Tema 3 Oleohidraulica Maquinas Volumetricas

Área de Mecánica de Fluidos.

OLEOHIDRÁULICA: MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS

Área de Mecánica de Fluidos

Escuela Politécnica Superior de Ingeniería de Gijón 5º Curso de Ingeniería Industrial

OLEOHIDRÁULICA OLEOHIDRÁULICA Y NEUMÁTICA http://web.uniovi.es/Areas/Mecanica.Fluidos/

OLEOHIDRÁULICA: MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS 1. TIPOS DE MÁQUINAS DE FLUIDOS. 2. PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO DE LAS MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS. 3. PRESTACIONES DE LAS MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS. 4. CLASIFICACIÓN Y DESCRIPCIÓN DE LAS MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS. 5. CRITERIOS DE SELECCIÓN. 6. CARÁCTERÍSTICAS DE ASPIRACIÓN.

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1. TIPOS DE MÁQUINAS DE FLUIDOS. Las máquinas de de fluidos son dispositivos dispositivos mecánicos diseñados para para conseguir un intercambio energético entre un fluido y un eje de rotación.

transferencia de energía energía: Las máquinas de fluidos pueden clasificarse según el sentido de transferencia

GENERADORAS: Aumentan la energía del fluido: bombas, bombas, ventiladores, ventiladores, compresores compresores RECEPTORAS: Extraen energía del fluido: turbinas, motores funcionamiento: Las máquinas de fluidos pueden clasificarse según el principio de funcionamiento

MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS O DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO: Desplazan un volumen volumen confinado de fluido, comprimiéndolo comprimiéndolo o dando lugar lugar a su expansión, expansión, pero trabajando con dicho volumen de forma independiente al resto del fluido

1. Suministran un caudal fluctuante fluctuante (se abre una cavidad, el fluido entra, la cavidad se cierra y desplaza el fluido hacia la salida) 2. No son son sensibles sensibles a variaciones variaciones de viscosidad 3. Suministran caudales moderados 4. Suministran presiones altas 5. Su margen margen de caudal caudal es muy estrecho estrecho MÁQUINAS ROTODINÁMICAS O TURBOMÁQUINAS: El fluido atraviesa de forma continua el rodete (elemento giratorio) sin verse verse obstruido en ningún momento, modificando la cantidad de movimiento del fluido.

1. El flujo es más continuo 2. Muy sensibles sensibles a variaciones de viscosidad 3. Suministran caudales altos 4. Suministran presiones bajas y moderadas 5. Su margen margen de caudal es muy muy amplio

Carcasa Rodete Voluta



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Curvas características típicas de ambos tipos de máquinas (velocidad de rotación constante) Máquina volumétrica ↓µ

↓µ

↑µ

∆ p

Turbomáquina ↑µ

Caudal

2. PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO DE LAS MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS. Las máquinas volumétricas o de desplazamiento positivo no trabajan con un flujo continuo, como hacen las turbomáquinas, sino que suministran o absorben energía de un fluido de forma intermitente. Los tipos de máquinas volumétricas se muestran en el siguiente esquema.

⎧ ⎧ Flujodeunlíquido → Bombas Generadoras ⎪ ⎨ Máquinas volumétricas ⎨ ⎩ Flujodeun gas → Compresores ⎪ Receptoras → Motores ⎩ Las máquinas receptoras absorben la energía mecánica producida por una fuente motriz, la transforman y la restituyen en forma de energía a un fluido. De forma inversa, las máquinas receptoras recogen la energía del fluido y la transforman en energía mecánica. La apariencia física de ambos tipos de máquinas es muy similar. Incluso, en la mayoría de los casos, el mismo equipo puede realizar una u otro función, dependiendo de su colocación en el circuito correspondiente. A continuación se expondrá el principio de funcionamiento para el caso de elementos generadores de flujo incompresible (bombas), por medio de un ejemplo. Considérese el pistón de la figura 1, que está alojado en el interior de un cilindro vertical y que soporta una cierta carga (un coche). Para que el coche se pueda elevar hace falta que el aceite de la cámara inferior del cilindro tenga la presión necesaria para que la fuerza de presión aplicada contra el disco del pistón contrarreste la carga, es decir, el peso del vehículo. Esa presión en la cámara anular es, por tanto, Pc = Peso/A, donde A es la superficie (circular) del émbolo o pistón.

Figura 1. Transmisión de presión en el seno de un fluido.



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Una forma simple de obtener una bomba es mediante otro cilindro con pistón que sea accionado alternativamente hacia adelante y hacia atrás:

Figura 2. Esquema de trabajo de una bomba de desplazamiento positivo. Con esta bomba de pistón, denominada de simple efecto, se consigue pues un suministro intermitente de aceite: sólo se impulsa aceite durante la mitad de cada ciclo de avance y retroceso, por lo que el elevador ascendería también de modo discontinuo. La presión de servicio de la bomba no depende de la propia bomba, sino que viene impuesta por la carga del elevador. Si por ejemplo la carga se multiplica por 10, lo mismo ocurrirá con la presión de servicio de la bomba. En cambio la bomba sí impone la cantidad de aceite que se bombea por unidad de tiempo, es decir, el caudal, puesto que éste es igual al producto de la velocidad del pistón por su sección. A su vez el caudal impulsado por la bomba se introduce en la cámara inferior del cilindro elevador y por tanto determina la velocidad de ascenso v: se cumple que v = Q/A, donde Q es el caudal y A es la sección del pistón del elevador. Estas características (presión de servicio impuesta por la carga, velocidad de actuadores impuesta por la bomba) son comunes a la generalidad de los circuitos de utilización de las máquinas volumétricas. Volviendo al circuito del elevador hidráulico de la figura 1, para que el ascenso se pueda repetir más de una vez es necesario que previamente la carga descienda, es decir, no solo hay que prever la posibilidad de entrada de aceite a presión a la cámara inferior del cilindro sino también su desalojo:

Figura 3. Circuito básico con inclusión de válvula direccional. Un problema importante a tener en cuenta en el circuito de las figuras 1 y 3 es que, cuando el cilindro elevador alcance el extremo de su carrera y ya no pueda seguir avanzando, el aceite impulsado por la bomba no va a encontrar desalojo: las partículas de aceite se verán comprimidas y, por tanto, la presión en el circuito aumentará muy rápidamente hasta que ceda algún elemento,



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posiblemente por rotura. Para evitar ese peligro se acostumbra a disponer, desde la salida de las bombas, conductos de retorno a tanque con una válvula que normalmente está cerrada, pero que se abre cuando la presión en la entrada supera un determinado valor de taraje (válvula VS en la figura 4). Esta válvula, perteneciente a la familia de válvulas controladoras de presión, se denomina válvula de seguridad.

Figura 4. Válvula de seguridad de un circuito con bomba de desplazamiento positivo. El tercer tipo de válvulas habituales en los circuitos que incluyen máquinas volumétricas son las válvulas reguladoras de caudal. Estas válvulas permiten ajustar la velocidad de los actuadores a pesar de que la bomba suministre un caudal constante, y suelen trabajar en asociación con las válvulas de seguridad.

3. PRESTACIONES DE LAS MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS. 3.1. Pérdidas en las máquinas volumétricas. Las máquinas volumétricas o de desplazamiento positivo son mecanismos constituidos por piezas móviles que están en contacto con un fluido y con el resto de partes fijas de los correspondientes circuitos. La existencia de partes fijas y móviles requiere la existencia de unos huelgos o juego entre las piezas, lo cual permite la existencia de fugas de fluido por dichos intersticios. Se dice que una máquina está bien diseñada y construida si mantiene el equilibrio entre las distintas pérdidas que su funcionamiento normal originan. En las máquinas de desplazamiento positivo, al igual que en cualquier máquina de fluidos, existen tres tipos de pérdidas: Pérdidas hidráulicas. Pérdidas volumétricas. Pérdidas mecánicas. Pérdidas hidráulicas. Se producen en las máquinas de desplazamiento positivo por el contacto directo con el fluido. Se suelen calcular de forma semejante a las pérdidas de carga en conductos.



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Además, dentro del circuito hay que considerar las pérdidas por rozamiento en los conductos (pérdidas de carga lineales) y en los distintos elementos de dicho circuito (pérdidas de carga singulares). Pérdidas volumétricas. La existencia de huelgos entre partes fijas y partes móviles, la necesidad de lubricación de los distintos elementos de los circuitos y la falta de estanqueidad de las uniones son las tres principales causas de aparición de fugas volumétricas en el funcionamiento normal de los circuitos. Pérdidas mecánicas. Las pérdidas mecánicas son las habituales en cualquier máquina: rozamiento en las carcasas, sistema de transmisión, rodamientos, etc. Normalmente, estas pérdidas se consideran ajenas a la transmisión de energía desde un punto de vista del fluido o bien se parte de datos del fabricante o se suponen constantes e independientes de las variables fluidodinámicas de la máquina. Para máquinas rotativas, todas estas pérdidas se pueden asimilar a un par de rozamiento, constituido por las siguientes contribuciones:

⎧Par de rozamiento viscoso. ⎪ Par de rozamiento⎨Par de rozamiento mecánico. ⎪Par de rozamiento hidrodinámico (circulación del flujo). ⎩ Estas pérdidas mecánicas dan lugar a la definición de un rendimiento mecánico, que se calcula a partir de la potencia de que se dispone en el eje y la que llega a la máquina. Su expresión depende de si la máquina es generadora o receptora, pues en cada caso una de las dos potencias es mayor que la otra. Para máquinas generadoras, la potencia que le llega al eje es menor que la que se tiene en el accionamiento. Por lo tanto, el rendimiento mecánico se expresa según la ecuación: •

ηm

=

W eje •

(1)

W acc En cambio, para máquinas receptoras la potencia de salida disponible es menor que la que la máquina produce en su eje. En este caso, la expresión de cálculo será: •

ηm

=

W sal •

(2)

W eje 3.2. Pérdidas hidráulicas en bombas y motores. Rendimiento hidráulico. En máquinas de desplazamiento positivo es habitual la hipótesis de la expresión de las pérdidas hidráulicas como proporcionales al cuadrado del caudal, es decir, según la ecuación:


OLEOHIDRÁULICA: MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS ∆Ph

= λ2 Q2

7

(3)

Esta ecuación está basada en suponer que las pérdidas por fricción del fluido en el interior de la máquina son equivalentes al flujo en conductos. Aunque parezca una simplificación del flujo muy importante, se ha comprobado que los resultados son bastante aproximados a lo que se obtiene en la práctica. Se define el rendimiento hidráulico como la relación entre la variación de presión real y la que se tendría en la máquina sin pérdidas. Para una máquina generadora será el cociente entre estas dos magnitudes, es decir: ηH

=

∆P ∆Pth

(4)

dado que ∆P = ∆Pth − ∆Ph , mientras que para una máquina receptora, será el cociente inverso de esas dos magnitudes, es decir: ηH

=

∆Pth ∆P

(5)

pues en ese caso: ∆P = ∆Pth + ∆Ph .

3.3. Pérdidas de caudal en bombas y motores. Rendimiento volumétrico. Dado el principio de funcionamiento de las máquinas volumétricas, el caudal teórico suministrado por la bomba se obtiene como producto del número de vueltas por la cilindrada:

Q th = n ϑ

(6)

En la práctica, la curva característica no es vertical pues existen pérdidas volumétricas por los intersticios entre partes fijas y móviles. Como el huelgo es muy pequeño, se suele utilizar la relación lineal que, en flujo laminar, existe entre caudal y caída de presión. Esta simplificación está avalada por resultados experimentales. Para una máquina volumétrica las fugas de caudal son proporcionales a la variación de presión a través de la máquina, es decir, se cumple: Q f = λ1 ∆P

(7)

Esta desviación respecto al caudal teórico es la que da lugar a la forma de las curvas características. El comportamiento para máquinas generadoras y máquinas receptoras es opuesto, mostrándose ambas situaciones en las figuras 5 y 6.



8

Caudal de fugas

250 200 n ó i s 150 e r P

100 50

Caudal

0 Qth 50

0

100

150

200

Figura 5. Fugas volumétricas en máquinas volumétricas generadoras. 300

Caudal de fugas

250 200 n ó i s 150 e r P

100 50

Caudal

0 0

Qth

50

100

150

200

Figura 6. Fugas volumétricas en máquinas volumétricas receptoras. Para máquinas generadoras, Q = Q th − Q f y el rendimiento volumétrico se puede obtener a partir de la expresión: Q (8) ηV = Q th Mientras, para máquinas receptoras, Q = Q th + Q f , en cuyo caso el rendimiento volumétrico se obtiene a partir de: Q η V = th (9) Q



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En resumen, se debe considerar los rendimientos mecánico, hidráulico y volumétrico, cuyas expresiones para una máquina generadora son •

=

ηm

W eje

ηH

•

=

W acc

∆P ∆Pth

ηV

Q

=

Q th

(10)

De donde, la potencia requerida del accionamiento resulta ser: •

•

W acc =

W eje

•

=

W hid (η h η v )

ηm

ηm

=

Q ∆P

(11)

ηm ηh η v

Para una máquina receptora, también se debe considerar los rendimientos mecánico, hidráulico y volumétrico, cuyas expresiones en este caso son: •

ηm

=

W sal •

W eje

ηH

=

∆Pth ∆P

ηV

=

Q th Q

(12)

De donde, la potencia requerida del accionamiento resulta ser: • • ⎛ • ⎞ W sal = W eje η m = ⎜⎜ W hid η h η v ⎟⎟ η m = (Q ∆P ) η m η h η v ⎝ ⎠

(13)

De estas pérdidas se puede disponer de valores experimentales o (en caso contrario) realizar las hipótesis habituales (ya mencionadas) de que las pérdidas hidráulicas son proporcionales al cuadrado del caudal y las pérdidas volumétricas son lineales respecto al incremento de presión de la máquina (tanto si es generadora, como si es receptora). Finalmente, se debe tener en cuenta que si bien los valores de los rendimientos (volumétrico, hidráulico y mecánico) dependen del punto de funcionamiento de la máquina, las constantes de proporcionalidad (λ1 y λ2) suelen tomarse constantes para cada máquina e independientes del punto de funcionamiento.



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4. CLASIFICACIÓN Y DESCRIPCIÓN DE LAS MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS. Las máquinas volumétricas se pueden clasificar de la manera siguiente:

⎧ ⎧ ⎧Externos De engranajes ⎪ ⎨ ⎪ ⎩Internos ⎪ ⎪ ⎪ ⎪Lobulares ⎪ ⎪ Rotativas ⎪ ⎨De husillos ⎪ ⎪Peristálticas ⎪⎪ ⎪ ⎪De paletas Máquinas volumétricas ⎨ ⎪ ⎪ ⎩ ⎪ ⎪ ⎧ ⎧De pistones en línea ⎪ ⎪De pistones ⎪De pistones radiales ⎨ ⎪Alternativas ⎪ ⎨ ⎪De pistones axiales ⎪ ⎩ ⎪ ⎪ ⎪⎩De membrana ⎪⎩ 4.1. Descripción de las máquinas de engranajes, lobulares, de husillos y peristálticas. Son máquinas muy utilizadas en la práctica por su simplicidad relativa y presentan rendimientos ligeramente inferiores a otros tipos de máquinas. Pueden ser reversibles y pueden trabajar indistintamente como máquinas generadoras y receptoras. La clasificación de las máquinas de engranajes se muestra en el siguiente esquema:

⎧ ⎧Engranajes rectos ⎪Externos ⎪Engranajes helicoidales ⎨ ⎪ ⎪ ⎪Engranajes doble helicoidales Máquinas de engranajes ⎨ ⎩ ⎪ ⎪Internos ⎧⎨Con cuña (media luna) ⎪⎩ ⎩Sin cuña (Gerotor) En la figura 7 se muestra una bomba de engranajes externos y su principio de operación:



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Figura 7. Bomba de engranajes externos, mostrando un ciclo de trabajo. Las partes más características de una máquina de engranajes externos son: Eje de accionamiento o de salida del par. Eje externo que acciona uno de los dos engranajes en el caso de ser una bomba o recibe el efecto útil del fluido si se trata de un motor. Engranajes. Carcasa exterior. Que rodea a los engranajes y que confina al fluido. En extremos opuestos, se hallan las bocas de aspiración e impulsión. Tapas laterales. Limitan lateralmente a la máquina. Para las máquinas de engranajes externos la cilindrada se calcula según la fórmula:

ϑ =

π 2 D2 − D12 ) b ( 4

(14)

donde D1 y D 2 son los diámetros de punta y de base del diente, respectivamente y b es el ancho de la carcasa de la bomba. Es decir, se trata de bombas de cilindrada constante. A veces los fabricantes construyen series incrementando la cilindrada por medio de un aumento del ancho b, pero esto tiene limitaciones prácticas. En la figura 8 se muestra un esquema de máquina de engranajes internos con media luna y en la 9 se puede ver un corte de una bomba de engranajes internos sin cuña. La cilindrada de estas máquinas se calcula con fórmulas que dependen de la geometría de la media luna (si existe) o de la forma de los piñones en el Gerotor.



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Figura 8. Máquina de engranajes internos con cuña.

Figura 9. Bomba de pistones internos sin cuña (Gerotor). Los problemas funcionales y constructivos más importantes de este tipo de equipos son: o o o

o

o

Sobrepresión local en la zona de salida de la máquina. Empuje hidrostático radial por la distribución circunferencial de presión no uniforme. Ruido y vibraciones en el caso de tener dientes rectos. Se soluciona utilizando dientes helicoidales. Empuje axial no equilibrado en el caso de tener dientes helicoidales, que se corrige en el caso de utilizar dientes doble helicoidales. Fugas de caudal en los laterales de la máquina. Se corrige, en cierta medida, utilizando placas laterales con sistema de compensación hidráulica de las pérdidas (placas en forma de “8” comprimidas gracias a una toma conectada desde la salida).

Las máquinas lobulares son bastante semejantes a las de engranajes, pero con un número de dientes menor y con rangos de funcionamiento menores. Normalmente se utilizan para incrementos de presión bajos donde puede haber problemas de erosión de los dientes de una bomba de engranajes. En la figura 10 se muestra un ciclo de giro de una bomba lobular, mientras que en la figura 11 se observan dos fotografías de bombas lobulares.



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Figura 10. Esquema de bomba lobular, mostrando un ciclo de trabajo.

Figura 11. Fotografías de máquinas lobulares. Las máquinas de husillos (figura 12) comprimen un fluido entre los dientes de dos ruedas dentadas. En la figura 13 se muestra una bomba peristáltica, en la que se impulsa un caudal desplazando el volumen contenido en un tubo flexible; impulsan caudales bajos y se emplean con fluidos con sólidos en suspensión, abrasivos o sensibles (biológicos).

Figura 12. Bomba de husillo triple.

Figura 13. Bomba peristáltica.

Las máquinas lobulares, de husillos y las peristálticas son menos utilizadas en circuitos que las de engranajes.



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4.2. Descripción de las máquinas de paletas. La clasificación en cuanto a las distintas posibilidades constructivas de este tipo de máquinas se muestra en el siguiente esquema:

⎧Deslizantes ⎪Giratorias ⎪ Máquinas de paletas ⎨ ⎪Flexibles ⎪⎩Oscilantes En cuanto a la distribución de presión en la máquina, pueden ser equilibradas o no equilibradas, según la geometría de la misma. Estas bombas ofrecen en general mejores prestaciones que las bombas de engranajes a un coste relativamente bajo. En la figura 14 se muestra una máquina de paletas rígidas deslizantes El rotor va dispuesto en forma excéntrica respecto a la superficie interior del estator que es cilíndrica, debido a lo cual, las paletas, durante la rotación del rotor, realizan movimientos alternativos o de vaivén respecto al rotor. Bajo la acción de la fuerza centrífuga, las paletas se aprietan con sus extremos libres a la superficie interior del estator y deslizan por éste, al tiempo que los extremos interiores de dichas paletas se desplazan sobre el eje de giro. Paletas Rotor

Excentricidad Entrada

Salida

Figura 14. Máquina de paletas deslizantes. En la figura 15 se muestran esquemas de los otros tipos de máquinas de paletas.



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Figura 15. Esquema de máquinas de paletas. a) paletas deslizantes, b) paletas giratorias, c) paletas oscilantes (o basculantes) y d) paletas flexibles. La cilindrada de este tipo de este tipo de máquinas es variable. Se modifica variando la excentricidad (e) desde el exterior y se calcula a partir de la expresión:

ϑ = π ( e 2 + 2D1D 2 ) b

(15)

donde e no puede nunca ser mayor de (D 1 - D 2)/2, siendo D1 y D 2 los diámetros exterior e interior de los elementos de la máquina. El máximo de esa fórmula resulta ser, por tanto,

ϑ=

π

D 22 − D12 ) b ( 4

(16)

Estas fórmulas son válidas siempre que se desprecie el espesor de las paletas (e z), si dicho espesor no se desprecia, la fórmula corregida para el máximo de la cilindrad posible, es entonces: D +D D −D ϑ = ⎛⎜ 1 2 ⎞⎟ ⎛⎜ π 1 2 − ez Z ⎞⎟ b 2 ⎝ 2 ⎠ ⎝ ⎠

(17)

siendo Z el número de paletas, aunque esta última es sólo una fórmula aproximada cuya exactitud depende mucho de la forma de las paletas.



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Los problemas constructivos de estas máquinas están relacionados con la estanqueidad del espacio entre las paletas y la carcasa exterior, y por los discos laterales. También están sometidas a grandes esfuerzos radiales. Normalmente son tres los métodos usados para mantener las paletas de una bomba adheridas a la carcasa exterior: - Por fuerza centrífuga: al tratarse de máquinas rotativas, este método siempre está presente (giro de las paletas). - Por medio de muelles comprimidos : empujan las paletas hacia el exterior. - Por presión: aprovechando el hecho de que la máquina produce una zona de sobrepresión en la impulsión se puede diseñar una serie de conductos que se conecten a la base de las paletas y que hagan que esta presión desplace a las paletas hacia el exterior. Pueden existir métodos que combinen alguno de los tipos descritos, aunque el primero de ellos siempre estará presente. Para reducir el esfuerzo radial se pueden usar carcasas elípticas o lobuladas (figura 16), en las cuales no se puede modificar la cilindrada.

Figura 16. Bomba de paletas de rotor equilibrado. 4.3. Descripción de las máquinas de pistones. La clasificación general de este tipo de máquinas se muestra en el siguiente esquema:

⎧ Un sólo pistón (sólo generadoras) ⎪ ⎧ ⎪ ⎪ ⎪⎪ ⎪⎪Pistones en línea (sólo generadoras) Máquinas de pistones ⎨ ⎪Varios pistones ⎨Pistones radiales ⎪ ⎪ ⎪Axiales ⎧⎨De eje recto ⎪ ⎪⎩ ⎪⎩ ⎩Con eje inclinado Las bombas de pistones en línea (figura 17) tienen un funcionamiento y una disposición geométrica similar a los pistones de un motor de combustión de un coche, con la diferencia funcional de que en éstos no hay explosión del combustible, únicamente, el incremento de presión. Son muy robustas y adecuadas para presiones y caudales altos. Su rendimiento volumétrico es alto. Una característica importante de las bombas de un solo pistón y las de pistones en línea es su no reversibilidad, es decir, no pueden trabajar como motores.



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Figura 17. Máquina de pistones en línea. En la figura 18 se muestra varios esquemas de una máquina de pistones radiales, y se muestra el principio de funcionamiento de las mismas. En estas máquinas los pistones están alojados en un bloque cilíndrico que gira con una cierta excentricidad respecto a otra carcasa cilíndrica. La estanqueidad se obtiene gracias a la fuerza centrífuga y a la presión del aceite. Presentan un buen rendimiento volumétrico. La aspiración y la impulsión se realizan a través de lumbreras. Pueden modificar su cilindrada a través de la modificación de la excentricidad del bloque cilíndrico. Pueden ser reversibles y trabajar como motores. Los esfuerzos radiales son menores que en las máquinas de engranajes, pues las superficies de los pistones son pequeñas.

Figura 18. Máquina de pistones radiales.



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En la figuras 19 y 20 se muestran los esquemas de máquinas de pistones axiales , una con eje recto y otra con eje inclinado. Estas últimas constan de un bloque cilíndrico accionado externamente, en el que se hallan los huecos cilíndricos; este bloque forma un ángulo respecto al eje de giro, lo cual posibilita variar la cilindrada. La conexión entre el bloque móvil y las partes fijas se realiza mediante superficies esféricas. Disponen de lumbreras de aspiración e impulsión, por lo que pueden trabajar como motor. Pistón con cabezal ajustado a la placa inclinada Mecanismo de retorno del pistón

Bloque de pistones Disco con orificios de entrada-salida

Eje y cojinetes de apoyo

Sellos para evitar fugas

Compensación de la presión

Placa inclinada Control del ángulo de inclinación

Figura 19. Esquema de una bomba de pistones axiales de eje recto.

Figura 20. Esquema de una máquina de pistones axiales de eje inclinado.



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La cilindrada de las máquinas de pistones se calcula con las siguientes fórmulas: a) Pistones en línea:

ϑ =

π

4

C D2 Z

(18)

donde C es la carrera, D es el diámetro de cada pistón y Z el número de pistones. Estos equipos sólo pueden funcionar como bombas y nunca como motores debido a la necesidad de incorporar válvulas que diferencien la entrada y la salida del fluido (aspiración e impulsión). b) Pistones radiales:

ϑ=

π

2

e D2 Z

(19)

donde e es la excentricidad (o doble de la carrera), D es el diámetro de cada pistón y Z el número de pistones. c) Pistones axiales:

⎛ π ⎞ ϑ = ⎜⎜ d 2 Z ⎟⎟ D tgβ ⎝ 4 ⎠

(20)

donde d es el diámetro de cada pistón, Z el número de pistones, D el diámetro de la máquina y β el ángulo de inclinación del eje (puede ser fijo, si la máquina es de eje recto, o variable, si se trata de una máquina con sistema de inclinación del eje). Las máquinas de pistones son las más compactas del mercado y, en el caso de las de pistones radiales y axiales con eje inclinado, se trata de máquinas con cilindrada variable. Dicha variación se consigue variando la excentricidad y el ángulo de inclinación del eje ( β), respectivamente. Las ventajas en cuanto a ser más compactas y con mayores rendimientos (menos fugas volumétricas) hacen que también sean las más caras, tanto respecto a su coste inicial como en cuanto a su mantenimiento (reposición de cilindros dañados, etc.). 4.4. Bombas de diafragma. Son máquinas que disponen de válvulas de admisión y escape, por lo que ni son reversibles ni se pueden usar como motor. El flujo se produce mediante la deformación de una membrana. Están concebidas para evitar fugas del fluido y mantenerlo alejado del lubricante.



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En la tabla siguiente se resumen los rangos de trabajo habituales de la mayor parte de las geometrías de bombas volumétricas.

4.5. Caudal instantáneo y caudal medio. Fluctuaciones de caudal. Las máquinas de desplazamiento positivo no trabajan con un caudal constante, sino que en función del tiempo, el caudal fluctúa. Este efecto no es el deseado en los conductos, por el consiguiente efecto sobre la presión, con lo que se trata de minimizarlo. Para ello, los diseños de las máquinas se realizan con varios pistones (si son máquinas de pistones) o con varias paletas o dientes del engranaje, según sea el caso. El hecho de incrementar el número de estos elementos hace disminuir las fluctuaciones, aunque incrementa el coste de la máquina. Las fluctuaciones de caudal o el rizado de una máquina se caracterizan mediante la variación del caudal que proporciona (si se trata de una bomba) en función del tiempo. En la figura 22 se muestra el rizado del caudal proporcionado por una bomba de pistones axiales formada por cinco pistones.



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Fluctuaciones de caudal 2 1.8 1.6 1.4

C a u d a l m e d i o : 1 .5 8 9

o e n á 1.2 t n a t s 1 n i l a d 0.8 u a C

C a u d a l m á x i m o : 1 .6 1 8 C a u d a l m ín i m o : 1 .5 3 8 I N D I C E I R R E G : 4 .9 8 %

0.6 0.4 0.2 0 0

36

72

108

144

180

216

252

288

324

360

Angulo (º)

Figura 22. Evolución del caudal frente al tiempo en una bomba de 5 pistones axiales. El factor de rizado se calcula como la diferencia entre el caudal máximo y el mínimo dividido por el caudal medio. Habitualmente se realizan cálculos teóricos en función del número de paletas, engranajes o pistones de la máquina.

5. CRITERIOS DE SELECCIÓN. Los criterios más importantes serían: presión máxima de funcionamiento, caudal máximo, velocidad de accionamiento, tipo de fluido empleado, tolerancia a la contaminación del fluido, tipo de regulación, ruido, tamaño y peso de la bomba, flexibilidad del diseño, mantenimiento y posibilidad de encontrar piezas de recambio, eficiencia y coste. - Presión máxima de funcionamiento:

en general, a mayor presión de funcionamiento mayor coste de la bomba. La máxima presión requerida es función directa del tipo de circuito y de la aplicación a la que se destine. En bombas con sistema de regulación de potencia constante, a mayor presión menor consumo de caudal, con lo que tanto las bombas como los circuitos pueden ser más compactos, aunque se aumenta la posibilidad de que aparezcan efectos de compresibilidad. Las presiones máximas de funcionamiento habituales se resumen, de forma general, en la tabla siguiente:

Aplicación Herramienta industrial Máquinas herramientas Automoción Prensas

Presión ( bar) 250 200 300 800

Tabla 1. Presiones máximas habituales en bombas de circuitos oleohidráulicos .



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- Caudal (hasta 1000 l/min):

la bomba seleccionada ha de aportar el caudal demandado por el circuito durante un ciclo completo de funcionamiento. Si el caudal es relativamente constante, resulta más adecuado usar una bomba de caudal fijo que abaratará el coste de la instalación. Si el caudal presenta un cierto rango de variación, se deberá instalar una bomba de caudal variable (cilindrada variable para un mismo valor del número de vueltas). Si este rango es muy elevado se podrá optar por una solución en la que, además de la bomba, se incluya un acumulador. Se pueden adoptar también soluciones mixtas. Dado que con el uso se produce un aumento de los huelgos debido al rozamiento de las partes sólidas y que el caudal de fugas depende de dichos huelgos, se suelen elegir las bombas de forma que proporcionen un 10% más de caudal que el requerido. De esta forma, se equilibra el correspondiente aumento en las fugas con el uso. - Velocidad de accionamiento :

en la mayoría de las bombas el accionamiento es directo, de forma que se conoce la velocidad de giro. El caudal es proporcional a la velocidad de giro. Cada diseño presenta limitaciones en las velocidades máxima y mínima, disminuyendo siempre la vida útil al aumentar el régimen de giro. el parámetro importante a considerar es el rango de viscosidades en que el fluido mantiene sus propiedades. Los aceites minerales suelen ser los recomendados, siempre que se cuide su mantenimiento. Los fluidos sintéticos o emulsiones de agua en aceite reducen notablemente la vida útil de la bomba debido a su menor capacidad de lubricación y a la posibilidad de oxidación de los elementos metálicos. - Tipo de fluido:

- Tolerancia a la contaminación del fluido : cualquier partícula no filtrada producirá daños a la

bomba, que serán más importantes cuanto menores sean las tolerancias constructivas de la misma. Las bombas lobulares y las de engranajes internos son las más tolerantes al tamaño de partículas. - Tipo de regulación:

puede ser a potencia constante, a caudal constante, a presión de salida constante y mediante servocontrol manual. Cada tipo tiene su rango de aplicación. - Ruido:

de importancia creciente. El ruido aumenta con el rango de presiones y con la velocidad de giro, dependiendo del tipo de bomba considerada. Para el caso de las bombas de engranajes, el ruido es crítico a bajas frecuencias. - Tamaño y peso de la bomba :

es importante en las instalaciones móviles (maquinaria, grúas, industria automovilística o aeronáutica). El peso de la bomba sólo es una parte del peso total de la instalación. Para reducir el tamaño y el peso de los equipos se puede actuar de dos formas distintas: -Incrementando la presión de trabajo, lo que disminuirá el rango de caudales, la capacidad requerida y el tamaño de los equipos. -Reduciendo el tamaño del depósito mediante el uso de sistemas de refrigeración independientes. Esta variable está muy relacionada con el coste de los equipos. En la actualidad se construyen gamas de equipos de muy bajo peso y alto coste. - Flexibilidad en el diseño:

la mayoría de los fabricantes emplea en sus diseños las directrices de las normas CETOP y SAE. Los ejes, las bridas de sujeción y las conexiones suelen tener dimensiones normalizadas, de forma que habitualmente se asegura la intercambiabilidad en los equipos.



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- Mantenimiento y posibilidad de encontrar piezas de recambio :

el desgaste por el uso es inevitable, siendo necesario reemplazar el equipo entero o partes de él. En bombas de engranajes se suele cambiar la bomba entera. En las de paletas se pueden cambiar fácilmente éstas. En bombas de pistones el desgaste es crítico, necesitando cambiar la bomba entera. - Rendimiento:

esta variable, desde el punto de vista técnico, es la de mayor importancia a la hora de seleccionar un equipo y es función de las demás variables mencionadas, particularmente de la presión de trabajo, de la velocidad de accionamiento y de la viscosidad del fluido empleado. Los rangos típicos de esta variable para los distintos tipos de bombas se resumen en la tabla siguiente:

Tipo de bombas En línea Pistones Radiales Axiales Engranajes Paletas

V(%)

T(%)

98-99 >95 >95 <95 <90

<95 <90 >90 <90 <80

Tabla 2. Rango de rendimientos en bombas de circuitos oleohidráulicos. - Coste:

es un parámetro que puede llegar a ser crítico. El coste inicial suele ser poco importante frente al coste de funcionamiento y mantenimiento. Las bombas de desplazamiento positivo más económicas son las de engranajes, luego estarían las de paletas y las de pistones axiales y radiales. Los equipos más caros son los de pistones en línea, cuyo rango de presiones máximas es mayor que las del resto de los equipos.

6. CARACTERÍSTICAS DE ASPIRACIÓN. Aunque las máquinas de desplazamiento positivo tienen unas características completamente distintas a las de las turbomáquinas, resulta interesante introducir el concepto de velocidad específica modificada, para tener en cuenta las características en cuanto a la capacidad de aspiración, para el caso de máquinas de líquidos. Se ha propuesto el parámetro siguiente: 1

Ω=

N [rpm] ⎛ ϑ [cm3 /rev] ⎞ 3 ⎜⎜ ⎟⎟ ⎠ 1500 ⎝ 100

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con los siguientes límites para estudiar el comportamiento de las distintas máquinas:

Condición

<1

1.2

1.5

2.0

Autoaspiración

Límite de autoaspiración

Aspiración con alimentación exterior

Límite de utilización práctico

Es decir, una bomba de desplazamiento positivo es autoaspirante cuando Ω ≤ 1.2, y preferiblemente Ω ≤ 1.0 para estar completamente seguro. La capacidad de autoaspiración indica si una máquina es capaz de iniciar su funcionamiento sin necesidad de cebado o no.



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ANEXO Curvas características reales de máquinas volumétricas. En las figuras siguientes se muestran curvas características reales de una máquina volumétrica. En la superior, se representan las curvas de presión y rendimiento frente al caudal, y en la inferior se indican las zonas límite de funcionamiento, en las conviene no trabajar. A continuación se exponen las características de cada zona: Zona I :

el caudal es del orden de magnitud del caudal de fugas. En ella existe la posibilidad de sobrecalentamiento de la bomba, pues el caudal real es prácticamente nulo. El rendimiento volumétrico es muy bajo, lo que repercute en el rendimiento total de la bomba. Zona II :

está por encima de la presión máxima admisible de la bomba. El caudal de fugas es muy elevado (fugas proporcionales al incremento de presión) y, por tanto, el rendimiento volumétrico resulta muy bajo. Zona III :

corresponde a caudales elevados, lo que implica velocidades de accionamiento también muy grandes. Estas altas velocidades suponen un problema de funcionamiento para las bombas, pues aparecen vibraciones, bien por las excitaciones asociadas a una mayor inercia de los elementos móviles o bien por la coincidencia entre las frecuencias de rotación y las frecuencias de resonancia de la máquina. El rendimiento hidráulico es bajo ya que las pérdidas hidráulicas son proporcionales al cuadrado del caudal y, en consecuencia, el rendimiento global de la máquina también será pequeño. En la zona IV, los valores de la presión de trabajo y de la potencia de la bomba son muy bajos, del orden de la potencia perdida por rozamiento mecánico. El rendimiento total resulta muy bajo.

Tema 3 Oleohidraulica Maquinas Volumetricas

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