03 regula la alimentación a la tapa por derivación.
1.0 V ext
1.02
1.1
1.01
A
B
P
T
1.03
F . Tres modos diferentes para regular la velocidad de retroceso en un actuador lineal hidráulico. Las válvulas 1.01 y 1.02 funcionan por obstrucción; la p rimera regula la alimentación a la cabeza y la segunda regula la descarga de la tapa. La válvula 1.03 regula la alimentación a la cabeza por derivación.
S
Regulación por obstrucción en un sistema neumático
263
locidad del actuador mediante el control de uno de dos caudales: el alimentado hacia el actuador o el descargado hacia la atmósfera o el tanque que sirve como reserva del líquido. Cuandoseemplealaregulación por obstrucción ,lavelocidaddelactuadorsepuede establecer en dos formas diferentes: a ) controlar el caudal que ingresa al actuador para proporcionarle potencia fluida (llamada alimentación regulada o “meter in ” en idioma inglés); o b ) controlar el caudal que es expulsado del actuador, hacia la atmósfera o hacia el tanque de reserva del líquido hidráulico (llamada descarga regulada o “ meter out ” en
inglés). Cuando se regula por derivación siempre se controla el caudal que ingresa al actuador (es decir, se tiene alimentación regulada). Las figuras 169 y 170 muestran las tres alternativas aplicadas en un sistema hidráulico, para controlar las velocidades de extensión y retroceso de un actuador lineal. El uso de válvulas para regulación de caudal unidireccionales, con una antirretorno en paralelo, asegura que la válvula sólo afectará la velocidad de uno de los movimientos del actuador (en la figura 169 cualquiera de las válvulas afecta exclusivamente la velocidad de extensión, pero no la de retroceso; en la 170 sucede lo contrario). Con los sistemas neumáticos se emplea casi exclusivamente la obstrucción con descarga regulada (y muy raramente se emplea la alimentación regulada; ver la sección 2.1). Pero en los sistemas hidráulicos se emplean las tres formas de control de velocidad, las dos por obstrucción y la regulación por derivación.
En el sistema de la figura 171 se muestra una posibilidad para regular la velocidad de retroceso del vástago de un actuador neumático de simple efecto. El actuador eleva en vertical una carga positiva. La válvula de aguja unidireccional se orientó de tal modo que el caudal de aire ingresa libre a la tapa del actuador, a través de la antirretorno. Por el contrario, cuando el aire escapa hacia la atmósfera —a través del puerto 3 de la válvula de control direccional— fluye en forma regulada a través del orificio. De esta manera se impide que la carga se desboque durante el retroceso. Esta forma de control de la velocidad se conoce como descarga regulada . El diagrama de movimientos del actuador se muestra en la figura 172. En el caso de un regulador de doble efecto es posible controlar ambas velocidades —de extensión y de retroceso— en forma independiente. En el sistema mostrado en la figura 173 se han colocado un par de reguladores de caudal entre la válvula de control direccional y los puertos del actuador lineal de doble efecto. Ambas válvulas de aguja
264
C
Válvulas para regulación de caudal
1.0
1.01
1.1
2
1
400 [kPa]
3
F . Regulación de la velocidad de retroceso de un actuador de simple efecto.
exte n dido
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
1
Actuador 1.0
0
r et ra ído
F . Diagrama de movimientos del actuador de la figura 171.
con orificio variable son unidireccionales y están orientadas para regular la descarga. Se debe notar que la válvula 1.01 regula la velocidad de extensión, mientras que la 1.02 regula la velocidad de retroceso. El funcionamiento de ambas válvulas, por supuesto, es por completo independiente el uno del otro. Si se colocara una válvula para regular la alimentación, el aire comprimido que ingresa al actuador (para mover su frontera móvil y desplazar a la carga externa), sufriría una caída de presión y se expandiría al pasar por el orificio. Entonces el actuador
S
265
Regulación por obstrucción en un sistema neumático
1.0
e
e ibl
ibl
r
r oj
oj F
F
ul
ul
1.01
1.02 1.1
450 [kPa]
4
2
3
1
F . Control de ambas velocidades en un actuador de doble efecto, mediante descarga regulada .
1.0
14 1.1
1.01 1.2
2
4
2
5 1
3
12
1.02 1.3
2
Giro antihorario
1
Giro horario
1
3
3
170 [kPa] 450 [kPa]
F . Regulación de la velocidad de un actuador de doble efecto. Se emplea una válvula 5/2 con doble escape y dos reguladores de caudal bidireccionales.
7
Válvulas para regulación de la presión
1. Reguladores de presión neumáticos 1. 1.1. Funcionamiento de un regulador de presión neumático 1. 1.1. 1.1.1. Regulador de presión sin orificio de venteo 1. 1.1. 1.1.2. Regulador de presión con venteo o alivio 1. 1.1. 1.1.3. Regulador de presión operado por piloto 2. Capacidad de un regulador de presión 1. 2.1. Ahorro de energía mediante la reducción de la presión 1. 2.2. Unidades de mantenimiento neumáticas 1. 1.1. 2.2.1. Filtro de aire de línea 1. 1.1. 2.2.2. Selección de la talla de un filtro de aire de línea 1. 1.1. 2.2.3. Lubricador de línea 1. 1.1. 2.2.4. Selección de la talla de un lubricador de línea 3. Aplicación de los reguladores de presión en los circuitos neumáticos 4. Válvulas hidráulicas de presión 1. 4.1. Válvula de alivio y descarga para control de presión 1. 1.1. 4.1.1. Respuesta lineal de la válvula de alivio 1. 1.1. 4.1.2. Selección de la talla de una válvula de alivio 1. 4.2. Válvula secuenciadora hidráulica 1. 4.3. Válvula hidráulica reductora de presión
E E
n los capítulos 5 y 6 se abordó el funcionamiento y la selección de las válvulas de control direccional y las válvulas para regular el caudal. Con esas familias de válvulas se determina el sentido del desplazamiento y la velocidad de ejecución del trabajo, respectivamente, cuando un actuador recibe caudal presurizado y desplaza su frontera móvil. Ahora se pondrá atención en las válvulas para regular la presión. Con estas válvulas se controla, establece o limita la magnitud de la presión —con frecuencia de las varias presiones— que se manifiestan sobre los actuadores y las válvulas de control de un sistema de potencia fluida. La principal consecuencia de establecer una magnitud para la presión es que así se define la fuerza, o el par torsor, que un actuador aplica sobre su carga externa. Y lo más común es alimentar presiones diferentes a cada uno de los puertos de un actuador de doble efecto, para así ajustar en forma independiente la fuerza o par torsor en cada uno de los sentidos de desplazamiento. Además, junto con las presiones que definen 323
324
C
Válvulas para regulación de la presión
la magnitud del trabajo efectuado por los actuadores, también se regulan señales de presión que conducen información para el subsistema de control. Porconsiguiente,enunsistemadepotenciafluidapuedeninstalarsevariasválvulas para regular múltiples niveles de presión. En los sistemas neumáticos se les llama reguladores de presión de línea ; en los sistemas hidráulicos se trata de las válvulas de alivio y descarga para el control de presión. Junto con estas dos válvulas también se analizarán otros dispositivos de control, que ayudan en la organización de las operaciones que efectúan los actuadores del sistema.
El aire comprimido que se alimenta al sistema de potencia, a una de sus ramas o a cada puesto de trabajo, proviene de una unidad de mantenimiento (ver la sección 4.1 del capítulo 1), que lo acondiciona para los requisitos específicos de cada aplicación. La unidad de mantenimiento siempre incluye tres elementos arreglados en serie y con el mismo orden. Primero se coloca el filtro para retener las impurezas, tanto sólidas como líquidas, transportadas por el caudal de aire. A continuación, el regulador de presión permite ajustar la presión suministrada al puesto de trabajo; así es como se determina la fuerza o el par torsor que los actuadores neumáticos son capaces de aplicar. Por último, la unidad de mantenimiento incluye un lubricador , el cual deposita una dosis controlada de aceite lubricante, proporcional a la magnitud del caudal de aire. Los reguladores de presión también se emplean para ajustar la presión de las señales piloto , por medio de las cuales no se transmite potencia, sino la información necesaria para el sistema de control. El ajuste de la presión a los valores adecuados para cada componente, sin incurrir en excesos innecesarios, influye notablemente en el ahorro de energía y la eficiencia global del sistema de potencia. Unreguladordepresiónconsisteenuncuerpodeválvulacondospuertos.Elpuerto primario recibe el caudal presurizado que proviene desde el tanque de almacenamiento con cierta presión elevada. El secundario entrega aire a una presión menor, relativamente invariable, sin importar las variaciones de presión en el puerto primario. El regulador tiene cierta capacidad limitada para entregar caudal con presión regulada, que depende de su talla o capacidad.
.................................................................................... 1.1. Funcionamiento de un regulador de presión neumático .................................................................................... El número de fabricantes que producen reguladores de presión de línea es casi incontable, al igual que las variaciones en la forma externa, colores y acabados. Sin embargo,
S
325
Reguladores de presión neumáticos
Perilla del tornillo de ajuste
Resorte
Ensamble de la v álvula interior Diafragma Puerto primario Puerto secundario
Puerto para el manómetro
F . Construcción típica de un regulador de presión de línea.
los diferentes modelos tienen muchas características comunes, y su apariencia y construcción es muy semejante a la que se muestra en la figura 214 [1]. Los reguladores de presión de línea se construyen con un cuerpo exterior metálico (aluminio, acero, zinc o latón) o de plástico, en varias tallas apropiadas para suministrar hasta cierto caudal máximo a través de su puerto secundario (desde 40 hasta 25 000 [L/min] de aire libre; ver la sección 4 del capítulo 2). Los puertos están roscados (comúnmente con diámetros nominales desde 1/16 hasta 11/2 NPT; ver los recuadros de la sección 2.2.1 del capítulo 5), para acoplarles tuberías o mangueras flexibles y un manómetro. La presión de alimentación en el puerto primario puede ser tan alta como 3500 [kPa] (500 [psi]), pero los modelos típicos para los sistemas neumáticos de potencia suelen estar diseñados para recibir no más de 1700 [kPa] (250 [psi]) y entregar entre 14 y 1000 [kPa] en el puerto secundario [2].
1.1.1. Regulador de presión sin orificio de venteo Es el regulador con la construcción más sencilla. Está diseñado para suministrar una presión muy precisa a la salida, preestablecida en la fábrica. Tiene un conjunto móvil —formado por un diafragma flexible o un pistón, el tapón y un vástago que los une a ambos— cuyo propósito es regular el tamaño de la abertura dispuesta para que fluya
326
C
Válvulas para regulación de la presión
Tornillo de ajuste
Resorte ajustable
Pistón
Pasaje piloto Puerto secundario
Puerto primario
Caudal a presión elevada
Caudal con presión regulada
Cuerpo del regulador Tapón
F . Construcción interna de un regulador de presión sin venteo.
F . El tapón cerró parcialmente y se regula la presión en el secundario.
el aire hacia el puerto primario (figura 215). El conjunto pistón-tapón está obligado a permanecer desplazado hacia abajo, por medio de un resorte ajustable que actúa sobre la cara superior del pistón (o el diafragma). El regulador funciona como una válvula normalmente abierta y permite la circulación libre del aire comprimido. Sin embargo, cuando el aire pasa hacia el puerto secundario, la presión se comunica a la parte baja del pistón (que tiene una superficie amplia) a través de un pasaje piloto. Entonces, el pistón se eleva hasta que se equilibran las fuerzas de presión y la fuerza del resorte. El tapón se acerca a su asiento y disminuye parcialmente el tamaño de la abertura para que fluya el aire (figura 216), produciendo una reducción controlada de la presión —y una expansión del aire— en el puerto secundario. El tapón abre o cierra parcialmente en función del equilibrio de fuerzas que se manifiesta sobre el pistón o diafragma. Así es como el regulador de presión ejerce un control dinámico sobre la presión del caudal que fluye a través del puerto secundario, apegándose a un valor relativamente constante de presión aunque el caudal demandado fluctúe. Un regulador sin venteo —como el mostrado en las figuras 215 a 217— no está diseñado para que el usuario ajuste la presión de salida en el puerto secundario. Esta limitación puede ocasionar una dificultad durante su operación: si el resorte del regulador se ajustara para disminuir la presión (mientras el regulador está en funcionamiento), el regulador puede bloquearse. Si las fuerzas de presión superan la fuerza ejercida por el
S
327
Reguladores de presión neumáticos
Perilla de ajuste
Resorte ajustable
Orificio de alivio
Pistón
Pasaje piloto Puerto secundario
Puerto primario
Cuerpo del regulador TapóTapón n y resorte
F . La presión en el secundario vence al resorte y bloquea al regulador.
F . Regulador de presión con orificio de venteo.
resorte, el pistón subirá excesivamente, el tapón se cerrará sobre su asiento y bloqueará por completo el paso del aire (figura 217). Para que el tapón vuelva a abrir será necesario que la presión aguas abajo del regulador disminuya, hasta equilibrar de nuevo la fuerza del resorte. Si la presión no disminuye, el regulador se mantendrá cerrado sin posibilidad de que se restablezca su operación. Esta dificultad se puede evitar si se emplea un regulador de presión con venteo o alivio de presión, pensado para que el usuario efectué ajustes ilimitados en la presión de salida en el puerto secundario mientras el regulador está en marcha.
1.1.2. Regulador de presión con venteo o alivio El regulador de presión con venteo funciona de modo semejante al regulador sin orificio de venteo, pero con una gran ventaja: el orificio actúa como una válvula de alivio que libera la presión excesiva de la línea corriente abajo del regulador. Por ello, el tapón no permanecerá bloqueado en caso de que el regulador se haya cerrado, por la acción de las fuerzas de presión que actúan sobre el lado inferior del pistón. La construcción interna del regulador con venteo o alivio de presión es muy parecida a la del regulador sin venteo. Tiene tres diferencias importantes: la existencia del orificio de venteo en el cuerpo del regulador, la presencia de un resorte bajo el tapón y el acoplamiento libre entre el pistón (o el diafragma) y el vástago del tapón (figura 218).
328
C
Válvulas para regulación de la presión
Alivio de la presión excesiva en el secundario
F resorte
Caudal a presión elevada
Caudal con presión regulada
F . Regulación de presión en el puerto secundario.
F . El exceso de presión desfoga por el orificio de alivio.
Los reguladores de presión con orificio de venteo mantienen una presión relativamente constante en el puerto secundario, mediante el control dinámico del tapón que sube empujado por su propio resorte y obstruye parcialmente el área de paso del flu jo de aire (figura 219). El ascenso del tapón está limitado por la posición que tomó el pistón (o diafragma), en función del equilibrio de las fuerzas de presión y la del resorte. Sin embargo, el pistón no está acoplado en forma rígida con el vástago del tapón y las dos piezas se pueden separar (figura 220), lo cual modifica el comportamiento del regulador en caso de quedar bloqueado por una presión excesiva aguas abajo del puerto secundario. Si la presión del aire en la línea del secundario es excesiva —por su expansión térmica, porque la carga del actuador empuja al pistón y comprime el aire o simplemente porque el resorte del regulador se reajustó a una presión inferior— el pistón y el tapón subirán hasta bloquear el área de paso (figura 220). Pero ahora las dos piezas no tienen una conexión rígida, de modo que cuando el tapón choca contra su asiento el pistón continúa subiendo y descubre el orificio de alivio en el pistón. Por consiguiente, el exceso de presión se desfoga hacia la atmósfera a través del orificio de venteo o alivio. Cuando la presión corriente abajo del regulador ha descendido al nivel seleccionado mediante el ajuste del resorte, el pistón desciende y se asienta sobre el vástago del tapón. Así se reanuda el control de la presión, sin que el regulador permanezca bloqueado.
S
329
Reguladores de presión neumáticos
Presión piloto Orificio para la señal piloto Pistón
Pasaje piloto Puerto secundario
Puerto primario
Caudal a presión elevada
Caudal con presión regulada
Cuerpo del regulador
Tapón y resorte
F . Regulador de presión con señal de presión piloto.
F . Balance de fuerzas sobre el pistón del regulador.
1.1.3. Regulador de presión operado por piloto Un tercer tipo de regulador de presión ofrece ciertas ventajas con respecto a los reguladores con resorte ajustable. Su construcción y funcionamiento son muy semejantes a los de los reguladores con resorte (figura 221), pero el balance de fuerzas sobre el pistón —o sobre un diafragma flexible— se establece entre dos fuerzas de presión. Sobre la cara inferior actúa la presión proveniente del secundario; sobre la cara superior actúa la fuerza producida por una señal de presión piloto. La sustitución del resorte ajustable por una señal de presión piloto le otorga dos ventajas al regulador. Por un lado, la presión en la línea secundaria del regulador se ajusta mediante un comando remoto (a través de la señal de presión piloto). De hecho, si se suspende la señal de presión piloto, el regulador se puede bloquear cerrando el tapón sobre su asiento (es decir, funciona como una válvula de dos vías, dos posiciones). De esta forma es posible suspender el suministro de aire comprimido a la línea aguas abajo del regulador. Por otro lado, sin importar que el conjunto pistón-tapón haya subido o bajado un poco más, la fuerza que actúa sobre la cara superior del pistón o el diafragma es prácticamente constante (figura 222). En cambio, en los reguladores con resorte ajustable cuando el pistón sube o baja se comprime o extiende un poco el resorte. El resorte opone una fuerza que varía linealmente con los cambios en su longitud, de manera que al comprimirlo un poco se endurece más y al liberarlo se hace más suave; por lo tanto, la regulación de la presión en el secundario puede no ser muy precisa.
330
C
Válvulas para regulación de la presión
Presión piloto
Orificio para venteo
Pasaje piloto Puerto secundario
Puerto primario
Cuerpo del regulador
Tapón y resorte
F . Regulador operado por piloto con venteo.
Al igual que los reguladores con resorte, existen reguladores de presión operados por piloto que tienen venteo o alivio (figura 223). Ofrecen las mismas prestaciones que los reguladores con resorte y orificio de venteo, más las características ventajosas que ya se mencionaron en los párrafos anteriores.
En la sección 1 ya se explicó que los reguladores de presión se construyen en varias tallas o tamaños. Entre más grande es su talla el regulador tiene mayor capacidad para suministrar caudal, a la presión regulada que se haya elegido con el ajuste del resorte, sin que se presente una caída de presión excesiva con respecto al ajuste que se hizo en condiciones de caudal cero. El caudal de aire se entrega en el puerto secundario a presión constante, entre 14 y 1000 [ kPa] (2 y 150 [ psi]), el intervalo de presiones típico de las aplicaciones neumáticas. Las compañías fabricantes de equipo neumático suelen nombrar las diferentes tallas de sus reguladores con etiquetas nominales que sugieren capacidades crecientes. Por ejemplo “sub miniatura ”, “miniatura ”, “compacto ”, “gran flujo ” [2]; o bien “micro ”, “mini ”, “midi ” y “maxi ” [3], o con cifras en millares: 1000, 2000,..., 5000 [4]. Otros fabricantes simplemente denominan las tallas de reguladores con cifras en fracciones, 1/4, 3/8, 1/2,...,hasta11/2, que identifican los puertos con rosca NPT del cuerpo del regulador. La empresa Parker Hannifin solía emplear una denominación para la capacidad de sus reguladores que combinaba dos cifras en fracciones [ 5]. La primera cifra identifi-
S
331
Capacidad de un regulador de presión
caba el tamaño del cuerpo del regulador de presión (cuerpo de 1/8 , 1/4 , 1/2 , 1 y 2 ); entre mayor es la cifra mayor la capacidad para suministrar caudal. La segunda cifra identificaba la conexión con rosca NPT de los puertos en el cuerpo del regulador. Un modelo con cierto tamaño de cuerpo podía tener los puertos preparados para acoplarse con diferentes diámetros nominales de tubería (ver los recuadros de la sección 2.2.1 del capítulo 5). Por ejemplo, se podía solicitar un regulador con cuerpo de 1/2, y elegir los puertos para conexiones roscadas NPT de 1/4, 3/8, 1/2 o 3/4. Posteriormente esta empresa modificó la denominación del tamaño de cuerpo para emplear etiquetas [ 6]: “miniatura ”, “ economía ”, “compacto ”, “ estándar ” y “ gran flu jo ”, combinados con puertos desde 1/8 hasta 2 NPT. Entre más grande es el tamaño de cuerpo —y para un tamaño de cuerpo, entre más grande es el diámetro nominal de los puertos— el regulador tiene mayor capacidad para suministrar caudal regulado a la presión secundaria. La capacidad de cada modelo de regulador de presión se define mediante su gráfica conlas características de alivio y flujo , comolamostradaenlafigura224quecorresponde al regulador Fairchild con resorte, modelo 10262, que se muestra en la figura 214 [1]. Las curvas de la figura 224 se obtuvieron experimentalmente, con una alimentación de688 [kPa] (100 [psi]) en el puerto primario, la presión máxima de suministro habitual en los sistemas neumáticos de potencia. Es común que se preparen dos gráficas para Caudal de aire [L/min] libre 110
-250
0
250
500
750
1500
1750
750
Presión suministrada = 100 [psi] (688 [kPa])
90
650
a di a
60 d
Ajuste a 60 [psi] (413 [kPa])
s
i
50
e P
r
[ a di l a
Ajuste a 45 [psi] (310 [kPa])
40
Ajuste a 30 [psi] (206 [kPa])
e
100 50 -5
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
Caudal de aire [pie3/min] libre
F . Curvas de alivio y flujo para diferentes presiones ajustadas en el puerto secundario en condiciones de caudal cero.
n
300
150
10
d ó
200
20
0 -15 -10
e
350 250
30
s
400
n ó
k
450
s e
P
500
Ajuste a 75 [psi] (516 [kPa])
70 l
a
550
80 [
]
600
Ajuste a 90 [psi] (619 [kPa])
s p
1250
700
100 ]i
1000
0 70
P
r
s
i
332
C
Válvulas para regulación de la presión
cada regulador, aplicando presiones diferentes en el puerto primario: 690 [kPa] (≈100 [psi]) y 1000 [kPa] (150 [psi]), el límite de máximo de almacenamiento en el tanque del sistema neumático (ver el recuadro de la sección 3 del capítulo II). Enlasgráficasdelafigura225seexponenlas características de alivio y flujo deunregulador marca Parker controlado por piloto, modelo 10R115PA (talla de cuerpo de 1/4 ) con puertos de 1/4 NPT [7]. La primera gráfica describe el comportamiento del regulador cuando el primario recibe 690 [kPa] ≈ 100 [psi]. La segunda gráfica es válida cuando el puerto primario recibe 1000 [kPa] ≈ 150 [psi]. Caracterí sticas de alivio y flujo. 10R115PA 800
120
700
105
] a
] i
90
600 P k
Puertos de 1/4 NPT Presión primaria 100 [psi] (690 [kPa])
s p
[ [ a i r
ai
75 r
500 a
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200 100
15
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0
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20
30
40
50
Caudal [pie3/min]
10
15
Caudal [dm3/s]
20
60
25
70
30
Caracterí sticas de alivio y flujo. 10R115PA 800
120
700
105
] a
i]
90
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i s
300
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45
s
e e r P
Puertos de 1/4 NPT Presión primaria 150 [psi] (1000 [kPa])
200
P
r
30
100
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0
0
10
0
10
5
0
5
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30
40
50
Caudal [pie3/min] 15
20
Caudal [dm3/s]
25
60
70
30
80
35
90
40
F . Curvas de alivio y flujo para un regulador operado con presión piloto. Presión en el primario: 690 y 1000 [kPa] (100 y 150 [psi]).
8
Unidades de potencia neumáticas e hidráulicas
1. Selección de la unidad de compresión en los sistemas neumáticos 1. 1.1. Unidades de compresión de pistones alternativos 1. 1.2. Unidades de compresión de tornillos helicoidales 1. 1.3. Funcionamiento del tanque recibidor 1. 1.1. 1.3.1. Dimensionado del tanque recibidor 2. Determinación y control de la capacidad del compresor 1. 2.1. Control mediante un interruptor de presión 1. 1.1. 2.1.1. Consumo total del sistema y capacidad del compresor 1. 2.2. Otros procedimientos de control 1. 1.1. 2.2.1. Carga y descarga del compresor 1. 1.1. 2.2.2. Modulado de la succión 1. 1.1. 2.2.3. Variación del desplazamiento 1. 1.1. 2.2.4. Variación de la velocidad 3. Sistema de distribución de aire comprimido 1. 3.1. Distribución en anillos o celdas cerradas 1. 1.1. 3.1.1. Construcción de la red de distribución 1. 3.2. Enfriadores en la descarga 4. Unidad de potencia en los sistemas hidráulicos 1. 4.1. Dimensionado del tanque de reserva del líquido 1. 4.2. Selección de la bomba
LL
os sistemas de potencia fluida funcionan con la ayuda de un vehículo fluido, a través del cual se hace llegar la información y la energía hasta las válvulas de control y los actuadores que efectúan trabajo sobre la carga externa. El caudal presurizado que circula a través de los componentes del sistema proviene de la unidad de potencia. En el corazón de la unidad de potencia está una máquina de desplazamiento positivo —un compresor o una bomba— impulsada por un motor primario, la mayoría de las veces eléctrico o de combustión interna. En el capítulo 2 centramos nuestra atención sobre el funcionamiento de estas dos máquinas fluidas de desplazamiento positivo. Ahí se describió su construcción y se mostró algunos de los principales modelos de bombas y compresores. También se estableció la importante vinculación de la bomba con la válvula de alivio y descarga para 373
374
C
Unidades de potencia neumáticas e hidráulicas
control de presión, y del compresor con su presostato y el tanque almacenamiento de aire comprimido. En este capítulo se expone el procedimiento para seleccionar la unidad de potencia con la talla apropiada para satisfacer los requisitos de un sistema, neumático o hidráulico. No se trata solamente de elegir el modelo y la talla del compresor o la bomba, sino también de los motores primarios y los elementos periféricos que controlan su funcionamiento y permiten distribuir el caudal presurizado hacia el sistema de potencia fluida. La discusión está enfocada no sólo a los sencillos modelos con los que se dimensionan los componentes, sino también a la oferta de las soluciones comerciales entre las que se debe llevar a cabo la selección de las unidades de potencia.
La compresión del aire atmosférico se efectúa mediante un compresor de desplazamiento positivo, movido por un motor primario que suele ser eléctrico para los equipos fijos y de combustión interna para los equipos móviles. Los compresores de desplazamiento positivo reciben este nombre por la forma en que efectúan el trabajo de compresión: una superficie móvil comprime directamente a la masa de gas, para confinarla en un volumen decreciente. Existe una amplia variedad de compresores de desplazamiento positivo, cuya pared móvil se desliza linealmente o gira alrededor de un eje. La forma de la superficie que confina y comprime al gas va desde una pared o diafragma plano —que avanza en línea recta— hasta formas muy complicadas que giran alrededor de un eje: lóbulos, engranes, tornillos, paletas giratorias, etc. En todos los casos, el resultado del trabajo de compresión es el incremento de la presión, la temperatura y la densidad del gas.
.................................................................................... 1.1. Unidades de compresión de pistones alternativos .................................................................................... En la sección 3 del capítulo 2 se mencionó que el compresor de pistón alternativo —sobre todo el de dos etapas— es el más empleado en los sistemas de compresión de capacidad moderada (motores por abajo de 19 [kW ], 25 [ hp]). Son los compresores más robustos, con una tecnología de manufactura más sencilla, menor costo y amplia distribución de refacciones. También son tolerantes a las condiciones agresivas de trabajo, como la presencia de suciedad en el aire y el mantenimiento infrecuente. Entre sus desventajas debe destacarse que son voluminosos, pesados y ruidosos. Comoseexplicóenlasección3.1delcapítulo2,paradisminuirlaenergíarequerida en la compresión se prefiere emplear un compresor de dos etapas (y acercar el proceso de compresión a uno isotérmico). Este compresor consiste básicamente en un cilindro
S
375
Selección de la unidad de compresión en los sistemas neumáticos
Bielas y pistones de hierro colado
V álvulas maquinadas en acero al carbono
Cabeza aletada
Volante con aspas de ventilador
Cojinetes de babbitt
Enfriadores con aletas perimetrales Cilindros de hierro colado
Rodamientos de bolas
Relevador centrí fugo para arranque sin carga
Cigüeñal balanceado
F . Construcción de un compresor de dos etapas con pistones alternativos, [1].
grande y otro pequeño, cada uno con su propio pistón, acoplados al mismo cigüeñal, consusrespectivasválvulasdeadmisiónydescargaademásdeunenfriadorintermedio y un enfriador en la descarga (figura 249; adaptada a partir de [1]).
F . Modelos comerciales de unidades de compresión para sistemas neumáticos de potencia.
376
C
Unidades de potencia neumáticas e hidráulicas
Los sistemas de compresión con pistones alternativos se construyen con una ampliavariedaddetamaños,condos,tresocuatropistonesarregladosenunaydosetapas de compresión. Tienen motores primarios de 0,37 a 448 [kW ] (0,5 a 600 [hp]), capacidades de caudal de 0.94 a 614 [lt/s] (en condiciones de aire libre; 2 a 1300 [pcm]) y tanques de almacenamiento horizontales o verticales con capacidad de 0,11 a 0,76 [m3 ] (30 a 200 [ gal]). Están preparados para su montaje en piso o para desplazarlos (figura 250). Las unidades de compresión se pueden elegir para desarrollar diversos ciclos de traba jo: para uso ligero (aplicaciones ocasionales), uso industrial normal y uso pesado con funcionamiento continuo. En cada una de estas unidades de compresión está instalado un control de presión, o presostato, para gobernar la puesta en marcha y el paro del motor primario; un manómetro; una válvula de alivio de seguridad; sistemas de enfriamiento del aire, entre las etapas y en la descarga; una válvula para drenar los líquidos acumulados en el tanque; el sistema de alimentación para el motor eléctrico; la transmisión por conexión directa o por bandas entre el compresor y el motor primario; patas para anclar la unidad al piso o ruedas para desplazarlo y, por supuesto, el tanque de almacenamiento del aire comprimido.
.................................................................................... 1.2. Unidades de compresión de tornillos helicoidales .................................................................................... Lossistemasdecompresióntecnológicamentemásmodernosestánbasados,ensuma yoría, en compresores de tornillos helicoidales, tanto de una como de dos etapas (figura 251). Son más costosos que las unidades de pistones alternativos, pero ofrecen varias ventajas en su funcionamiento. La relación de compresión depende de la longitud, el perfil del tornillo y la forma del puerto de la descarga. Los tornillos no están equipados con válvulas y no hay fuerzas mecánicas que pudieran crear algún desequilibrio. Por lo tanto, estos compresores trabajan con una velocidad angular muy alta, libres de vibraciones y proporcionan un flujo grande, no obstante sus pequeñas dimensiones exteriores.
F . Compresores de tornillo Ingersoll Rand, de una y dos etapas de compresión [2].
S
Selección de la unidad de compresión en los sistemas neumáticos
377
F . Unidades de compresión de tornillos de lóbulos.
Estas unidades de compresión son tan silenciosas que suelen instalarse en el mismo cuarto donde se ubica el sistema neumático de potencia, lo que no se podría hacer con un ruidoso compresor de pistones alternativos. También son más eficientes en el consumo de energía, pues su descarga de caudal se controla con procedimientos diferentes a la tradicional marcha y paro del motor primario mediante un interruptor de presión [3] (ver las secciones 2.1 y 2.2, más adelante). Lossistemasdecompresióncontornilloshelicoidales,figura252,puedenestararreglados con una y dos etapas de compresión. Suelen tener motores eléctricos de 2,2 a 485 [kW ] (3,0 a 650 [hp]), capacidades de caudal de 0,94 a 1510 [lt/s] (en condiciones de aire libre; 2 a 3200 [pcm]) y tanques de almacenamiento con capacidad de 0,2 a 0,5 [m3 ] (53 a 132 [gal]). Existen diseños preparados para su montaje en piso o como vehículos para el trabajo en campo (impulsados entonces por motores de combustión interna, de gasolina o diesel).
.................................................................................... 1.3. Funcionamiento del tanque recibidor .................................................................................... La descarga de caudal directamente desde un compresor alternativo puede tener fuertes pulsaciones, especialmente si cuenta sólo con una etapa de compresión y está conectado cerca del sistema que consume el aire. Para disminuir las pulsaciones en el suministro, el aire se dirige a un tanque recibidor cuando sale del enfriador en la descarga. Este recipiente almacena la masa de aire comprimido y funciona como un acumulador de energía potencial; así proporciona un suministro permanente de caudal, sin excesivas pulsaciones en la línea o frecuentes arranques y paros del compresor.
378
C
Unidades de potencia neumáticas e hidráulicas
Presostato Manómetro
Tapas toriesf éricas
Lí nea de suministro
V álvula de alivio
Enfriador en la descarga Compresor
Drenaje de condensados Motor
F . Tanque recibidor de acero para almacenar el aire comprimido que descarga el compresor.
Los compresores rotatorios entregan un caudal más uniforme, sin pulsaciones de presión tan enfáticas como sucede con los alternativos. Es común que se instalen tanques de almacenamiento con menor volumen, y —cuando se emplean los sistemas de control más refinados, que equilibran la descarga del compresor con la demanda del sistema— se puede prescindir incluso del tanque de almacenamiento tradicional, para sustituirlo con un recipiente muy pequeño. El tanque recibidor es un recipiente de acero provisto con puertos para el ingreso y salida del aire, un puerto para colocar un manómetro y el interruptor de presión que controla la marcha y paro del motor del compresor (a menos que se emplee otra forma de control; ver las secciones 2.1 y 2.2 más adelante) y una válvula de alivio para resguardar la integridad del recipiente en caso de sobrepresión (figura 253). También debe contar con un drenaje, con funcionamiento manual o automático, para separar los condensados que se precipitan al fondo; de lo contrario el agua contaminará al sistema neumático y producirá corrosión en el recipiente. El drenaje se coloca en el punto más bajo del recipiente. Si el recibidor se monta horizontalmente —como sucede con muchas unidades de compresión con tanque recibidor— es conveniente inclinarlo levemente para asegurar un drenaje adecuado.
S
Selección de la unidad de compresión en los sistemas neumáticos
379
La válvula de alivio debe ser capaz de descargar —en caso de emergencia— el caudal total del compresor. Con frecuencia, las válvulas de seguridad se ajustan a 69 [kPa] (10 [ psi]) por arriba de la presión máxima de almacenamiento en el tanque recibidor (pero por debajo de la presión máxima de trabajo para la cual se diseñó el recipiente). La mayoría de los fabricantes de recipientes para almacenar aire comprimido —al menos en el continente americano— se guían por las indicaciones de la sección VIII del código para calderas y recipientes a presión de la ASME [4]. Este código proporciona reglas de seguridad que gobiernan el diseño, fabricación e inspección de calderas y recipientes a presión. La división 1 de la sección VIII proporciona requisitos aplicables para el diseño, fabricación, inspección, prueba y certificación de recipientes a presión que operan con presiones internas o externas que exceden 15 [psi] (0,1 [MPa]). Los tanques recibidores se dimensionan de acuerdo con el caudal proporcionado por el compresor, la demanda de caudal consumido por el sistema y la adopción de un ciclo de paro y marcha para gobernar al motor del compresor.
1.3.1. Dimensionado del tanque recibidor Se debe recordar que el tanque recibidor es un almacén de energía potencial. Amortigua los pulsos de presión en la descarga del compresor y proporciona un caudal de aire con presión uniforme. Sobre todo, el tanque proporciona el caudal que consume el sistema de potencia durante los períodos de descanso del compresor. Los tanques recibidores se dimensionan para satisfacer las exigencias del sistema neumático. Para ello se toma en cuenta las siguientes variables: a ) La presión de almacenamiento en el tanque. Inicia en el valor p 1 , cuando el tanque está lleno por completo, y termina en el valor p 2 , una presión menor porque
el sistema de potencia ha consumido aire comprimido mientras el compresor está sin funcionar. Para la mayoría de los sistemas neumáticos de potencia se tiene p 1 ≤ 1 [MPa] (aproximadamente 150 [ psi]) y p 2 ≥ 410 [kPa] (aproximadamente 60 [psi]). ˙ s , expresado en condib ) La demanda de caudal promedio del sistema de potencia, Q ciones de aire libre en [m3 /s] o [pcm]. ˙ c , expresado en condiciones de c ) El caudal promedio entregado por el compresor, Q ˙ s < Q ˙ c , para que sea posible aire libre en [m3 /s] o [pcm]. Es forzoso que se cumpla Q acumular aire comprimido dentro del tanque recibidor. d ) El ciclo de funcionamiento y paro del compresor, definido por la suma de dos valores de tiempo: θ ciclo = θ func + θ paro (figura 254). El tiempo θ func establece el intervalo de funcionamiento del compresor, que sumi˙ c necesario para incrementar la presión dentro del tanque recibidor nistra el caudal Q
380
C
Unidades de potencia neumáticas e hidráulicas
p tanque El sistema de control del compresor ordena que se detenga el motor primario
El sistema de control del compresor ordena que se reanude la marcha del motor primario
p 1
p 2 p sist
θ paro
θ func
θ ciclo = θ paro + θ func
θ paro
θ func
Tiempo θ
F . Operación del tanque de almacenamiento entre las presiones p 1 y p 2 .
desde la presión baja p 2 hasta la alta p 1 (todo ello mientras el sistema de potencia funciona y consume aire). Durante el tiempo θ paro el tanque suministra al sistema el caudal ˙ s , necesario para hacer funcionar los actuadores, mientras el compromedio de aire Q presor permanece en reposo. Entonces el tanque se descarga paulatinamente —iniciandoalamáximapresióndealmacenamiento, p 1 ,yconcluyendoaciertapresión mínima aceptable, p 2 — hasta que el compresor se pone en marcha de nueva cuenta. Para definir los valores correctos de p 1 y p 2 es necesario conocer cuál es la mayor presión que se debe suministrar a los actuadores del sistema de potencia neumático, ps i s t ; de ello depende la fuerza o par torsor que desarrollan los actuadores. Por supuesto, se debe cumplir p 1 > p 2 > p sist . Enelrecuadrodelapágina382sepuedeconsultarunbalancedemasamuysencillo, que permite despejar el volumen del tanque recibidor necesario para suministrar la demanda del sistema durante el tiempo θ paro : ˙ s V r = θ paro Q
P atm (p 2 − p 1 )
(8.6)
donde: θ paro = tiempo de suministro, [s] ([min]) V r = volumen del tanque recibidor, [m3 ] ([pie3 ]) ˙ s = caudal consumido por el sistema, Q en condiciones de aire libre [m3 /s] ([pcm]) p 1 = presión manométrica inicial de almacenamiento (máxima), [Pa] ([psi])
S
donde:
381
Selección de la unidad de compresión en los sistemas neumáticos
p 2 = presión manométrica final de almacenamiento (mínima), [Pa] ([psi]) P atm = presión atmosférica local, [Pa] ([psi])
En ocasiones un sistema neumático de potencia pasa por períodos breves de consumoexcesivodecaudal(porejemplo,porqueseponeenmarchaungrupodeactuadores de una máquina que sólo funcionan un tiempo breve θ exc durante el día). Es posible suministrar este caudal excesivo para mantener operando el sistema de potencia durante el tiempo θ exc , si previamente se almacenó un volumen extra de aire en un tanque auxiliar que tiene el volumen V r ex . Durante este tiempo de consumo excesivo, θ exc —si el compresor está en marcha ˙ c al tanque recibidor— la igualdad (8.6) se modifica como y proporciona un caudal Q ˙ s exc > Q ˙ c y si el compresor está apagado entonces sigue (por supuesto, se debe tener Q ˙ c = 0): Q ˙ s exc − Q ˙ c V r ex = θ exc Q
P atm (p 2 − p 1 )
(8.7)
donde: θ exc = tiempo de suministro para consumo excesivo, [s] ([min]) V r ex = volumen de almacenamiento extraordinario en el tanque recibidor, [m3 ] (pie3 ) ˙ s exc = demanda excesiva de caudal, en condiciones de Q aire libre [m3 /s] ([pcm]) ˙ c = caudal suministrado por el compresor, en condiciones de Q aire libre [m3 /s] ([pcm]) Un tanque con mayor volumen de almacenamiento reduce la frecuencia de funcionamientodelcompresor.Asísedisminuyenloscostosdeoperaciónyeldesgasteporlos frecuentes arranques y paros de la unidad compresora. Conviene más seleccionar un tanque recibidor mayor de lo necesario que uno demasiado pequeño. El sobredimensionado del tanque incrementa poco los costos de instalación y provoca que la velocidad del aire en su interior disminuya, lo cual mejora la precipitación del condensado y la remoción de gotas de aceite. Algunos fabricantes de compresores alternativos solían recomendar reglas empíricas, para decidir la talla correcta del tanque recibidor [5], [6] y [7]. Vale la pena conocerlas para comparar con el resultado numérico de la ecuación (8.6) y estimar la posibilidad de elegir el mayor de los tres resultados: a ) El tanque debe tener un [gal] de volumen por cada [pcm] consumido por el sistema
de potencia (aire libre; 8 [m3 ] por cada [m3 /s]). Un [gal] = 3,785 [L]. b ) El tanque debe tener 4 [ gal] de volumen por cada [ hp] de potencia proporcionado porelmotorprimariodelcompresor(20,3[litro] porcada [kW ]).Un [hp] = 0,746 [kW ].
382
C
Unidades de potencia neumáticas e hidráulicas
Balance de masa para la descarga del tanque recibidor
Con un sencillo balance y la ecuación de los gases ideales se puede definir la talla adecuada para el tanque recibidor. En el estado inicial 1, cuando el compresor ˙ c hacia el recién se ha detenido y el tanque suministra por sí solo el caudal Q sistema, se tiene la masa de aire m 1 almacenada en el tanque recibidor: p 1 · V r = m 1 · R · T atm
∴
m 1 =
P 1 · V r R · T atm
(8.1)
V r es el volumen del tanque recibidor. Cuando ha pasado θ paro se reinicia la marcha del compresor, pues la presión en el tanque disminuyó al valor p 2 y ya sólo queda una masa m 2 almacenada en el tanque: m 2 =
P 2 · V r
(8.2)
R · T atm
La constante de gas ideal, R , y el volumen geométrico del tanque, V r , son invariables. Si el proceso de vaciado del tanque es isotérmico (sucede lentamente), la temperatura T también es constante. Entonces se tiene: m 1 m 2 V r = = P 1 P 2 R · T atm
o bien,
m 2 = m 1
P 2 P 1
(8.3)
La masa de aire que salió del tanque es: P 2 ∆m = m 2 − m 1 = m 1 P 1
P 1 · V r P 2 − P 1 V r − 1 = = (P 2 − P 1 ) (8.4) R · T atm P 1 R · T atm
y expresada en condiciones de aire libre, tiene la densidad ρlibre =
m P atm = V R · T atm
∴
1
ρlibre
=
R · T atm P atm
(8.5)
y como ∆m = ρlibre ∆ Vol, a partir de (8.4) se tiene: ∆ Vol =
1
V r R · T atm V r (P 2 − P 1 ) (P 2 − P 1 ) = (P 2 − P 1 ) = V r = P atm R · T atm P atm ρlibre R · T atm
= V r
(p 2 − p 1 )
P atm
donde P denota una presión absoluta y p la correspondiente presión manométrica.
A
Dimensiones de la tubería de acero y acero inoxidable
Tomado de las normas: • ANSI/ ASME
B36.10M-2004 Welded and Seamless Wrought Steel Pipe ; y • ANSI/ ASME B36.19M-2004 Stainless Steel Pipe .
T .. Dimensiones y pesos de tubería de acero forjado soldada y sin costura. ANSI/ ASME B36.10M-2004. Estándar (STD); Extra fuerte (XS); Doble extra fuerte (XXS)
Unidades inglesas Talla nominal 1/8 1/8 1/4 1/4 3/8 3/8 1/2 1/2 1/2 1/2 3/4 3/4 3/4 3/4
1 1 1 1 1 1/4 1 1/4 1 1/4 1 1/4
Diámetro exterior [pulg ]
Espesor de pared [pulg ]
Peso [1] [lbf /pie]
0,405 0,405 0,540 0,540 0,675 0,675 0,840 0,840 0,840 0,840 1,050 1,050 1,050 1,050 1,315 1,315 1,315 1,315 1,660 1,660 1,660 1,660
0,068 0,095 0,088 0,119 0,091 0,126 0,109 0,147 0,188 0,294 0,113 0,154 0,219 0,308 0,133 0,179 0,250 0,358 0,140 0,191 0,250 0,352
0,24 0,31 0,42 0,54 0,57 0,74 0,85 1,09 1,31 1,71 1,13 1,47 1,94 2,44 1,68 2,17 2,84 3,66 2,27 3,00 3,76 5,21
Designación API [2] Cédula comercial
5L 5L 5L 5L 5L 5L 5L 5L ... 5L 5L 5L ... 5L 5L 5L ... 5L 5L 5L ... 5L
STD XS STD XS STD XS STD XS ... XXS STD XS ... XXS STD XS ... XXS STD XS ... XXS
40 80 40 80 40 80 40 80 160 ... 40 80 160 ... 40 80 160 ... 40 80 160 ...
Unidades métricas Diámetro exterior [mm]
Espesor de pared [mm]
Peso [kg /m]
10,3 10,3 13,7 13,7 17,1 17,1 21,3 21,3 21,3 21,3 26,7 26,7 26,7 26,7 33,4 33,4 33,4 33,4 42,2 42,2 42,2 42,2
1,73 2,41 2,24 3,02 2,31 3,20 2,77 3,73 4,78 7,47 2,87 3,91 5,56 7,82 3,38 4,55 6,35 9,09 3,56 4,85 6,35 9,70
0,37 0,47 0,63 0,80 0,84 1,10 1,27 1,62 1,95 2,55 1,69 2,20 2,90 3,64 2,50 3,24 4,24 5,45 3,39 4,47 5,61 7,77 Continúa
425
B
Coeficiente de caudal CV para flujo compresible
LL
a norma ANSI/ISA-75.01.01-2007 Flow Equations for Sizing Control Valves proporciona las ecuaciones para dimensionar una válvula, tanto para fluidos compresibles como incompresibles, para diferentes regímenes de flujo. Con estas ecuaciones se obtienen resultados confiables para la gama completa de caídas de presión, sin importar el medio o el tipo de la válvula, incluyendo las válvulas de apertura variable. Para el flujo turbulento no crítico de un gas o un vapor, la norma proporciona la ecuación: C V =
donde
˙ e Q F p Y N 7 p 1
s T 1 z
1/2
x
˙ e = caudal del gas o vapor en condiciones estándar (lo que en neumática Q se llama «condiciones de aire libre») F p = factor geométrico de la tubería (por los posibles cambios de forma o de sección). Y = factor de expansión; cociente del coeficiente de flujo para un gas entre el correspondiente a un líquido, para el mismo número de Reynolds. N 7 = constante numérica, diferente para cada sistema de unidades; N 7 = 22.667 si Q˙ e en [pcm], p 1 en [psi] y T 1 en ◦ R. p 1 = presión absoluta del gas a la entrada de la válvula. s = densidad relativa del gas (cociente de la densidad del gas respecto a la densidad del aire, ambas en condiciones estándar). T 1 = temperatura absoluta del gas a la entrada de la válvula. z = factor de compresibilidad del gas. x = cociente de la caída de presión ∆p entre la presión absoluta del gas a la entrada de la válvula, p 1 .
Esta ecuación se puede obtener estableciendo la similitud dinámica entre un prototipo y un modelo, a través del número de Euler. En la demostración se empleará la denominación y la notación que se describe en seguida: 429
Índice de materias
actuadores, 4, 15, 68 − carrera, 74 − caudal desplazado, 17 − montaje, 91 − presión aplicada, 16 − y motores hidráulicos, 174 − − eficiencia energética, 175 − − eficiencia total, 176 − − eficiencia volumétrica, 175 − y motores neumáticos, 146 actuadores con pistones en serie, 75 actuadores de doble vástago, 75 actuadores hidráulicos − aceleración sobre la carga, 111 − aceleración y desaceleración, 110 − contrapresiones, 110 − intensificación de la presión, 110 actuadores lineales, 4, 67, 74 − collar del amortiguador, 108, 114 − contrapresiones, 83, 80, 118 − de simple efecto, 75 − desaceleración de la carga, 107 − diámetro del pistón, 80 − doble efecto, 75 − efecto de la contrapresión, 83 − factor de carrera, 98, 99 − factor empírico de diseño, 85 − fuerza de extensión ideal, 83 − fuerza necesaria para desplazar la carga, 78 − fuerza neta de extensión, 83 − fuerza neta de retroceso, 84 − longitud básica, 99 − montajes normalizadas NFPA, 95, 96 − pistón, 74 − presión máxima de operación, 113 − punta del amortiguador, 108, 114 − selección básica, 79
− selección completa de las dimensiones, 89 − sistema de amortiguamiento interno, 108, 118 − tipos de, 75, 76 − vástago, 74
actuadores neumáticos − capacidad de amortiguamiento, 120, 124, 126 − contrapresiones, 120, 121, 126 − de doble efecto, regulación de la velocidad, 263 − de simple efecto, regulación de la velocidad, 263 − determinación de la energía cinética, 121, 123 − peso de las partes móviles, 122 − velocidad máxima, 122 actuadores rotatorios, 4, 141 − carga estática, 169 − carga inercial, 170 − carga resistente, 168 − desplazamiento, 143, 144 − eficiencia energética, 145 − momento de inercia de la carga, 170 − par torsor, 143, 144, 163, 168 − par torsor neto, 170 − selección básica, 142 actuadores rotatorios hidráulicos, 193 − velocidad ideal, 175 actuadores rotatorios neumáticos, 163 − cuarto de vuelta, 168 − de paletas, 165 ascensores de cables, 7 − subsistema de control, 8 − subsistema de potencia, 8 bicicleta, 4 − eficiencia mecánica, 6 − subsistema de control, 5 435
