Sistemas hidraulicos ing fanor

Sistemas Hidráulicos________________________________________________1

Capítulo I

UTILIZACION DE LA ENERGÍA HIDRÁULICA

INTRODUCCIÓN

La automatización en los procesos de producción industrial y prestación de servicios se

esta dando debido al gran desarrollo tecnológico de la Hidráulica y la Neumática pura,

la Electro-Hidráulica y la Electro-Neumática, el desarrollo de la Hidráulica y de la

Neumática pura, nos da procesos de producción y servicios automáticos, de la misma

forma la Electro-Hidráulica y la Electro-Neumática interactuando con dispositivos

Eléctricos y Electrónicos se traduce en la obtención de procesos Automáticos de

producción y prestación de servicios, ambas tecnologías nos garantiza productividad,

calidad del producto o servicio a bajo costo, por otra parte, la aplicación de estas

tecnologías también nos garantiza seguridad para el operador, facilidad y precisión en el

control de movimientos de los actuadotes, por lo que, su estudio y la aplicación de estas

tecnologías en nuestro medio debe ser importante para el desarrollo industrial y la

implementación de procesos automáticos de producción industrial y de prestación de

servicios, permitiéndonos obtener ventajas significativas en cuanto a la calidad,

productividad y precio, obteniendo como resultado rentabilidad y competibilidad a todo

nivel. La enseñanza de la Hidráulica, la Neumática, la Electro hidráulica, Electro

neumática y por ende la automatización debe obedecer a estas necesidades de encontrar

dichas ventajas significativas de transformar los procesos productivos y de servicios

manuales, de grandes, medianas y pequeñas industrias en procesos semiautomáticos o

automáticos y bajar los costos de producción, mejorar la calidad de sus productos y

como resultado obtener rentabilidad y mantenerse en la competencia.

Semejanza, diferencias, ventajas, desventajas, entre sistemas Hidráulicos y

Neumáticos

Semejanza.

a.- Tanto la Hidráulica como la Neumática transmiten energía de presión a través de

tuberías o mangueras para realizar trabajo mecánico, siendo Aceite en el primer caso y

Aire comprimido en el segundo, en ambos casos se eleva la presión del fluido a un

determinado valor.

b.- Los actuadores, válvulas y otros elementos empleados para el diseño de circuitos

tienen parecido geométrico con la diferencia de que en la hidráulica son mas robustos y

son de acero por las elevadas presiones con las que trabajan, por lo tanto la

Conceptualización de circuitos Hidráulicos y Neumáticos son semejantes.

c.- Para identificar la mayor parte de los actuadores lineales y otros elementos tanto de

la Hidráulica como de la Neumática utilizamos la misma simbología.

d.- En ambos casos, tanto los actuadores como otros elementos están fabricados dentro

de tolerancias bastante precisas y reducidas.


e.- Las pérdidas de fluidos que se da en ambos casos, pérdidas por tuberías, mangueras

y elementos de unión se constituye en contaminante del sistema, siendo perjudicial al

rendimiento o a la productividad y a la durabilidad de los actuadores y elementos que

son fabricados con tolerancias bastante reducidas y precisas.

DIFERENCIAS.

a.- Tanto la Hidráulica como la Neumática tienen su propio campo de aplicación. La

hidráulica generalmente se emplea para transmitir esfuerzos elevados, movimientos

regulares, suaves y lentos, como en el mecanizado de maquinas herramientas, la

hidráulica nos permite un regulado continuo de las velocidades en el trabajo de los

actuadores con la hidráulica obtenemos velocidades constantes a pesar de variaciones de

carga, a lo largo del proceso de recorrido del actuador.

b.- Con la Neumática debido a que el aire es compresible es difícil obtener grandes

presiones consecuentemente esfuerzos y velocidades uniformes con variaciones de

carga, siendo también difícil obtener velocidades bajas, como con los sistemas

hidráulicos.

VENTAJAS DE LA HIDRÁULICA FRENTE A LA NEUMÁTICA.

a.- Las presiones de trabajo pueden alcanzar hasta los 700 kg./cm2, en cambio con la

Neumática “Aire comprimido” la presión del aire comprimido utilizado generalmente es

del orden de 2 a 20 kg./cm2.

b.- Para muchas aplicaciones el Aceite es prácticamente incompresible, no en tanto en la

Neumática la compresibilidad del aire presenta problemas en muchos casos.

c.- Con la Hidráulica se obtiene regulación de la velocidad de los actuadores y variación

del movimiento de los mismos con facilidad mediante el control del fluido, en cambio

con la Neumática la regulación de flujo del aire es mas complicada por lo que, sí se

requiere precisión en movimientos se acude a Sistemas auxiliares tales como la óleo

neumática.

d.- En la hidráulica la energía de presión se genera en la propia maquina o sistema en el

momento de su utilización por lo que, se dice que es un sistema autónomo. La

neumática casi por lo general depende de una red de distribución de Aire comprimido

que funciona como un reservatorio y comprende a partir del compresor, por otra parte

tiene un complicado proceso de tratamiento.

VENTAJAS DE LA NEUMÁTICA FRENTE A LA HIDRÁULICA.

a.- La Neumática es fácil implementarlo, la instalación de equipos Neumáticos es

económico, sencillo, rápido y limpio.


b.- Las velocidades de los actuadores Neumáticos son mucho mayores que los de la

Hidráulica por lo que la productividad con la Neumática es elevada.

c.- Son apropiados para instalaciones con peligro de incendio o de explosión ya que su

característica es ser antiinflamables.

APLICACIÓN DE LA ENERGÍA HIDRÁULICA EN CIRCUITOS O SISTEMAS

HIDRÁULICOS

Concepto de sistemas hidráulicos y/o electro-

hidráulicos

Sistemas hidráulicos y/o electro-hidráulico es el

conjunto de elementos mecánicos, eléctricos y

electrónicos tales como: bombas, motores

hidráulicos o actuadores rotativos, cremallera-

piñón, actuadores lineales, válvulas, enfriadores,

aceites, tuberías, conexiones, tanques de aceite,

sensores, PLCs y otros. De tal forma que, cuando

adecuadamente ínterligados entre ellos forman

esquemas o circuitos de acuerdo a nuestras

necesidades permitiendonos obtener movimientos

que pueden ser rectilíneos horizontales, verticales,

movimientos angulares y de rotación; automáticos o

manuales. Como resultado obtenemos trabajo

mecánico, siendo los elementos centrales de un

sistema hidráulico la bomba, el motor hidráulico y el

aceite.

FIGURA 1.1

APLICACIÓN DE LOS SISTEMAS HIDRÁULICOS

La aplicación los sistemas hidráulicos puros y/o electro-hidráulicos esta en la

ingeniería en general, por lo que es sumamente amplio e importante, encontramos la

hidráulica en.

1. En la industria.- En maquinas de inyección de plásticos, embasador de diferentes

tipos de fluidos se obtiene la electro-hidráulica en este proceso de inyección damos

la forma necesaria al plástico forzando bajo presión al material a cavidades o

matrices dándonos piezas complejas con excelente tolerancia dimensional

precisando poca o ninguna operación de terminado, también es usado para fabricar

recipientes, baldes, tapas de recipientes y otros, en la industria también se encuentra

en taladros, cilindradora de chapas y en procesos de producción de la siderurgia.

??

?

0.00 Bar


2. En la construcción Civil.- Se utiliza en las transmisiones de equipos pesados tales

como: Tractores, Palas cargadoras, moto niveladora, en tolvas de volquetes, En

represas para accionar compuertas, en equipos de elevación de carga y hormigón

también es muy común utilizar en la construcción de viaductos o puentes como en

el caso de la ciudad de Millán al sur de Francia, se construyo un viaducto de 2460

mts. de largo y 336 mts. de altura con capacidad de cuatro carriles, el sistema

hidráulico fue utilizado para suspender y empujar tableros de hormigón armado que

en el caso tiene de 32 mts. de largo del tablero por 4.3 mts. de alto.

3. En la aviación.- Se utilizan en los trenes de aterrizaje.

4. En la explotación petrolera.- Para la perforación de pozos petroleros

consecuentemente extracción de petróleo, también se utiliza en la explotación

minera y extracción de agua.

5. En industria Automotriz.- Se utiliza en los sistemas de dirección y sistemas de

freno.

VENTAJAS DE LA UTILIZACIÓN DE LA ENERGÍA HIDRÁULICA EN LA

INGENIERÍA

1. Nos permite obtener movimientos lineales, angulares y de rotación sin grandes

esfuerzos musculares, los movimientos de rotación continuos se consiguen mediante

la combinación de una bomba y motor hidráulico, los movimientos lineales con la

ayuda de actuadores lineales hidráulicos y los movimientos angulares con el

conjunto cremallera piñón.

2. Nos permite obtener o transmitir grandes esfuerzos y potencias con la ayuda de

órganos reducidos; ejemplos: prensa hidráulicas, gatas hidráulicos, cilindros de

buldózer, multiplicadores de presión, cilindros de palas cargadoras, etc.

3. Se tiene suavidad en la inversión de marcha, gracias a la ausencia de masa o inercia

que abra que vencer permitiéndonos obtener torques y esfuerzos de acuerdo a las

necesidades, es el caso de las transmisiones hidrostática de equipo pesado o de

construcción.

4. Nos permite automatizar todo o cualquier proceso de producción industrial donde

los requerimiento de esfuerzo son grandes.

5. No se tiene necesidad de lubricar las válvulas, cilindros y otros, debido a que el

aceite hidráulico que es el elemento importante en la producción de trabajo

mecánico, también cumple la función de lubricar.


DESVENTAJAS DE LA ENERGÍA HIDRÁULICA

1. Los circuitos hidráulicos son sensibles a la penetración de aire, el mismo que

provoca irregularidades en el funcionamiento tales como vibraciones, debido a que

el aire obstruye y corta la continuidad de la circulación de aceite a lo largo del

circuito.

2. Pérdida o disminución de la velocidad de desplazamiento del hazte de los

actuadores, disminución de la productividad o trabajo mecánico, potencia, todo esto

debido a las fugas de aceite por los retenes, mangueras y conexiones mal hechas.

3. Perdidas mecánicas, debido a la fricción del líquido en las válvulas estranguladoras,

codos, cambios de dirección bruscos. Todas estas acciones se traducen en perdidas

de rendimiento mecánico o potencia.

CARACTERÍSTICAS Y PROPIEDADES DE LOS ACEITES O FLUIDOS

HIDRÁULICOS.

1. Características, Los aceites o fluidos hidráulicos son sustancias liquidas cuyas

moléculas tienen la característica de gozar de gran movilidad, unos con relación a

los otros, debido a ello no tienen forma propia o asumen la del recipiente que los

contiene, gracias a ello el aceite en los sistemas hidráulicos puede circular en todas

las direcciones y pasar por cualquier otro orificio o canalización.

2. Propiedades, Las propiedades de los fluidos son: viscosidad, resistencia a la

presión, a la temperatura, resistencia a la corrosión, al envejecimiento y la

inflamación. Con todas esas propiedades los aceite son excelentes medios de

transmisión de energía potencial a través de los elementos hidráulicos,

consecuentemente la obtención del trabajo mecánico.

VISCOSIDAD DE LOS ACEITES HIDRÁULICOS.

La viscosidad es una propiedad importante, es la medida de resistencia que ofrece sus

capas moleculares al fluir una sobre la otra. Al hablar de resistencia entendemos que

existe una fuerza opuesta al movimiento de las moléculas, esa fuerza opuesta proviene

de la fricción entre sus moléculas cuyo valor es dado por la formula:

Para el análisis de esta ecuación tómanos dos

camadas de los fluidos de área A y B separadas

por una distancia z. Las camadas se mueven

con diferentes velocidades una de ellas a una

velocidad de V +V y la otra con velocidad V,

F FIGURA 1.2 la fuerza de fricción entre las dos camadas son

de sentido contrario al movimiento y dependen de las características del fluido.

En la formula , es el coeficiente que depende de la naturaleza del fluido (coef. de

viscosidad absoluta o dinámica), el mismo que esta dado por la relación entre el

coeficiente de viscosidad cinética y la masa especifica; del análisis concluimos que la

Z

VAF

*


fuerza de fricción depende de las características de fluido, "viscosidad y del área de

contacto".En síntesis la viscosidad tiene la función de proteger del desgaste y

conservación de todos los elementos hidráulicos sometidos a presión y temperaturas

variables.

UNIDADES DE VISCOSIDAD Y VISCOSÍMETRO

La unidad de viscosidad adoptada por EBR en concordancia con la Norma ISO es el

centi stoke, que es igual a 0.01 stoke, esta unidad también la adopta la "American

Society of Testing and Material" de la USA y países Europeos.

La Rexroth Menesman, uno de los principales constructores de elementos para sistemas

hidráulicos, recomienda una viscosidad limite de 60c.s.t. a 50c, los fluidos que

cumplen esas condiciones son el LUB -AOH de EBR, son aceites hidráulicos minerales

con aditivos de alta calidad.

VISCOSÍMETRO

Es un aparato que mide el tiempo que tarda en fluir un volumen

fijo de aceite por un tubo capilar de diámetro conocido y una

temperatura de 40 a 100C. Existen diversos tipos de

viscosímetros siendo el universalmente conocido el viscosímetro

SAYBOLT y el REDWOOD, con este viscosímetro medimos la

viscosidad cinética.

FIGURA 1.3

SELECCIÓN DE ACEITES HIDRÁULICOS PARA DIFERENTES

APLICACIONES

La selección obedece a recomendaciones de los fabricantes de los diferentes elementos

hidráulicos o máquinas, las mismas que se sujetan a normas para la fabricación de

aceites por lo que se tiene las normas.

DIN 51524 "U. D. M. A. ", Asociación Alemana de Constructores de Maquinas, que

identifica las características de los aceites hidráulicos con las letras, H, H-L, y H-LP,

DIN 51524H, DIN 51524 H-L y DIN 51524 H-LP.

Un aceite con solamente la letra H significa aceite mineral sin aditivos que le de

resistencia al deterioro y con escaso grado de viscosidad, la aplicación de estos aceites

esta en instalaciones hidráulicas sin exigencias a la presión y temperatura.

Los aceites con las letras H-L son aceites minerales con aditivos para aumentar.

a.- La resistencia a la corrosión y oxidación.

b. Resistencia a la presión, a la temperatura, al envejecimiento, y aditivo

antiespumante.


Todos compatibles con los sellos por lo que son aceites utilizados en instalaciones

hidráulicas, que trabajan a altas presiones y temperaturas, donde se dan las condiciones

de oxidación a consecuencia de la vaporización del agua.

Los aceites con la letra H-LP son aceites con todas las propiedades anteriores MAS

OTROS ADITIVOS para disminuir el desgaste cuando los mecanismos trabajan a

grandes presiones. Existe un aceite con las letras H.F.D., son aceites sintéticos también

llamados ESTER-FOSFATO, estos aceites fuera de sus propiedades de resistencia a la

corrosión, al envejecimiento y a la presión son aceites que garantizan estabilidad de su

composición química a temperaturas de 150C, la utilización de estos aceites esta

limitado por su alto costo.

Aceites con las letras LUB-AOH 68 de producción nacional "EBR" son aceites

equivalentes al DIN 51524 H-L, en consecuencia con aditivos de alta calidad y

compatibles con los sellos de goma. En nuestros medios estos aceites son utilizados en

prensas hidráulicas, maquinas herramientas, maquinas industriales, cilindros

hidráulicos de equipo pesado. La LUB-AOH 68 también tiene su equivalencia la

RANDO HD-C7DH-68 (TEXACO) o TELLUS OIL 68 (SHELL).

VARIACIÓN DE LA VISCOSIDAD CON LA TEMPERATURA

La viscosidad de los aceites utilizados en

circuitos hidráulicos disminuye

considerablemente con el aumento de la

temperatura según las leyes de los distintos

tipos de aceites, se tiene el gráfico que nos da

curvas representativas de la viscosidad en

función de la temperatura, y la fórmula a

seguir representa claramente la relación entre

la viscosidad y temperatura.

0tt

c

0

00

t 10 * ; t- t

c log

Donde p, 0 y c son parámetros a determinar

por el tipo de aceite.

FIGURA 1.4

VARIACIÓN DE LA VISCOSIDAD CON LA PRESIÓN

La viscosidad de los aceites crece con el aumento de la presión según la ecuación: p

0p e

p = es la viscosidad a la presión p.

0 = es la viscosidad a la presión atmosférica.

= es el coeficiente presión-viscosidad del lubricante. Este coeficiente caracteriza

al líquido y casi siempre depende de la temperatura y no de la presión, sea

establecido que para rangos de presión hasta de 400 Kg./cm2, la variación de la

viscosidad con la presión puede ser considerado despreciable.


CONCLUSIÓN

Según la norma ISO 32, 46, 68, 150 y 220 un aceite hidráulico debe tener las

características siguientes:

Inhibidores de oxidación.

Propiedades antidesgastante ( HD ) en especial en equipos que trabajan a altas

presiones.

Debe dar excelente protección contra la formación de herrumbre.

Debe contener aditivos antiespumante.

Debe poseer gran estabilidad térmica.

Debe prevenir la formación de emulsiones con agua

COMPRENSIBILIDAD DE LOS ACEITES O FLUIDOS HIDRÁULICOS.

No es tan evidente que los fluidos líquidos sean incomprensibles, cuando sometidos a

elevadas presiones ellos presentan un cierto grado de Comprensibilidad la misma que

es calculada por la formula:

PtPabVaV 1 = 3cm

Donde:

ΔV = Variación de volumen de aceites a la presión del trabajo.

Va = Volumen del aceite a la presión atmosférica.

b.- = Factor de comprensibilidad, este factor para aceites minerales varia de 50 *

10-5 a 70**10-5 cm./Kg.

Pa = Presión atmosférica =1.033 kg/cm2.

Pt = Presión de trabajo.

Ejemplo:

Calcular la variación de volumen de aceite en un cilindro hidráulico de 100lt.

de volumen y presión de trabajo de 250 kg/cm2.

Datos:

V = 100 lt.

b = 50*10-5 cm2/kg

Pa = 1.033 kg/cm2

Pt = 250 kg/cm2

2.101250033.1510*501100 V 3cm

102.0V Lts

En las instalaciones hidráulicas se recomienda a objeto de obtener seguridad y eficiencia

en el funcionamiento de todo sistema hidráulico, compensar la falta de aceite por efecto

de la comprensibilidad y dilatación de los cilindros, tuberías, se lo hace adicionando en

el orden de1% de su volumen para cada 100 kg/cm2 de presión de trabajo.


TIPOS DE ENERGÍA Y TRANSFORMACIONES EN CIRCUITOS

HIDRÁULICOS

a. Energía potencial.

b. Energía cinética.

c. Energía calorífica.

d. Energía mecánica.

a. Energía Potencial; es la que se identifica en forma de presión y se produce a

consecuencia de la compresión del fluido, pudiendo ser esa compresión media, baja, o

alta, dependiendo de la resistencia que le ofrece; la presión del aceite también es

función del tipo o capacidad de la bomba hidráulica.

b. Energía Cinética; la energía cinética de los líquidos se da debido al movimiento o

por efecto de la velocidad a través del circuito o sistema hidráulico.

En circuitos hidráulicos operados en forma brusca y aquellos operados por electro

válvula se da una interrupción rápida del fluido hidráulico en circulación, esta energía

cinética detenida en forma brusca o intempestiva

Ocasiona ondas de presión que se propaga desde el punto de interrupción hasta la

válvula o elemento hidráulico, los mismo que se amortiguan gradualmente a medida que

se repite el ciclo, este fenómeno de ondas de presión, se conoce con el nombre de

GOLPE DE ARIETE lo cual es altamente perjudicial, a objeto de evitar ese fenómeno

se instala en la línea hidráulica acumuladores.

Resumiendo, el golpe de arietes es el

aumento súbito de presión que aparece

en una tubería cuando el líquido que

circula por la misma es detenido

bruscamente o abierta la válvula en la

que aparece o golpe de ariete negativo.

FIGURA 1.5

CALCULO DE LA INTENSIDAD DEL GOLPE DE ARIETE

1. El valor de este golpe de ariete o sobre presiones depende del tiempo de cierre

"Velocidad de cierre de las válvulas". Para el estudio de este fenómeno es

necesario considerar las siguientes posibilidades.

Cierre, tc =0, físicamente imposible.


Cierre rápido

Para tc 0, para 0 tc To, dondeTo=2L/c = T/2, la presión máxima es la misma que

en el cierre instantáneo.

Donde t es el tiempo que tarda la onda en recorrer una vez la distancia entre la válvula y

el elemento hidráulico.

Donde:

L= Longitud de la tubería.

C= Velocidad de la onda.

T= Ciclo de la onda.

oigfj

Cierre lento

t c to =2L/c = T/2, la presión máxima es menor que los casos anteriores, porque la

presión de la onda elástica llega a la válvula antes de que se complete el medio ciclo e

impide el aumento posterior a la presión, este caso es el que generalmente se da

CALCULO DE LA SOBREPRESIÓN INSTANTÁNEA Y TOTAL.

P =CV fórmula de Joukowski.

Siendo:

=Peso específico del líquido.

C =Velocidad de la onda de presión.

V =Velocidad del líquido.

2. Sobre presión en cierre instantáneo parcial.

P= C (V-V1)

Siendo V =velocidad final del fluido.

3. Sobre presión en cierre lento.

Siendo K= coeficiente comprendido entre1 y 2; se recomienda tomar un valor

inferior a 1.5; valor que toma en cuenta los efectos de la elasticidad de la tubería.

Tc

LVKP


CALCULO DE LA VELOCIDAD DE LAS ONDAS DE PRESIÓN

Donde:

E = Espesor de la tubería.

= Peso especifico del fluido.

E0 = Módulo de elasticidad del fluido.

E = Módulo de elasticidad de la tubería.

D = Diámetro de la tubería.

Ejemplo:

Al final de una tubería de acero del que E =2*106 kg/cm2 y D= 60 mm, tubería es de

2.5 m/ seg. . la válvula sufre un cierre instantáneo. Eo=2.07*10 kg./cm2 coeficiente de

elasticidad del volumen de aceite.

Calcular

a) La velocidad de propagación de la onda de presión.

b) La sobre presión producida por el golpe de ariete.

Solución:

a.-

b.- p = CV = 85*13.6*2.5 =2.890 kg./m =0.29 kg./m

V= Velocidad del aceite de una tubería

c.- Energía calorífica. La energía calorífica que se traduce en perdida de carga o

energía en forma de calor que a la ves se significa perdida de trabajo mecánico, es

generado por diversos motivos siendo ellos.

1.- Por la fricción entre las camadas liquidas.

2.- Por la fricción entre el líquido y la rugosidad de las paredes internas de la

tubería.

3.- Por la velocidad del fluido, la misma que determina el tipo de régimen ya sea

laminar o turbulento

Exe

EoD

Eo

C

1

sm

Exe

EoD

Eo

C /6.1344.1

6.15

002.0*10*2

06.010*07.21

58

10*07.2

1


Flujo laminar.-Se da cuando las

partículas del fluido se mueven formando

capas ordenadas y paralelas entre sí, este

tipo de flujo se da hasta cierta velocidad del

fluido "En régimen laminar no se da la

interferencia entre las partículas". FIGURA 1.6

Flujo turbulento.- Se da:

1.- Por la circulación del fluido encima de una determinada velocidad o número de

Reynolds Nr.

2.- Por la reducción de la sección de la tubería con la que se varía la velocidad en

consecuencia el Nr

3.- Por la rugosidad de las paredes internas de la tubería.

En la sección menor el flujo es arremolinado en la

que las partículas del fluido no se mueven de forma

ordenada mucho menos las capas son paralelas en un

solo sentido, al contrario se interfieren. En este tipo de

FIGURA 1.7 movimiento debido a los choques entre las partículas

a resistencia del fluido aumenta en consecuencia las pérdidas hidráulicas por

desprendimiento de energía calorífica por fricción, este tipo de flujo no es recomendable

en sistemas hidráulicos por ello existen rangos de velocidad de fluido que deben circular

en los sistemas hidráulicos tanto en las tuberías de succión, presión y descarga.

TRANSFORMACIÓN DE ENERGÍA EN LOS CIRCUITOS HIDRÁULICOS

Los circuitos hidráulicos absorben y restituyen energía mecánica, proceso en la que se

da la transformación de la energía mecánica a cinética, potencial y nuevamente

mecánica.

La bomba hidráulica es puesta en funcionamiento por un agente externo que pude se un

motor eléctrico, motor de combustión interna o engranajes de transmisión. Los mismos

que le proporcionan energía mecánica, esta energía recibida por la bomba le sirve a ella

para la succión del liquido y dotarle de energía cinética o de velocidad a través de los

conductos, luego esta energía se transforma en potencial o de presión debido a la

resistencia que encuentra el hazte del actuador en su recorrido, resistencia debido a los

esfuerzos que debe realizar con ello trabajo mecánico, con lo que queda probado que los

circuitos hidráulicos absorben y restituyen energía mecánica.

PRINCIPIO Y APLICACIONES BÁSICAS DE LA HIDRÁULICA

1. Las fuerzas son directamente proporcionales a las presiones y superficies que se la

aplica. Siendo A grande tendremos F grande o viceversa.

F= P*A


2/;* cmkgA

FPAPF

2.- La presión es inversamente proporcional a la superficie sobre la cual actúa

superficies grandes tendremos presiones pequeñas o viceversa.

P = F/A

Ejemplo:

A un cilindro de freno de 1cm de sección se le aplica una fuerza de 20kg; demuestre:

a) Que la fuerza es directamente proporcional a la superficie que se aplica.

b) Que la presión es inversamente proporcional a la superficie.

Datos:

A1 = 1 cm2

F1 = 20 kg

A2 = 2 cm2

A’2 = 0.5 cm2

FIGURA 1.8

111 * APF

FIGURA 1.8 201

20

1

11

A

FP

2/cmKg

1*201 F = 20 Kg

Aumentando el área, mayor es el esfuerzo, directamente proporcional al área o

superficie.

b) F1 = 20 kg.

A1 = 1cm2

P = 20 kg/cm2

A2 = 2cm2

Aumentando el área, la presión es menor.

c) Cálculo de la F2 ; de la figura se tiene :

4*

4

**2

2

2

1

12

1

1212

D

D

FA

A

FAPF

2

1

2

212 *

D

DFF


Con lo que queda demostrado que las fuerzas son proporcionalmente a las superficies

que se les aplica o proporcionales a la relación existente entre el cuadrado de los

diámetros mayor y menor de los cilindros,"mayor, diámetro, mayor superficie, mayor

fuerza o viceversa".

Ejemplo 2

Prensa hidráulica. Dado el diseño, calcular el esfuerzo F1 o carga que se debe aplicar

para equilibrar la carga de 4400 Kg. sabiendo que A1 es igual a 40 cm2 y A2 4000 cm

2,

densidad del aceite 750 Kg. /m3

Datos:

A1 = 400 cm2

A2 = 4000 cm2

F1 = 750 Kg. / m3

F2 = 4400 kg.

F1+* ZA 1 =

F2*A2 FIGURA 1.9

F1 = F2 * A2- Z A1

F1 =42.8 kg.

Pequeños esfuerzos, pequeña superficie significa o demuestran que los esfuerzos son

directamente proporcionales a la superficie.

UNIDADES UTILIZADAS EN SISTEMAS HIDRÁULICOS

P =bar

P =kg. / cm2

A = cm2

Q =lt/min

F =kg. L = m

V =mm/s,cm/s

TIPOS DE CIRCUITOS HIDRÁULICOS

a) Circuito abierto

b) Circuito cerrado

c) Circuito semicerrado

004.0*04*7504.0

004.0*4400* 1

2

121 ZA

A

AFF


a) Circuito Abierto. Se dice circuito abierto, debido a que la válvula direccional sea

manual o electro-hidráulico estando en su posición central o neutra deja circular el

aceite, de la bomba a través de las tuberías a la válvula y de esta al tanque siendo esta

accionada envía fluido a los elementos hidráulicos o actuadores y de ellas al tanque o

deposito de aceite, “el aceite parte del tanque y retorna al tanque.”

b) Circuito cerrado. Las válvulas 1 y 2 son válvulas limitadoras de presión o de

frenado, cuya intensidad o capacidad están reguladas en función de la inercia o carga

arrastrada por el motor hidráulico.

En los sistemas o circuitos

hidráulicos cerrados

compuestos de bomba y de

motor hidráulico, la bomba

generalmente es de dos sentidos

de rotación y de flujo variable,

igualmente el motor hidráulico.

En este tipo de circuitos el flujo

se desplaza de la bomba para el

motor y de motor hidráulico

directamente a las líneas de

succión de la bomba. En los

circuitos cerrados la línea

bomba motor es de alta presión

y motor bomba de baja presión,

los elementos importantes del

circuito cerrado son: válvulas

limitadoras de presión, las

mismas que nos dan seguridad

en cuanto a la presión de

trabajo, o nos limita de acuerdo

a las necesidades del toque, por

F FI GURA 1.11 la inercia de las cargas

arrastradas por el motor hidráulico, también sirve como válvula de bloque o drenado del

motor hidráulico.

La válvula 3, válvula de circulación es una válvula direccional accionada

hidráulicamente en dos circunstancias:

1.- Cuando la bomba 4 tiene desplazamiento nulo, la bomba de alimentación 5 envía

fluido por esta válvula de circulación que se encuentra en posición central

abierta dejando pasar a la válvula limitadora de presión y de ella al enfriador y

depósito, esta válvula de presión esta regulada entre 8 y 15 kg./ cm2.


2.- Cuando la bomba 4 es acciona el motor hidráulico, a través del fluido, la válvula

de circulación es accionada desde la línea de alimentación o línea de alta presión

y conectada a la línea de retorno al tanque por la válvula reguladora de presión

5, la ligación de la válvula 5 es a través de la línea de pilotaje X. Y. X1,

dependiendo el sentido en que estaría la línea de alta presión.

VENTAJAS DE LOS CIRCUITOS CERRADOS

Suplir las diferencias en la succión.

Efectuar maniobra de inversión de

movimiento en los consumidores

con suavidad y continuidad.

Hacer reversible las funciones de la

bomba y del motor especialmente

para efectos de restitución de energía

"frenado".

FIGURA1.12

c) Circuito semi cerrado .Son circuitos con las mismas características que los circuitos

cerrados, estos circuitos son utilizados cuando hay necesidad de complementación o

descargar el exceso de aceite de uno de los ramales del sistema, o cuando se emplea

actuadores hidráulico diferenciales en los que el volumen de aceite consumido son

diferentes consecuentemente los movimientos de avance y retorno, si se quiere

velocidad de avance y retorno del hazte iguales es necesario utilizar diferentes

elementos tales como válvulas limitadoras de presión, de flujo o reguladora de presión.

PARTES DE UN SISTEMA HIDRÁULICO.

1.- Conjunto de generación de potencia. Compuesto por las bombas, el tanque o

reservatorio y el fluido hidráulico.

2.- Conjunto de control o comando. Compuesto por las válvulas direccionales,

válvulas fin de curso, presostatos, Temporizadores, P.L.C.s, autómatas

programables y otros.

3.- Conjunto de actuadores. Estos elementos nos permiten obtener trabajo

mecánico y comprenden los actuadores lineales cilíndricos, rectangulares y

cuadrados, actuadores rotacionales, “motores hidráulicos”, actuadores de giro

limitados compuestos por cremallera y piñón, también se obtiene giros limitados

mediante articulaciones por pasadores.


SIMBOLOGÍA DE LOS ELEMENTOS HIDRÁULICOS Y NEUMÁTICOS

NORMAS DIN 24300 - ISO 1219

Consideraciones generales. Los siguientes objetivos:

1.- Representar métodos de conexión, métodos de acondicionamiento, representa

diversos tipos de válvulas, actuadores y accesorios.

2.- Facilita el diseño, comprensión e ínter presentación de los circuitos hidráulicos

y neumáticos.

Cada símbolo representa un determinado elemento Hidráulico o Neumático y define su

modo de funcionamiento prescindiendo sus características técnicas. Muestran de forma

simple la función que cada uno de estos elementos cumplen en el circuito”

Están constituidos por trazos, por circunferencia, arcos de circunferencia y flechas. Al

margen de identificarse de esta forma los elementos hidráulicos y neumáticos, a las

válvulas direccionales o de inversión de marcha también se las identifica por los

orificios o conexiones y el número de posiciones y se las denomina válvulas 4/3, 3/2,

4/2, 2/2, 5/2, 5/3. Sin que esto signifique su identificación completa debido a que no nos

dice de ellos si son eléctricos, mecánicos, electro-hidráulicos u otros.

Conclusión. Si bien los símbolos obedecen a un lenguaje técnico que facilita el diseño,

la comprensión e interpretación de los circuitos hidráulicos y neumáticos "Su

presentación es funcional y no técnica”.

BOMBAS HIDRÁULICAS

Las bombas hidráulicas son elementos mecánicos que transfieren al fluido líquido la

energía mecánica recibida, de motores eléctricos, motores de combustión interna u

otros.

Indicador de nivel Depósito de Aceite Filtro de Aceite Bomba de flujo Bomba de flujo Bomba de flujo

de aceite constante y un variable y un sentido variable con dos


MOTORES HIDRÁULICOS

Son elementos mecánicos que reciben energía de presión y transforman en fuerza de

rotación "Trabajo mecánico y torsión”.

Actuador Rotativo o Actuador Rotativo o Actuador Rotativo o

Motor hidráulico de un Motor hidráulico de dos, Motor hidráulico de dos, Motores eléctricos de, Motor térmico que tiene

solo sentido de rotación sentidos de rotación sentidos de rotación y combustión que acciona la misma función de Flujo variable la bomba accionar la bomba

Actuador de giro limitado o Motor hidráulico con

Rotación limitada

VÁLVULAS DE PRESIÓN

Son elementos mecánicos que de un modo general protegen o preservan los circuitos

hidráulicos

Válvula limitadora de Válvula de secuencia o Válvula de secuencia o de Válvula reguladora de Válvula limitadora de

Presión primaria de válvula de contrapresión contrapresión pilotada presión proporcional presión primaria pilotada

1 3

Válvula reguladora de presión secundaria de Válvula reguladora de presión secundaria Servo-válvula de presión que nos permite

Accionamiento directo, regula la presión de pilotada regular grandes presiones


VÁLVULAS DIRECCIONALES O DE INVERSIÓN DE MARCHA

Son elementos mecánicos que nos permiten controlar la dirección del fluido a fin de

realizar el trabajo deseado. De acuerdo a la norma DIN e ISO los orificios o conexiones

de las válvulas direccionales se representan por letras y números como sigue:

Válvula direccional manual 3/2 y centro Válvula direccional manual 4/3 centro Válvula direccional 4/3 operada con

Cerrado para trabajos con cilindros de simple abierto y elementos cerrados solenoides centro cerrado y elementos

Efecto abierto y elementos cerrados hidráulicos cerrados

Válvula direccional 4/3 con traba Válvula direccional 4/3 que en su posición Válvula direccional 4/2, éstas válvulas en

Inicial o neutra pone en comunicación los sus posiciones inicial establece

Cuatro orificios o conexiones, uno de los conexión con el elemento hidráulico o

Cuales generalmente está unido al depósito actuador.

Válvula direccional 2/2 Válvula direccional pilotada por solenoide y Válvula direccional 6/3 de accionamiento

Controlado hidráulicamente “Centrado por manual para equipo móvil centrado por

Presión hidráulica” resorte

Válvula direccional de rodillo Válvula direccional 3/2 de asiento Válvula direccional de asiento 3/2 Válvula de pedal 3/2

normalmente cerrado con un esfera con 2 esferas.

ORIFICIO NORMA DIN 24300 NORMA ISO 1219

PRESIÓN P I

utilización A B C 2 4 6

escape R S T 3 5 7

Líneas de comando X Y Z 10 12 14


Servo – válvula direccional4/3 operada por Válvula direccional 4/3 pilotada con Electro válvula proporcional nos permite Solenoide nos permite obtener solenoide controlada hidráulicamente hacer programas, controles de diferentes

Multiplicación de esfuerzos sentidos de movimientos, aceleraciones y

Desaceleraciones

VÁLVULAS DE RETENCIÓN “BLOQUEO

Nos permiten mantener el pistón del cilindro inmovilizado cualquiera que fuera su

condición de carga y movimiento.

Válvula de retención con desbloqueo Válvula de retención o bloqueo de Válvula de retención simple Válvula de retención con

de apertura hidráulica apertura hidráulico con dreno externo resorte de contrapresión

Válvula de doble retención con desbloqueo

Hidráulico.

ACTUADORES HIDRÁULICOS CILINDRICOS

Nos permite transformar la energía de presión de la bomba en trabajo mecánico.

Actuador Actuador Actuador Actuador Actuador Cilindro de simple efecto Cilindro de simple efecto Cilindro de simple efecto Cilindro de doble efecto Cilindro de doble hazte y

Y retorno por fuerza retorno por la acción de sin amortización con amortización en el doble efecto, se

Externa recuperación de su avance y su retorno caracteriza por tener

Resorte superficies activas

Iguales


ACTUADORES CILINDROS TELESCÓPICOS

Nos permiten obtener grandes avances en espacios reducidos.

Actuador Cilindro telescópico de simple efecto Actuador Cilindro telescópico de doble efecto

FIGURA 1.13

CILINDROS MULTIPLICADORES DE PRESIÓN

Nos permite obtener presión multiplicada, dicha presión es directamente proporcional

a la relación existente entre los cuadrados de sus diámetros o áreas.

FIGURA 1.14

VÁLVULAS DE FLUJO

Nos permite obtener diferentes valores de avance lineal, rotación y sincronización de los

actuadores hidráulicos y neumáticos.

Válvula estranguladora Válvula estranguladora Válvula estranguladora Válvula reguladora de Válvula reguladora de de flujo variable en de flujo en un solo de flujo variable en un flujo con orificio variable un solo sentido de

ambos sentidos sentido, variable y solo sentido y retorno libre con orificio constante.

retorno libre


Válvula reguladora de flujo Válvula de frenado o válvula de rodillo Válvula selectora de flujo (Aceleración y desaceleración)

ACCESORIOS

Manómetro simple Termómetro Manómetro para protección Manómetro selector Indicador eléctrico de

Nivel de aceite

Acumulador de membrana Acumulador de membrana Calentador Presostato con contacto

interruptor

Presostato con dos Válvulas fin de Válvula fin de curso Registro cerrado Registro abierto Freno automático

Contactos o interruptores curso eléctrico proporcional


CONEXIONES Y LÍNEA DE FLUJO

Acople Conexión Junta de expansión

TUBERÍAS DE PRESIÓN HIDRÁULICA

Línea de flujo Líneas no interligadas Líneas ínter ligadas Mangueras o tubos flexibles

Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________24

Capítulo II

ANÁLISIS DE LAS PÉRDIDAS DE CARGA

EN CIRCUITOS HIDRÁULICOS

ANÁLISIS DEL CONCEPTO DE BERNOULLI

Bernoulli indica que todo líquido que fluye o circula a través o por una tubería debe

vencer las fuerzas de fricción entre el fluido o camadas líquidos y las paredes internas

de la tubería, esta fricción o fuerza que es contrario al movimiento provoca pérdidas de

energía del líquido en movimiento llamadas también pérdidas de carga.

Para el análisis de este concepto tomamos un líquido que se desplaza entre las secciones

1-2 de una tubería.

2.-1 secciones lasen presión de energía la Es 21

PY

P

Z1 y Z2 = son las alturas a los puntos considerados por encima del plano horizontal o

plano de referencia que se traduce en altura de columna liquida.

Por lo que la ecuación de Bernoulli para líquidos reales se escribe:

En síntesis, la ecuación de Bernoulli nos dice que la energía total que el líquido posee

en un punto permanece constante, exceptuando las pérdidas de carga a lo largo de toda

la tubería, en circuitos hidráulicos solo tomamos en cuenta la energía de presión del

aceite, siendo despreciable su energía cinética debido al valor pequeño que

generalmente representa en relación con la energía potencial.

Ejemplo.

Demuestre que en un sistema hidráulico la energía cinética es despreciable, siendo la

presión del circuito de 40 kg/ cm2, la velocidad del líquido en la tubería es de 4 m /s y el

peso específico del aceite 0.9 kg/dm3..

g

Vy

g

V

22

2

1

2

2

pZP

g

Vz

P

g

V 2

2

2

21

1

2

1

22

Plano de referencia

P1/

P2/

2Z

1Z

p = Pérdidas de carga a lo largo del

desplazamiento dado en metros de

altura del líquido considerado.

V1, V2 = Son las velocidades de las

secciones 1 y 2, cuyas magnitudes son

llamados energía cinética en sus respectivas

secciones por unidad de peso del líquido

FIGURA 2.1


Para demostrar calcúlese la energía cinética y de presión en función de los datos:

1.- Energía cinética:

2.- Energía potencial:

0.82 es el valor de la energía cinética que representa escasamente el 0.35% de la

energía potencial, demostrando que la energía cinética puede ser despreciable.

DISTRIBUCIÓN DE VELOCIDADES EN TUBERÍAS CILÍNDRICAS

1. Régimen laminar.- Para dicho análisis consideramos una tubería cilíndrica recta de

diámetro d y radio r.

En este régimen observamos que las velocidades de los filetes o camadas líquidas son

crecientes partiendo de la pared interna del conducto al centro y varía según una

parábola; esta variación de las velocidades de los filetes es debido a la fricción entre sus

moléculas o camadas liquidas.

En síntesis, en el régimen laminar se ha

determinado que la velocidad de las

partículas del fluido adyacente a la pared

interna de la tubería es NULA, es decir

junto a la pared interna existe una película

adherente e inmóvil de líquido, por lo que, el

líquido que circula está en contacto con esas camadas estacionarias que se llama camada

LIMITE según la determinación de PRANDT; en éste régimen las fuerzas de fricción se

originan entre esas camadas líquidas solamente.

Por otra parte, se ha determinado que los diversos filetes o camadas líquidas tienen

velocidades propias y diferentes entre sí, esos diferentes valores de velocidades que se

dan por la fricción entre sus moléculas o camadas liquidas es la causa de las pérdidas de

carga o energía.

Conclusión. Las perdidas de carga o presión en régimen laminar, no provienen de la

fricción entre el liquido y la pared interna de la tubería, sino por la fricción entre sus

camadas líquidas y a ello se debe los diferentes valores de velocidades de dicho filete o

camadas líquidas, de un modo general las perdidas de carga se dan por el diámetro y el

dimensionado por las conexiones, codos, válvulas, la velocidad del fluido y la longitud

de la tubería estas perdidas reduce la capacidad o potencia de los actuadores.

mg

V82.0

6.19

16

8.9*2

4

2

22

mP

44510*9.0

10*403

2


Velocidad máxima en régimen laminar

La velocidad máxima se da en el eje de la tubería, para r = 0 y tiene un valor dado por la

fórmula:

Donde:

= viscosidad absoluta o dinámica.

i = pérdida de carga por unidad de longitud i =hp / L.

d = diámetro de la tubería.

= peso específico.

La velocidad media esta dada por la fórmula:

Distribución de la velocidad en régimen turbulento

Las velocidades de las camadas líquidas en el

régimen turbulento, aumenta muy rápidamente

a partir de la pared interna de la tubería y su

distribución se hace según una curva muy

FIGURA 2.3 aproximada a la elipse, en este régimen la

velocidad de las moléculas o camadas liquidas

no están dirigidas según el eje de la tubería y en forma ordenada como se da en régimen

laminar, además su dirección varia en el tiempo, a pesar de ello la velocidad máxima

también se da en el eje de la tubería y esta dado mediante la fórmula empírica:

Conclusión; En el régimen turbulento, la pérdida de carga aumenta con el crecimiento

de la rugosidad de las paredes internas de la tubería, con la velocidad del fluido líquido

y las características del fluido (viscoso o no).

Calculo del número de Reynolds en función de la velocidad y del caudal “Q”.

El NR nos permite conocer el régimen en el que circula un fluido líquido a lo largo de

una tubería, ella se calcula en función de la velocidad y del caudal.

*16

** 2diVmax

L

hddiVVmed

p

**32

**

*32

**

2

max22

*16

**84.0*84.0;

84.0

2diVmaxVmed

VmedVmax


dVN R

d

QdVN R

1273

1273100410

22 dVdπVV*AQ

1.-En función de la velocidad

Este caudal se expresa en l/s, la velocidad en cm/s y el diámetro de la tubería en cm., o

sea:

V = m/s

d = cm

= viscosidad absoluta o dinamica.

El caudal, dado en l/s, se tiene:

Despejando V y sustituyendo en la fórmula de Reynolds:

Tipos de perdidas de carga en sistemas hidráulicos

a) Perdidas distribuidas.

b) Perdidas localizadas.

c) Perdidas internas y externas

1.- Las perdidas distribuidas, son las que se dan ocasionadas por la fricción entre sus

moléculas o cámaras líquidas a lo largo de su recorrido en el circuito hidráulico.

Cálculo de las pérdidas de cargas distribuidas para el régimen turbulento y

laminar.

Régimen turbulento. Las pérdidas de carga distribuidas en este régimen se calculan

relacionando el movimiento del flujo líquido con, a) la rugosidad de la pared interna de

la tubería, b) con las dimensiones de la tubería, c) con las propiedades del líquido, todos

ellos con el NR.

La fórmula universal para el cálculo de las pérdidas de carga distribuidas tanto en este

régimen turbulento como en el régimen laminar es dado por la ecuación de DARCY-

WEISSBACH.

gd

VLfpd

2

2

Dado en metros de líquido

d

QdVN

d

QV R

1273;

12732

2.-En función del caudal 1.- En función de la velocidad


Formula que nos indica que la pérdida de carga es directamente proporcional al

coeficiente de fricción f, a la longitud de la tubería y a la velocidad del fluido líquido e

inversamente proporcional al diámetro de la tubería “a mayor diámetro menor perdida

de carga”. La aplicación de esta formula para el cálculo de las perdidas de carga tanto

en el régimen laminar como turbulento recomienda calcular en coeficiente de fricación f

para cada régimen.

Donde:

L = longitud en metros

V =velocidad en m/s

g = aceleración en m/s2

d =diámetro en metros

f = Coeficiente de fricción adimensional que se expresa en función del NR, o el régimen

en que circula el fluido, laminar o turbulento, para el cálculo de la pérdida de carga

utilizando la fórmula de DARCY-WEISSBACH. En régimen laminar se calcula el

coeficiente f por la fórmula:

RNf

64

y el régimen turbulento calculamos este coeficiente con la fórmula:

4/1)(

3164.0

RNf

Aplicamos esta fórmula para variaciones del NR entre 2320 a 100.000.

Cálculo de las pérdidas de carga distribuidas en función al caudal

Para el calculo de las pérdidas de carga distribuidas en función del caudal “Q”, se utiliza

la fórmula de DARCY-Wessbach:

5

26.82

d

LQfP

; Dado en metros de líquido

Donde:

Q = l/s

L = metros

f = coeficiente de fricción adimensional.

d = diámetro de la tubería en cm.


Para obtener en kg./cm2utilizando la fórmula:

5

6.82

d

LQfP

kg./cm

2

Donde:

f = coeficiente de fricción adimensional

Q = l/s

d = diametro de turbulência en cm.

= kg/dm 3 o kg /l; peso especifico

Esta formula es la mas indicada para el calculo de las perdidas de carga en los dos

regímenes de flujo.

Rango de velocidades del fluido en sistemas hidráulicos

1. Tubos de succión o aspiración

Mínima 0.5m/s

Máxima 1.5m/s

2. Tubos de presión hasta 100 Kg./cm2

Mínima 2 m/s

Máxima 4 m/s

3. Tubos de presión hasta 315 Kg./cm2

Mínima 3m/s

Máxima 12m/s

4. Tubos de retorno

Mínima 2m/s

Máxima 4m/s

Ejemplo. Calcular:

a) La perdida de carga en kg./cm 2

en una tubería de 12 mm. de diámetro, longitud 8

mts., en la que circula 2 lt/s de aceite con una viscosidad absoluta de 0.350 cm2/s

(stokes), peso especifico de 0.8 kg/lt .

b) ¿Cuál es la velocidad del fluido en el conducto?

Datos

d = 1.2 cm

Q = 2 lt/s

= 0.8 kg/l

L = 8mts.

= 0.350 cm2/s

5

26.82

d

LQfP


1.- Calculo de coeficiente f , para ello se debe determinar el NR

606235.02.1

212731273

d

QNR ;

Régimen turbulento Nos sugiere aplicar la formula:

2

4/14/1

/42.31488.2

8.0840358.06.82

0358.0)6062(

3164.0

)(

3164.0

cmkgP

Nf

R

Cálculo de la velocidad del fluido:

smA

QV /18

00011.0

002.0

Velocidad muy alta para circuitos hidráulicos, lo que justifica la pérdida de carga de

31, 42 kg./cm2 altísima.

CÁLCULOS DE LAS PÉRDIDAS DE CARGA LOCALIZADAS.

Son aquellas pérdidas ocasionadas por la fricción o resistencia en los elementos

hidráulicos, tales como válvulas, codos, restricciones, cambios de dirección, reducción

de sección, velocidad y otros. En el valor de estas pérdidas de carga influyen muchos

factores de diferente orden, por lo que generalmente estas pérdidas se determinan

particularizando estos elementos y en función de la experiencia

Métodos para el cálculo de las perdidas localizadas “codos”

Primer Método.- En función de la energía cinética del fluido líquido para lo que

DARCY-WEISSBACH nos recomienda la siguiente formula:

g

VfPL

2

2

f = coeficiente empírico de pérdida de carga cuyo valor es función del elemento

causante de las pérdidas.

g = aceleración en m/s2

V

= Velocidad media del líquido.

Segundo Método.- En función del caudal.

2

2

288.2

d

QfPL , dado en metros de líquido


10

*88.22

2

2

d

QfPL , pérdida de carga dada en kg./cm

2

= peso específico en Kg./cm3

d = diámetro interior en cm.

Q = en l/s.

Tercer Método.- Consiste en calcular las pérdidas de carga localizadas transformando

los elementos causantes de esta pérdida en longitud de un tubo recto, llamado longitud

equivalente, es decir, la pérdida de carga que ocasiona un determinado elemento tales

como codos, válvulas y otros; debe ser equivalente a una determinada longitud de

tubería recta. Existen tablas que nos dan esta longitud en función de su diámetro, el

valor de la tubería recta correspondiente al elemento causante de la perdida, este valor o

longitud de tubería se le suma a la longitud inicial de la tubería, estableciendo de esta

forma la longitud total y se aplica la conocida formula de Darcy Weissbach para

calcular las pérdidas de carga en tuberías rectas y accesorios tanto para régimen laminar

como turbulento:

gd

VLfP

2

2

; dado en metros de líquido

Tomando en cuenta las consideraciones del tipo de flujo, y cuidando el cálculo del

coeficiente de fricción f para cada caso.

Finalmente, las pérdidas de carga total de una instalación hidráulica es igual a la suma

de todas las pérdidas de carga localizadas y distribuidas.

dlt PPP

Análisis de las pérdidas de carga en codos

Las pérdidas de carga en codos se debe a que las partículas centrales de las camadas

líquidas son proyectadas por la fuerza centrifuga hacia la superficie interna de la tubería

creando turbulencia con lo que se destruye la distribución parabólica de la velocidad,

conforme se da en régimen laminar, y se presenta generalmente en las tuberías de

sistemas hidráulicos, ésta proyección hacia la periferia ocasiona perdidas adicionales

que se suman a las pérdidas distribuidas.

En codos de 90 y diámetros internos de 6

mm. cuya relación de L/d = 69 para el cálculo

de pérdidas se ha estimado el NR de 35 hasta

525, y para diámetros internos de 10mm, y

para relaciones L/d =50 el NR es de 33 a 330.

En síntesis, para codos dentro de estos rangos


el coeficiente f se calcula por la fórmula:

FIGURA 2.4

V

dVN

Nf R

R

*;

75

Pérdida de carga en válvulas direccionales de corredera

Las pérdidas de carga en este tipo

de válvulas es pequeña, llegando a

considerarse despreciable. Se ha

establecido que el NR es del orden

35 a 50.

FIGURA 2.5

Perdidas de carga en tuberías con aumento gradual de sección.

Igualmente se calcula en función de la

energía cinética haciendo uso de la fórmula:

FIGURA 2.6 El coeficiente de fricción se calcula por:

1

2

2

d

Df

Perdidas de carga en tuberías con disminución gradual de sección.

Igualmente se calcula en función de la energía

cinética haciendo uso de la fórmula:

FIGURA 2.7

El coeficiente de fricción f se obtiene, según DARCY-WEISSBACH, de la relación de

diámetros, y nos da lo siguiente:

g

VfPl

2

2

g

VfPl

2

2


Tabla 1

d/D 0.10 0.32 0.45 0.55 0.63 0.71 0.78 0.84 0.90 1.0

f 0.50 0.47 0.42 0.38 0.34 0.30 0.25 0.20 0.9 0.0

Al margen de las pérdidas de cargas localizadas y distribuidas, en los sistemas

hidráulicos, también se tienen perdidas por:

1. Fugas internas.

2. Fugas externas.

3. Por viscosidad del fluido.

1.- Perdidas de energía o de carga por fugas internas

a) Las pérdidas de energías por fugas internas se da debido a la variación de

la viscosidad del fluido con la temperatura.

b) Debido al desgaste interno de la pieza.

c) Por la utilización de sellos y retenes inadecuados.

d) Por presiones superiores al requerimiento de trabajo del sistema, estas

perdidas no hacen que el sistema pierda aceite, el aceite recircula por el

interior de ella.

2.- Perdidas de energía o de carga por fugas externas

Son ocasionados por conexiones mal realizadas , niples, abrazaderas mal ajustadas,

sellos u O-ring, por los retenes de los haztes, estas fugas al margen de significar

perdidas de potencia o capacidad productiva son los mas perjudiciales debido a que

contaminan el sistema hidráulico aumentando el riesgo de averías ,los mismos que son

evitados con la adecuada operación y cuidados de mantenimiento.

3.- Perdidas debido a la viscosidad del fluido

La utilización adecuada del fluido líquido es importante, siendo la viscosidad medida de

resistencia que ofrece sus capas moleculares al movimiento de las partículas, esa

resistencia ocasiona perdidas de energía en consecuencia trabajo mecánico. Por otra

parte la baja viscosidad puede ocasionar perdidas internas y externas.

EVALUACIÓN DE LAS FUGAS DE ACEITE, POR LOS HUELGOS O

ESPACIOS VACÍOS QUE QUEDAN ENTRE LAS PIEZAS

La evaluación de estas fugas tiene gran importancia práctica, debido a que el fabricante

acondiciona los dispositivos a construirse bajo determinado rango de tolerancia

admisible entre los elementos en movimiento, de manera que permita ya sea el

desplazamiento, longitudinal o de rotación sin rozamiento o fricción exagerada, lo que

evita un desgaste prematuro de los órganos por la formación de una película de aceite

entre las superficies en contacto, sin que las fugas sobrepasen limites admisibles.


CALCULO DE LAS HOLGURAS EN VÁLVULAS DIRECCIONALES

FIGURA 2.8

D1 es el diámetro interno del cilindro en el que se desliza o gira la corredera. Ese huelgo

se calcula por la fórmula:

2

21 DDS

cm., ancho del espacio libre

LEYES DE FLUJO DE LOS LÍQUIDOS A TRAVÉS DE LOS ESPACIOS

LIBRES

La circulación de los fluidos líquidos a través de los espacios libres, al igual que el flujo

en tubos cilíndricos es laminar para pequeños NR y turbulento para grandes NR.

Cálculos y experiencias han encontrado que el flujo de aceite a través de espacios libres

de 0.1 mm. bajo presión de 100 kg./cm2 es laminar. Considerando que en la realidad,

por aspectos técnicos de presión, los juegos son inferiores a 0.1 mm., el flujo será

siempre laminar, por lo que el caudal de aceite a través de los jugos se calcula mediante

la fórmula de SCHILLER.

2

2

2

1

2

21 ***5109 DDDDL

Pq

; expresado en cm

3

P = caída de presión en kg./cm2.

= viscosidad cinética en cm2/s.

= peso específico en gr./cm3 o kg./l.

L = longitud axial del espacio libre en cm.

D1 = diámetro interno del cilindro o alojamiento.

D2 = diámetro externo de la corredera.

Sustituyendo el valor del espacio libre:

2

21 DDS L

, ancho del espacio libre.

Obtenemos:


21

3

**

***41000 DD

L

SPq

Como se trata de un cilindro concéntrico:

D1 + D2 = 2D

Finalmente obtenemos:

DL

SPq L *

**

***82000

3

SL = ancho del espacio libre en cm.

Por la fórmula concluimos que las fugas a través de los espacios libres o huelgos son

proporcionales a la tercera potencia del ancho SL.

Ejemplo:

Calcular las fugas existentes en una válvula de corredera sujeta a las siguientes

características y condiciones:

Datos:

P = 60 kg/cm2

= 3.2 Engler

= 0.9 kg/l

d1 =3.2 cm

SL =0.0001 mm

L1 =1.58 cm

L2 =3.29 cm FIGURA 2.9

scmE

Ev /2.3

062.02.3*0731.0

062.00731.0 2

min/246.3600541.0

/054.029.358.19.0215.0

2.31016014.382000

82000

3

33

3

cmq

scmq

DL

Spq L


2

2

2

31

L

eS

eqq

FORMULA PARA FUGAS POR ESPACIOS LIBRES ENTRE SUPERFICIES

PLANAS

L

bSpq L

3

84000

Donde:

b =longitud del huelgo en cm, en la

dirección perpendicular al movimiento

del líquido (la longitud b corresponde al

perímetro p*d del espacio libre circular)

L = longitud del espacio libre en sentido

del movimiento del líquido. FIGURA 2.10

FUGAS EN ESPACIOS LIBRE O HUELGOS DE CORREDERAS CON

ALOJAMIENTO EXCÉNTRICAS CIRCULARES

FIGURA 2.11 Donde:

q: fugas a través de los espacios libres es concéntricos en cm³/s.

e: excentricidad entre la corredera y el alojamiento.

SL: espacio libre en cm.

De la formula concluimos que las fugas aumentan en el crecimiento de excentricidad

e / SL

En el caso de excentricidad máxima e = LL = (D1-D2) /2, Las fugas se calculan por

qe = 205* q

Se calcula en función de la formula de Schiller:

Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

37

Capítulo III

TIPOS DE BOMBAS, MOTORES, ACTUADORES

Y ACCESORIOS HIDRÁULICOS

CONCEPTO DE BOMBAS HIDRÁULICAS

Las bombas son elementos mecánicos que transfieren al fluido líquido la energía

mecánica recibida; ya sea de un motor eléctrico, motores de combustión interna o de un

sistema de transmisión mediante piñón engranajes y trasmisiones dentadas. Las bombas

son consideradas el corazón de todo sistema hidráulico, son elementos que generan la

energía de presión necesaria para mover el hazte de los actuadores lineales de el eje los

actuadores de rotación continua y de giro limitado nos proporcionan trabajo mecánico

que es nuestro objetivo.

La energía mecánica recibida por la bomba sirve para:

1. Succionar el fluido líquido del tanque

2. Dotarle de energía cinética y de presión

3. Darnos trabajo mecánico, como consecuencia de la transformación de energías a

lo largo del circuito.

TIPOS DE BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO.

Las bombas más utilizadas en los Sistemas hidráulicos de maquinas industriales y

equipos de construcción tales como tractores, palas cargadoras, volquetas, circuitos

hidráulicos de maquinas herramientas y otros, son bombas denominadas de

desplazamiento positivo de los que se puede obtener bastante documentación técnica de

consulta sobre todo de los fabricantes, estas bombas son:

1.- Bomba de engranaje

2.- Bomba de paletas

3.- Bomba de pistón

4.- Bomba de tornillo

1.- Bomba de Engranaje.-

a) De engranajes externos

b) De engranajes internos


38

BOMBAS DE ENGRANAJES EXTERNOS

Estas bombas están compuestas de un par de engranajes acoplados, siendo una de ellos

el engranaje motriz o conductor, y el otro el conducido. Ambos están engranados entre

sí y están soportados por un block con asientos y rodamientos. El eje del engranaje

conductor puede ser cilindro o cónico dependiendo del momento torsor a transmitir, este

eje se liga al motor eléctrico o de combustión en instalaciones industriales o

estacionarias y a un sistema de transmisión mediante eje estriado o engranaje, tal es el

caso de equipos de transporte, construcciones y automóviles. Los caudales de las

bombas es función de la velocidad de giro, siendo los mayores rendimientos a

velocidades de giro de 1500 a 2500 R.P.M.

PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO

Accionado el eje del engranaje conductor ya sea por un motor eléctrico u otro, este

transmite el movimiento de rotación o fuerza mecánica al engranaje conducido,

obligándole a girar en sentido contrario al del conductor, los dientes entran en contacto

principalmente en las salidas a objeto de expulsar el aceite contenido en los espacios

vacíos entre los dientes y crear la depresión para la succión del aceite, este contacto

entre los dientes y la depresión es a consecuencia de la rotación.

FIGURA 3.1


39

CARACTERÍSTICAS DE LAS BOMBAS DE ENGRANAJES

1. Son bombas de caudal constante.

2. Estas bombas se caracterizan por tener juegos radiales y axiales pequeños, a

objeto de garantizar la estanqueidad “no permitir el retorno de aceite”, por lo que

son llamadas bombas de desplazamiento positivo.

3. Constructivamente son más simples y económicos debido a su reducido número

de piezas.

4. Tienen menor sensibilidad a las impurezas en el fluido líquido, y gran capacidad

de succión, mayor versatilidad en cuanto a su aplicación se refiere.

5. Son bombas de amplio rango de capacidad volumétrica, del orden 2-22

cm3/rotación y 26-38 cm

3/rotación, dependiendo del modelo y presión de 250

Kg. /cm2.

6. t = 85 – 90 %

BOMBAS DE ENGRANAJES EQUILIBRADAS HIDRÁULICAMENTE

Las bombas de engranajes reciben presiones

radiales de aceite sobre los engranajes,

presiones que a lo largo del tiempo ocasionan

deformaciones de los ejes, fugas de líquido,

deterioro de los rodamientos, cojinetes y

retenes, etc.; debido a ello en las bombas

modernas con el objeto de compensar estos

esfuerzos radiales se construyen engranajes con

agujeros radiales que las atraviesa a lo largo de

todo el diámetro por la que circula el aceite y

equilibra las presiones ocasionadas

particularmente por las fuerzas de salida, lo que

impide la deformación de los ejes, cojinetes y la

tendencia de separarse los dientes a

consecuencia de estos esfuerzos.

Conclusión.- En las bombas de engranajes de con FIGURA 3.2

construcción corriente el aceite ejerce presiones radiales considerables sobre los

engranajes lo que provoca deformación de los ejes y otros, ha consecuencia se tiene

fugas de aceite que incide en el rendimiento volumétrico, debido a estas presiones estas

bombas de construcción común precisan cojinetes y rodamientos de mayores

dimensiones lo cual aumenta en el costo de su producción.

Aplicación.-Debido a sus características de caudal constante generalmente se aplican en

máquinas en las cuales el esfuerzo de trabajo, torsión debe ser constante, así como la

lubricación de motores, máquinas rectificadoras, fresadoras, mandriladoras de precisión

y en toda la industria en la que se precise presión hidráulica constante.


40

DIMENSIONAMIENTO DE LAS BOMBAS DE ENGRANAJES

Si bien el dimensionamiento es tema de otra materia de, sin embargo es necesario

indicar que las bombas de engranajes son calculadas en función del caudal y la presión

de salida. Este dimensionamiento consiste en determinar el número de dientes de

engranaje conductor y conducido, espesor, superficie del espacio libre entre los dientes,

coeficientes de forma y otros.

CÁLCULO DEL VOLUMEN DE ACEITE EN CADA VUELTA

Es dado por la fórmula:

V = 2 * z * s * b * h * n ; en cm3/rev

ó

V = 0.002 * z * s * b * h * n ; en l/min

Donde:

z = Número de dientes de engranajes conductor.

s = Superficie del espacio libe entre los dientes

b = Ancho del diente

h =Coeficiente de forma

n = Rotación minuto

Q= Vg*n*v/1000 lt/min ; volumen desplasado

Mt= 1.62*Vg* ΔP/1000*ήmh kpm momento torsor

Q= Volumen Desplazado lt/min.

Vg = Volumen geométrico máximo

n = Rotación dado en minutos

ηv = Rendimiento volumétrico

ΔP = Diferencias de presiones

mh= Rendimiento mecánico hidráulico

CURVAS CARACTERISTICAS (n = 1450 rev/min.; v = 46 mm2/s.; temp.= 50 º C)


41

BOMBAS DE ENGRANAJES INTERNOS EXCENTRICOS

Estas bombas nos proporcionan presiones

más elevadas y son más complicadas,

constan de una rueda dentada interiormente

con la que engrana otro engranaje de

dientes externos de menor número de

dientes, el ajuste de este tipo de bombas es

más perfecto por estar simultáneamente en

contacto varios grupos de dientes, en

cambio resulta más voluminoso nos

promociona presiones del orden de 300

Kg/cm2 y caudales del orden de 3 cm

3/ rev.

a 25 cm3/rev. Las revoluciones de este tipo

de bombas son del orden 500 a 3000

r.p.m.,tiene un ηv del orden del 95 % FIGURA 3.3

Al margen de los dos engranajes, en el diseño podemos observar que entre ellos existe

una, lengüeta de regulación, situada entre los orificios de entrada y

salida donde la holgura entre los dientes de los engranajes interno y externo es máximo

comienza el funcionamiento de estas bombas cuando el eje del engranaje de dientes

externos o engranaje conductor es accionado, con lo que se produce el giro simultaneo

de este engranaje y el engranaje de dientes internos creándose un vació y el aceite del

depósito es aspirado entre los dientes de ambos engranajes y arrastrado hacia la parte

superior donde es comprimido y enviado hacia la línea de presión de la bomba. Estas

bombas se caracterizan por ser mas sensibles a los contaminantes y girar ambos

engranajes en el mismo sentido, el engranaje interno gira más rápido que el externo por

tener mayor número de dientes.

CALCULO DEL CAUDAL

Para lo que se utiliza la formula a seguir:

nbF

Qt ***60

*2

Donde:

F = Sección libre entre el anillo exterior y la rueda dentada

b = Ancho del diente

n = Velocidad de giro


42

BOMBAS MUTIPLES

Las bombas múltiples son combinaciones de dos o más elementos de bombas colocadas

en una sola carcasa y accionadas por un mismo eje motriz.

Estas bombas se utilizan:

En sistemas donde se

precisan velocidades

distintas pero fijas, y

cuando por el costo y

diseño no se recomienda

el empleo de una bomba

de caudal variable; en

este caso el sistema se

puede alimentar del

caudal de una de las

bombas o de la suma de

los caudales.

Para la alimentación, con un solo grupo motor-bomba diversos circuitos

independientes, o la combinación de este caso con el anterior.

Para bombas con dificultades de aspiración, o en bombas de pistón para sistemas

cerrados; la propia bomba incorpora una bomba auxiliar destinada

exclusivamente a la precarga de la bomba principal o, en circuitos cerrados a la

restitución de fluido que sale por los drenajes o válvulas de seguridad del

sistema (llamado bomba de prellenado o de carga); en estos casos el caudal de la

segunda bomba pasa directamente a la primera.

Para incrementar la presión, para ello se unen entre si dos bombas de igual

cilindrada en las que la salida de una se conecta directamente ala entrada de la

otra (en serie). Así la presión alcanzada será la suma de las presiones de ambas

bombas

FIGURA 3.4

Las bombas múltiples pueden estar compuestas

por varios cuerpos (grupos de bombas) iguales

en su funcionamiento (engranajes + engranajes,

paletas + paletas, pistones + pistones) que a su

vez pueden ser de igual o distinta cilindrada

bomba doble de engranajes (las dos bombas

tienen misma cilindrada).

FIGURA 3.4.1


43

Otra opción es la combinación de cuerpos distintos (pistón + paletas, paletas +

engranajes, etc.).

Las bombas múltiples construidas a partir de cuerpos independientes suelen tener un

orificio de aspiración y uno de salida para cada cuerpo de bomba; en otros modelos de

carcasa a sido diseñada especialmente para esta aplicación y disponen de una aspiración

única para varias unidades de bombeo.

FIGURA 3.4.2 Bomba doble de engranajes FIGURA 3.4.3 Bomba triple de paletas

(Las dos bombas tienen distintas cilindradas) (Una sola aspiración)

En cualquier caso, el cuerpo que suministra más caudal o el que se absorbe potencia

siempre será el más cercano al motor.

Un ejemplo de aplicación de una bomba múltiple con distintos cuerpos seria la de

accionamiento de una carretilla elevadora, con un cuerpo para sistema de

desplazamiento (accionamiento de las ruedas), otro cuerpo para el circuito de elevación

y posicionamiento de la horquilla y otro para circuitos de dirección.

BOMBAS DE VARIAS ETAPAS

Son aquellas bombas múltiples, accionadas por un solo eje, en las que el caudal

precedente de un cuerpo pasa directamente a la alimentación del cuerpo siguiente.

FIGURA 3.5 Bombas de varias etapas


44

Un ejemplo de este tipo de bombas son las bombas de pistones que precisan una presión

en la alimentación, y la obtienen gracias a una bomba de engranajes o de paletas que las

alimenta. En este caso se trata de una bomba en la que la primera etapa succiona el

fluido y la presuriza para alimentar la bomba principal que seria la segunda etapa.

Sin embargo, la bomba de doble etapa están pensadas para obtener presiones muy

elevadas. Gracias a este sistema se consigue que la alimentación de la segunda etapa se

realice a la presión de salida de la primera, y que la presión final (a salida de la bomba)

sea la suma de las presiones de dos etapas.

Un factor muy importante para el correcto funcionamiento de este tipo de bombas es el

control del caudal de alimentación de la bomba de la segunda etapa. Este caudal debe

ser igual al que la bomba expulsa; para regularlo la bomba debe disponer de un sistema

de válvulas que eviten la sobre-alimentación o la falta de alimentación (cavitación).

BOMBAS DE PALETAS

a) De caudal constante y equilibrada.

b) De caudal constante sin equilibrar.

c) De caudal variable.

BOMBAS DE PALETAS DE CAUDAL CONSTANTE E HIDRÁULICAMENTE

EQUILIBRADA

En el interior del cuerpo de hierro fundido está dispuesto el estator y rotor de acero con

sus aletas radiales, tiene dos lumbreras de admisión y dos de descarga diametralmente

opuestas. Se dice bombas equilibradas debido a la doble excentricidad, en consecuencia

doble entrada y salida de aceite, lo que permite que la presión del aceite no se

manifieste en un solo lado del eje provocando grandes esfuerzos desiguales, limitando y

reduciendo la vida de los rodamientos, cojinetes, retenes, por otra parte evitando fugas

que reducirían el rendimiento volumétrico.


FIGURA 3.6


45

En estas bombas equilibradas de doble excentricidad el aceite se aspira simultáneamente

por las lumbreras A y B, y se comprime al mismo tiempo por C y D, estas operaciones

se dan tan luego comienza el funcionamiento del rotor, cuando acoplado a un motor

eléctrico, de combustión interna u otros mediante engranajes de transmisión. Al girar

dicho rotor proyecta radicalmente las paletas contra la periferia o pared interna del

estator, esta proyección se debe a la fuerza centrífuga de rotación, la cámara o espacio

de aceite es dado por cada par de paletas.

Este aceite o fluido hidráulico es aspirado por la zona de mayor excentricidad “mayor

sección” y expulsado por la zona de menor excentricidad, consecuentemente la fuerza

potencial del aceite se debe a la creciente reducción del área por la excentricidad entre

el rotor y el estator. En estas bombas equilibradas las paletas efectúan dos compresiones

y dos aspiraciones en cada vuelta, aspiran y simultáneamente comprimen. El hecho de

que las lumbreras de aspiración y descarga sean diametralmente opuestas equilibran las

presiones en resguardo del eje, cojinetes, rodamientos y otros, con este tipo de bambas

obtenemos presiones del orden de 210 kg./cm2

y caudales del orden de 225 lt./min en

el caso de las bombas modernas, estas bombas se caracterizan por ser más a silenciosas

en relación a las bombas de engranajes y tener rendimientos totales del orden 88 %

siendo ellas equilibradas, estas bombas son instaladas con filtros con un grado de

filtración de 25 a 40 μm .

Cálculo de caudal de estas bombas

b = ancho de la paleta del rotor en cm.

R = radio mayor del estator en cm.

r = radio menor del estator en cm.

z = número de paletas.

= ángulo de inclinación de las paletas una en relación a la otra, generalmente es de 25o

e = espesor de las paletas de 2 a 2.5 mm.

hu = altura útil de la paleta que es de 0.4 *h, de altura total.

n = rotaciones.

El ancho b de la paleta esta definido por el ancho del rotor, está a su ves esta

determinado por la cantidad de aceite que puede ser aspirado por la sección de entrada,

la velocidad del aceite de la sección de entrada es del orden de 2.5 a 3 m/s si el aumento

de las paletas lleva consigo aumento de esfuerzos a causa de la fricción entre las partes

o roce interno del estator y las paletas.

Factores que influyen en el rendimiento mecánico

1. Para presiones y caudales grandes disminuye el rendimiento mecánico, debido al

mayor esfuerzo de rozamiento.

min/cmen ; z e cos

r) - (R - )r (R nb2 Q 3

22


46

2. La sección o espesura de las paletas es otro factor que disminuye el rendimiento

mecánico debido al aumento de fricción o esfuerzo de rozamiento entre las

paletas y el estator. A pesar de ello el rendimiento mecánico de estas bombas es

del orden de 0.87 a 0.95.

Rendimiento volumétrico

Oscila entre 0.85 a 0.90 para rotaciones del orden de 2.500 a 3.500 r.p.m.

Bombas de paletas de caudal variable sin equilibrar

GRAFICO 3.7

Las bombas de paletas para ser de flujo variable deben ser sin equilibrar, estas bombas

nos proporcionan solamente la cantidad de aceite necesario para el sistema o

accionamiento de los actuadores del sistema hidráulico, este caudal se varía variando la

excentricidad entre el estator y el rotor, se lo hace de dos formas, mecánica con un

tornillo regulador de excentricidad que nos permite obtener solamente la cantidad de

fluido requerido, y de forma automática regulando el variador de excentricidad con la

presión de trabajo del actuador, de esta forma manteniendo constante el movimiento del

hazte o cambiando la excentricidad en función de los requerimientos para mas o para

menos. “Variar la excentricidad significa variar la sección de la cámara de aspiración y

descarga”, esta variación se lo puede hacer dentro un valor, máximo y mínimo. En la

posición regulada el resorte es el elemento que mantiene el estator en su posición de

excentricidad.

El accionamiento de estas bombas es mediante motor eléctrico, motor de combustión o

por sistema de transmisión por engranajes.


47

CARACTERÍSTICAS DE FABRICACIÓN

a) Presiones del orden de 210 Kg./ cm2.

b) La carcaza o cuerpo es de hierro fundido

c) El rotor es de acero al cromo-molibdeno

d) El estator de acero al cromo templado y segmentado en la parte interna

e) Las paletas son fabricadas de acero rápido templadas rectificadas y segmentadas

las partes flotantes.

BOMBAS DE PISTONES

GENERALIDADES

Las crecientes necesidades de trabajos con presiones cada vez más elevadas exigen la

utilización de bombas con ajustes precisos entre sus piezas en movimiento, por lo que

se hace uso de bombas de pistones cuyos juegos entre sus cilindros y pistones son del

orden de 0.0012 a 0.005 mm, juegos que no es posible obtener con bombas de paletas

o engranajes.

Tipos constructivos de bombas de pistones

a) Radiales de caudal fijo y variable

b) Axiales de caudal fijo y variable

Bombas de pistones radiales de caudal variable

Componentes:

1.- Rotor en el cual están taladrados los

cilindros y montados los pistones.

2.- Tambor, que es una carcaza y sirve de

protección, apoyo a los pistones y a la vez es

un elemento que provoca la excentricidad y

el movimiento alternativo.

3.- Elementos de variación de excentricidad,

consecuentemente de caudal, pudiendo ser

manual, hidráulico o neumático.

FIGURA 3.8


48

Principio de funcionamiento

Cuando gira el rotor de la bomba accionado ya sea por un motor de combustión interna,

eléctrico o engranajes de transmisión también giran los pistones en su giro ejecutando

movimiento alternativo que se dan dentro de sus respectivos cilindros y con ello la

admisión, compresión y descarga el movimiento alternativo se da debido a la

excentricidad del rotor y la carcaza. La admisión se da por uno de los orificios centrales

y estando los pistones desplazándose del centro a la periferia del tambor “a medida que

va creciendo el radio” y la compresión se da durante su carrera hacia el centro por el

otro orificio, es decir, a medida que va decreciendo el radio en función de la

excentricidad.

Se modifica el caudal de la bomba variando la excentricidad: En la actualidad esta

variación se efectúan automáticamente por la presión del aceite.

Para determinar los orificios de admisión y descarga de estas bombas se toma como

velocidades del fluido los valores de 2 a 3 m/s y 4 a 6 m/s respectivamente.

Cálculo del caudal de las bombas radiales de pistones

nzeLD

QT 4

2 ; min/3cm

Donde:

L = desplazamiento del pistón

e = excentricidad

z = numero de pistones

n = rpm

Cálculo del caudal instantáneo o caudal comprimido por un solo pistón

q = v * s en cm3/min.

Donde:

v = velocidad instantánea

s = sección del pistón en cm2

La velocidad instantánea del pistón viene dada en función del ángulo de rotación del

rotor, por la siguiente fórmula:

2sen

R 2

e sen w e v

Donde:

w = velocidad angular

e = excentricidad

= ángulo de rotación del rotor


49

R = radio interno del tambor

Sustituyendo en q = v*s, tenemos:

q Q

totalcaudal el siendo , 2sen R 2

e sen w e s v

Factores del que depende la capacidad de la bomba de pistones radiales

Depende de:

1.- La potencia del motor o elementos que le acciona.

2.- La cilindrada, en el caso de las bombas radiales es también función de la

excentricidad y en las bombas de pistones axiales del ángulo que forma el plato

oscilante con la perpendicular al hazte.

3.- La capacidad volumétrica de las bombas de pistones axiales varia según el modelo,

entre 57,4 cm3/ rev. Para modelos pequeños, hasta los 135 cm

3/ rev., par modelos

grandes y de las bombas de pistones radiales varia entre 0.5 cm3/ rev., a los 100cm

3/

rev. Por lo que estas bombas de pistones cumplen cualquier necesidad industrial.

BOMBA DE PISTONES AXIALES DE CAUDAL VARIABLE

FIGURA 3.9

Las bombas de pistones tipo axiales y caudal variable son aquellas que tienen sus

pistones dispuestos en forma paralela al eje de rotación, estos pistones están situados en

la superficie cilíndrica llamado bloque y ligados a un plato de mando. Cuando gira el

eje imprime al plato un movimiento rotativo oscilante, que transmite a todos los

pistones, los cuales efectúan en su giro un movimiento longitudinal y alternativo.

Consecuentemente de aspiración y para lo que cada cilindro tiene su propia válvula de

admisión y descarga. El ángulo que forma el plato oscilante con la perpendicular al

hazte o eje de rotación es importante, por que, de su inclinación depende la carrera de

Plato de

mando


50

los pistones “con mayor ángulo mayor carrera mayor cilindrada”, consecuentemente

mayor caudal y viceversa. También se puede invertir el sentido en que se hace trabajar

el aceite.

CÁLCULO DEL CAUDAL DE BOMBAS AXIALES DE PISTONES.

32

cm ; sen n z D 4

d * Q

Donde:

d = diámetro del pistón en mm.

= ángulo de inclinación del plato

z = número de pistones

D = diámetro del plato

n = rotaciones en r.p.m.

Las bombas de pistones son sensibles a la suciedad por lo que se recomienda niveles de

filtrado del aceite del orden de 5 a 10μm

Factores de las que depende la capacidad volumétrica de las bombas de pistones

Depende de:

1.-La potencia del motor o elementos que le acciona.

2.- La cilindrada, en el caso de las bombas radiales es también función de la

excentricidad y en las bombas de pistones axiales del ángulo que forma el plato

oscilante con la perpendicular al hazte.

3.- La capacidad volumétrica de las bombas de pistones axiales varia según el modelo,

entre 57,4 cm3/ rev. para modelos pequeños, hasta los 135 cm

3/ rev., par modelos

grandes y de las bombas de pistones radiales varia entre 0.5 cm3/ rev., a los 100cm

3/

rev. Por lo que estas bombas de pistones cumplen cualquier necesidad industrial.

Características de las bombas de pistón

1. Gracias al número de pistones, que siempre deben ser impares, existe

continuidad en la descarga del aceite y poca pulsación. Generalmente el número

de pistones es de 7 a 11.

2. Son de tolerancia reducidas entre sus órganos en movimiento tales como

pistones y cilindros estas tolerancias son del orden de 0.0012 mm.

3. Nos dan presiones y rendimientos volumétricos mayores que los de paleta y

engranajes. El rendimiento volumétrico de estas bombas es del orden de 95 a 98

%.


51

Coeficiente de amplitud o irregularidad en bombas de pistones

Este coeficiente de amplitud también llamado irregularidad significa la continuidad o

discontinuidad en la descarga del fluido de un pistón con relación al otro pistón, lo cual

también se conoce como frecuencia de pulsaciones, conforme se indica en el gráfico.

Cuanto más pistones tenga la bomba más pequeña será la amplitud de la pulsación y

mayor la frecuencia de la descarga.

Cuando la bomba tiene número

par de pistones como en el caso de

bombas de pistones radiales

presentado los pistones se

encuentran diametralmente

opuestos, por consiguiente

cuando un pistón entra en la zona

de compresión o descarga máxima

el otro que esta diametralmente

opuesto sale, esta situación hace

que la diferencia qmax – qmin

llamada amplitud sea mayor, en

las bombas de pistones impares la entrada de un

pistón a la zona de compresión no corresponde a la salida del otro.

Las pruebas han dado los siguientes valores del coeficiente de amplitud.

No de pistones 5 6 9 10

Coef. De amplitud 6 17.7 1.8 6

Por lo que concluimos que, las pulsaciones son mucho más importantes para las

bombas con número par de pistones que para las que lo tienen impar. Estas

consideraciones sobre el numero impar de pistones también es valido para bombas de

pistones axiales.

100 q

q - q C

max

minmax


52

Determinación del caudal o tamaño nominal

En la selección de las bombas se toma como referencia la capacidad volumétrica dado

en cm3/rot también llamado tamaño nominal que esta íntimamente relacionado con el

volumen geométrico Vg, las formulas y los cálculos a considerar son.

1000

vg nVQ

min/Lt ; Caudal succionado por la bomba

v

gn

QV

1000 rotcm /3 ; Volumen geométrico

mh

g

t

PVM

1000

62.1Kpm ; Momento torsor

t

t PQMP

600975 KW ; Potencia

Donde:

P = Diferencia de presión en bar.

n = Rotación.

v = Rendimiento volumétrico.

mh = Rendimiento mecánico-hidráulico.

t = Rendimiento total. “ mhvt ”

Cálculo de las potencias y rendimiento de la bomba

1. Potencia teórica.

450

Q * P CVt ts

Donde:

Ps = Presión en Kg/cm2

“de salida”

Qt = Caudal teórico en l/min.

789,0

70

v

s

t

QQ Lt/min.

Qs= 70 Lt/min.


53

v = 90 % = 0,9

QQeft

2. Potencia absorbida o potencia en el eje de la bomba dado por.

CVt

CVab

m

11885,0

100 CVab ; Potencia del motor que acciona a la

bomba.

tab CV CV

Donde:

nm= rendimiento mecánico de la bomba, la misma que es función de la fricción

entre sus partes móviles.

A esta potencia en el eje o potencia absorbida también se la llama potencia

instalada, se descompone en:

CVef = Potencia efectiva.

CV = Pérdidas de potencia.

V = Pérdidas volumétricas.

La potencia efectiva CVef se calcula en función del caudal efectivo de la bomba y la

presión de salida.

450

Q * P CV ss

ef

CV, pérdidas de potencia, es la diferencia entre la potencia absorbida o potencia en el

eje de la bomba y la potencia teórica.

CV = CVab – CVt, CVt = CVab - CV

CALCULO DEL RENDIMIENTO MECANICO

El rendimiento mecánico m, es dado por la relación entre la potencia teórica y la

potencia instalada o absorbida.

abab

ab

ab

t

CV

CV - 1

CV

CV - CV

CV

CV

m


54

Este rendimiento mecánico es función de la fricción entre las partes en movimiento de

la bomba o cualquier equipo, en el caso de las bombas también se tiene en cuenta las

pérdidas hidráulicas.

CALCULO DE LA POTENCIA EN EL HAZTE DEL ACTUADOR

Esta potencia se calcula por formula a seguir.

CV hazte = F * V

450

F = Esfuerzo que debe vencer el hazte en kg.

V = Velocidad de desplazamiento del hazte en m/min.

PÉRDIDAS VOLUMÉTRICAS

1. RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO

t

cv

Q

Q

El caudal efectivo es la diferencia entre el caudal teórico y la pérdida de caudal.

Qe = Qt - Q; sustituyendo en el anterior tenemos:

Concluimos, que para tener un rendimiento volumétrico elevado es necesario disminuir

las fugas o pérdidas volumétricas. Las mismas que dependen de la variación de la

temperatura consecuentemente de la viscosidad.

RENDIMIENTO TOTAL DE UNA BOMBA

RENDIMIENTO TOTAL DE UNA INSTALACION HIDRAULICA.

Para obtener el rendimiento total de una instalación al margen de los rendimientos

volumétricos y mecánico de la bomba se debe tener en cuenta el rendimiento de los

actuadores sean estos actuadores lineales o actudores de giro continuo o limitado

“motores hidráulicos” y es dado por la ecuación.

ηt = ηv. ηm . ηa

ηa = Rendimiento del actuador

SINTESIS. En función de las presiones las bombas de “desplazamiento positivo” se

dividen en bombas de:

tt

tv

Q

Q - 1

Q

Q - Q

mv tb


55

Baja presión hasta 70 Kg./cm2

Media presión entre 70 a 180 Kg/cm2

Alta presión , presiones superiores a 180 Kg./cm2

MOTORES HIDRÁULICOS

Los motores hidráulicos constructivamente o en su estructura interna son iguales a las

bombas hidráulicas, por lo que pueden ser utilizados indistintamente como bombas o

como motores “simplemente modificando la función de los conductos del aceite” unas

veces haciendo de admisión y otras el mismo conducto será de presión. En síntesis, los

motores hidráulicos tienen un proceso de funcionamiento inverso al de las bombas por

lo tanto, son elementos mecánicos que transforman la energía óleo hidráulica u energía

de presión que reciben de la bomba en energía mecánica de rotación o trabajo

mecánico, existen motores hidráulicos de engranajes, paletas y pistones, su aplicación

mas frecuente esta en la industria, en sistemas hidráulicos de grúas, transmisiones de

equipo pesado y por lo que se obtiene una amplia gama de velocidades y torques,

pudiendo los mismos ser unidireccionales, es decir con un solo sentido de giro del eje

del motor, o bidirecionales “ reversibles” con ambos sentidos de giro, siendo este

ultimo el mas utilizado, a seguir se ejemplifica su funcionamiento.

La energía de presión que proporciona la bomba, el

motor hidráulico transforma en fuerza de rotación,

en consecuencia trabajo mecánico o torsión, su

aplicación que resulta de una combinación directa

bomba-motor hidráulico se encuentra en

transmisiones de equipo pesado, se encuentra

también en grúas, guinches montados en camión,

moto niveladoras para dar movimiento de giro a la

tornamesa, cunado interactuando con una válvula

direccional. En síntesis puede ser su instalación en

circuito cerrado o abierto como en las instalaciones

industriales.

Formas de combinar la instalación bomba motor hidráulico

A objeto de conseguir diferentes torques o por motor y potencias en la aplicación

práctica, las bombas y motores hidráulicos se pueden combinar de 4 maneras:

1. Bomba de caudal constante accionando un motor de caudal constante.

2. Bomba de caudal variable accionando un motor de caudal constante.

3. Bomba de caudal constante accionando un motor de caudal variable.

4. Bomba de caudal variable accionando un motor de caudal variable.

FIGURA 3.11


56

Primera combinación.- Nos da una potencia y un par

motor constante en el eje de salida mientras se mantiene

constante la velocidad del eje de entrada. Si varía la

velocidad de entrada varía también la potencia y la

velocidad, pero el par motor sigue siendo el mismo por ser

el motor y la bomba de caudal fijo. Si la velocidad del

motor que acciona a la bomba se varía tendremos mayor

caudal de acuerdo a la relación siguiente: Q= V/A, por lo

que la potencia variará en función a la fórmula: CV= P*

Q/450 por otra parte, debido a la presión constante de

la bomba tendremos un torque de = F*R constante. Esta

. Combinación se comporta como un tren de engranajes que

FIGURA 3.11 transite la fuerza sin alterar la velocidad ni la potencia entre

. el motor y la caja.

Segunda combinación.- Si Q varía, por la fórmula

concluimos que la velocidad del motor hidráulico, varía

V=Q/A, en consecuencia la potencia de la bomba que es

igual a CV = P * Q/450 variará, y el torque = F*R se

mantendrá constante. Con esta combinación se varía la

velocidad sin que varíe el par motor.

Tercera combinación.- Si Q de la bomba es constante, y

A del motor varía de la fórmula V = Q/A concluimos que

la velocidad del motor hidráulico varía, la potencia, de la

bomba se mantenga constante, debido a que es función de

Q, no varia CV = P * Q/450. = F*R = P *A * R, A

varía en consecuencia el torque.

Cuarta combinación.- En esta combinación se tiene

bomba y motor de caudal variable, en consecuencia nos

permite variar constantemente el par motor y la potencia

en función de las necesidades de acuerdo a al siguiente

relación. F = P*A, A varía por lo que se tiene E = F*R

varían, la potencia N= P * Q/450 también varía debido a

que Q=V*A.

Esta combinación constituye la más flexible de todas, su

campo de aplicación esta generalmente en los equipos de

movimiento de tierra. Ejemplo: tractores Jhon Deer.


57

La potencia en los motores hidráulicos esta directamente relacionado con el par de

salida, la velocidad de giro del eje, por lo que son factores considerado para su

selección. Para obtener el rendimiento total es necesario considerar los rendimientos

volumétricos, mecánicos y el rendimientote los actuadores siendo por tanto dado por la

ecuación, ηt = ηv .ηm .ηa

Los motores hidráulicos se dividen en motores de velocidad lenta y presión continua,

en este régimen la velocidad no supera los 400 a 500 rpm, los de velocidad media

trabajando bajo el mismo régimen varia entre 500 a 2000 rpm. Y los de alta velocidad

trabajan con velocidades superiores a los 2000 rpm, en caso de trabajos a presiones

intermitentes las velocidades son muy superiores a lo indicado.

CALCULO DEL CAUDAL DE LOS MOTORES HIDRAULICOS

Uno de los elementos que el proyectista debe considerar es el calculo del caudal

absorbido

por los motores y la potencia subministrada por los mismos, siendo también necesario

considerar el rendimiento volumétrico o perdidas que se producen como consecuencia

del funcionamiento del motor, el caudal se calcula por la formula a seguir indicado.

1000

vg nVQ

min/Lt

Q = Caudal absorbido por el motor en l/ min.

gV = Volumen geométrico rotcm /3 .

n = Velocidad de giro.

v = Rendimiento volumétrico en %

Esta ecuación es similar a la utilizada para el cálculo de caudal de las bombas

CALCULO DEL MOMENTO TORSOR

El momento torsor es función de la cilindrada, la diferencia de presión entre la entrada

y salida “perdida de presión” y los rendimientos mecánico e hidráulico, dado por la

formula a seguir.

mh

g

t

PVM

1000

62.1Kpm

gV = Volumen geométrico rotcm /3

ΔP = P2 - P1 , diferencia de presión en bar.

P1 = Presión de entrada.

P2 = Presión de salida del motor en bar.

ηm = Rendimiento mecánico del motor en %

ηh = Rendimiento hidráulico del motor en %


58

Piñón

Esta ecuación es utilizada cuando se esta trabajando en unidades técnicas

CALCULO DE LA POTENCIA

t

t PQnMP

600975 KW

Q = Caudal absorbido por el motor en l/ min.

P = Diferencia de presión en bar.

t = Rendimiento total.

La potencia es un factor importante a considerar en la selección de un motor hidráulico

ya que, esta íntimamente relacionado con el momento torsor de salida y la velocidad de

giro del eje, los fabricantes nos proporcionan datos de la potencia máxima que

desarrolla el motor en régimen de trabajo continuo o en régimen discontinuo.

CALCULO DEL RENDIMIENTO TOTAL

Al igual que en las bombas, en los motores hidráulicos es necesario considerar los tres

tipos de rendimientos para calcular el rendimiento total y se lo hace mediante la

formula.

ηt= ηv . ηm . ηa

MOTOR HIDRAULICO DE GIRO LIMITADO

GRAFICO 3.14

Esta es una combinación de piñón-cremallera el cual tiene la gran ventaja de

permitirnos giros limitados en ambos sentidos de acuerdo a ángulos de giro deseados,

Cilindro

Cremallera


59

consta de un cilindro en cuyo interior se encuentra una cremallera en la que esta

engranado un piñón, se encuentran en diversas aplicaciones, por ejemplo en grúas, en

el Tornamesa de las moto niveladoras, en retroexcavadora, en los Sistemas de la

dirección de los automóviles y en otros. El movimiento lineal del embolo o cremallera

es transformado en movimiento circular o energía de rotación del eje por medio del

Piñón que engrana con la cremallera “el conjunto hace de forma simultanea

movimiento lineal y de rotación” el sentido de rotación se invierte cambiando de

alimentación del fluido y se limita su capacidad de giro mediante topes ajustados

dándonos giros hasta de 360 grados. Los motores de giro limitado se caracterizan por

darnos velocidades de giro más lentas que los motores hidráulicos de giro continuo.

Los parámetros de selección de estos motores son el momento torsor o par “carga que

admite el eje”, la carga radial y la axial, por otra parte se hace consta y que también

existen motores hidráulicos de paletas de giro limitado., cuyo funcionamiento es similar

al motor hidráulico combinación piñón cremallera.

MOVIMIENTO ANGULAR MEDIANTE ACTUADORES CILINDRICOS

Sistema de dirección Tipo Dirección asistida completamente hidráulica Bomba De tipo de paletas, 270 litros/min (65.5 gal/min) a rpm gobernadas Configuración de la válvula de descarga 210 kg/cm2 (2,990 psi) Cilindro Tipo Diámetro interior x carrera Acción doble 100 mm (3.9”) x 480 mm (18.9”) Ángulo de giro Características - Articulación del bastidor de punto central - Sistema de caudal amplificado, con percepción de carga, compensado a presión - la bomba dosificadora operada por volante controla el caudal a los cilindros de la dirección. - columna de dirección reclinable y telescópica


60

INVERSIÓN DE MARCHA DE MOTORES HIDRULICOS DE GIRO

CONTINUO

Invertir el sentido de giro del eje de salida en consecuencia el sentido de marcha en

equipos pesados de construcción se consigue con una combinación directa bomba –

motor hidráulica se consigue siempre que la bomba y el motor hidráulico sean de doble

sentido de rotación, y se lo hace invirtiendo el ángulo de inclinación de la placa

oscilante. Es necesario indicar que los motores de pistones axiales

son los más utilizados debido a que se alcanza mayores momento torsor debido que

trabajan a presiones mas elevadas y también nos dan mayores rendimientos durante el

funcionamiento, por la presión con la que son ajustadas sus partes.

FIGURA 3.15 FIGURA 3.16

Es decir, la placa oscilante se inclina hacia el lado opuesto, haciendo que la bomba haga

circular el aceite en sentido inverso caso transmisiones hidrostáticas de equipos pesados

Jhon Deer.

CIRCUITOS DE APLICACIÓN CON BOMBAS Y MOTORES HIDRÁULICOS

El objetivo de estos circuitos es indicar que al margen de obtener movimientos

continuos de rotación ya sea en ambos sentidos o en un solo sentido con una

combinación directa bomba – motor hidráulico, también se puede obtener dichos

movimientos combinando, la bomba hidráulica – válvula direccional y motor

hidráulico, resaltando que el ultimo tipo de combinación generalmente se utiliza en

instalaciones industriales o estacionarias, siendo que estos movimientos pueden ser

obtenidos utilizando válvulas direccionales de comando o accionamiento mecánico,

hidráulico o eléctrico en función de las necesidades del proceso de producción deseado.


61

Diseñar, un circuito hidráulico de doble sentido de rotación

compuesto de bomba y motor hidráulico de caudal constante

y tenga válvulas de seguridad para evitar sobre cargas en

ambos sentidos de su rotación.

1. Se trata de un circuito hidráulico con bomba y motor de

flujo constante.

2. cuando el solenoide izquierdo de la válvula direccional 4/3

es ligado y estando la bomba hidráulica en funcionamiento,

el motor gira a la derecha con velocidad proporcional al

fluido que proporciona la bomba.

3. Para la rotación a la izquierda se acciona el solenoide

derecho dándonos la alimentación del fluido en el ramal

derecho en consecuencia la rotación izquierda.

4. Las válvulas de seguridad evita que el circuito se dañe a

consecuencia de sobrecargas o la inercia en el transporte de

cargas.

2. Diseñar, un circuito hidráulico para un guinche montado en un camión.

Los guinches son equipos de elevación y transporte de

carga cuyos circuitos llevan como elementos hidráulicos

centrales: el motor, bomba hidráulica y válvula direccional

4/3, a lo que por seguridad y en función de las necesidades

de operación debe incorporarse otros elementos tales como,

válvulas de flujo, válvulas de bloqueo o antirretorno,

válvula de alivio y otros elementos con los que el circuito

funciona en este caso de la siguiente forma.

Accionando el solenoide derecho de la válvula direccional

4/3 todo el fluido impulsado por la bomba pasa a través de

la válvula de bloqueo o antirretorno hacia el motor

hidráulico haciéndolo girar a la izquierda con una rotación

que será función de todo el fluido de la bomba, en este

ramal de carga se tiene válvula de seguridad o limitadora

de presión que actúa cuando se da sobre presión debido al

aumento de flujo o la inercia por dificultades en el trabajo,

para que el motor hidráulico gire a la derecha se acciona el

solenoide de la izquierda trabajando el motor hidráulico con

menor rotación debido a que el fluido debe atravesar por la

válvula de flujo la

misma que desvía parte del fluido al tanque.

También se dice circuito frenado a la derecha a

consecuencia de la válvula de flujo instalado en el ramal

derecho.

??

?

0.00 Bar

FIGURA 3.18


62

3. Diseñar, un circuito hidráulico bomba motor

hidráulico con un sentido de rotación y sea regulado

su velocidad de salida.

Esta aplicación corresponde a circuitos de correas

transportadoras en consecuencia deben tener un solo

sentido de rotación, por lo que el elemento hidráulico

o válvula direccional será una 3/2 pudiendo ser manual

o eléctrico, es necesario indicar que es citado circuito

estando la bomba funcionando y la válvula direccional

en posición neutra el fluido pasa libremente al

reservatorio por la válvula direccional, para que el

fluido llegue al motor hidráulico es necesario accionar

la válvula direccional haciéndolo girar a la derecha con

una rotación regulada por la válvula de flujo que se

encuentra en el ramal derecho o en el sentido de

. rotación hidráulico. FIGURA 3.19

ACTUADORES LINEALES Y ACUMULADORES HIDRÁULICOS

1.- Concepto de actuadores lineales.

Los actuadores hidráulicos lineales, son elementos o componentes importantes de la

mayoría de los sistemas hidráulicos, existen en máquinas herramientas, en sistemas

hidráulicos de equipos de transporte de carga y construcción y otros; estos elementos

transforman la energía de presión de la bomba en trabajo mecánico.

tipos de actuadores lineales hidráulicos

1. De doble efecto y un solo hazte.

2. De doble efecto y dos haztes.

3. De simple efecto con o sin resorte.

4. Actuadores telescópicos de simple y doble efecto.

5. Actuador multiplicador de esfuerzos.

6. Actuadores lineales en serie.

Actuador hidráulico cilíndrico de doble efecto con

su solo hazte

En el circuito se tiene actuador lineal cilíndrico de

doble efecto con un solo hazte, se tiene la mesa que se

desplaza en dos sentidos horizontales realizando

trabajo mecánico, siendo la disposición de los

actuadores función de las necesidades o diseño del

proyecto, las válvulas de flujo variable que hacen parte

de este circuito tienen el objetivo de controlar la


63

velocidad de avance y retorno compensando la diferencia de áreas debido al hazte del

cilindro de una de las fases.

En síntesis, son de doble efecto debido a que se utiliza aceite en las dos fases del

pistón dándonos movimiento del hazte para la carrera de avance y retorno ya sea a la

derecha o a la izquierda realizando trabajo o transformando la energía de presión en

trabajo mecánico. En este tipo de actuador de un solo hazte la superficie activa del

lado del hazte es más pequeña en relación al lado opuesto, debido al área del hazte,

por lo que, si en ellas no estuvieran incorporadas válvulas de flujo la fuerza de empuje

sobre ambas caras del pistón así como la velocidad de desplazamiento no serian

desiguales en ambos sentidos.

Actuador de doble efecto y doble hazte

En este tipo de actuadores cilindros la superficie

activa de los dos lados del pistón son iguales en

consecuencia la fuerza de empuje y velocidades.

En síntesis, la disposición de los cilindros es de la

forma más amplia de acuerdo a las necesidades.

FIGURA 3.21

Actuadores lineales cilíndricos de simple efecto sin y con resorte

FIGURA3.22a FIGURA3.22b

Son de simple efecto debido a que solamente la carrera de avance es accionada

hidráulicamente, y la de retorno se efectúa mecánicamente o con la ayuda de un agente

externo, FIGURA3.22a o bien por el peso propio del pistón. La utilización de estos

actuadores lineales cilíndricos de simple efecto sin resorte está en prensas hidráulicas

verticales, tolvas de volquetes, debido a que el peso de la tolva y el peso de los

pistones, hacen de agentes externos para su retorno, la utilización de los actuadores

lineales cilíndricos de simple efecto con resortes está en trabajos de posición

horizontal, en los que la fuerza de recuperación del resorte hace que retorne el pistón FIGURA3.22b.

Actuador lineales cilíndricos telescópicos

Se los llama actuadores lineales telescópicos debido a que se puede alcanzar grandes

carreras utilizando un reducido espacio para su montaje. Se caracterizan debido a que


64

su hazte se desplaza en varias etapas y tener un cuerpo principal común para todas las

etapas

TIPOS DE ACTUADORES LINEALES CILINDRICOS TELESCÓPICOS

1. De doble efecto.

2. De simple efecto.

1. Actuador lineales telescópicos de doble efecto

Al igual que los anteriores los actuadores telescópicos de

doble efecto son alimentados con fluido hidráulico en

ambos sentidos del movimiento del hazte, es decir en el

sentido de avance y retorno del hazte, como

FIGURA 3.23 quiera que los actuadores lineales telescópicos

consta de dos o más cilindros de diferentes diámetros, el cilindro de mayor diámetro es

el que sale primero debido a su mayor superficie actuante para terminar su recorrido

con la central, que es el de menor superficie; en esta última fase podemos notar que

aumenta la presión requerida debido a la disminución del área, o la relación P=F/A,

también se puede notar que siendo la carga constante existe aumento de velocidad de

una etapa a otra.

El orden de retorno de los hazte es en sentido inverso al avance. Estos actuadores son

bastante utilizados en maquinarias de movimiento de tierra, en equipos de

construcciones (volquetas) en grúas de bomberos, mantenimiento de iluminarías,

ascensores de viviendas de pocas alturas.

2. ACTUADOR CILINDRICO TELESCÓPICOS DE SIMPLE EFECTO

Son de simple efecto debido a que, los actuadores

reciben alimentación del fluido en una sola fase del

pistón “para el avance”, el retorno de su hazte es hecho

por la acción de fuerzas externas o mecanismo, la

utilización de estos FIGURA 3.24 actuadores telescópicos de simple

efecto está en las tolvas de los volquetes.

3. Actuadores lineales multiplicadores de presión

La multiplicación de presión se obtiene utilizando

actuadores lineales de diferentes diámetros o

secciones cuyos pistones están unidos por un solo

hazte de forma que, la acción del pistón grande hace

mover al menor obteniéndose una presión. . . . . . .

. . multiplicada, el cilindro pequeño del actuador crea una

. presión que es directamente proporcional a las áreas.

FIGURA 3.25


65

2

112 P A

AP

Los multiplicadores de presión son utilizados en instalaciones hidráulicas en las que

debe asegurarse esfuerzos importantes o cuando no se tiene bomba de capacidad

adecuada.

CONCLUSIÓN

Los multiplicadores de presión permiten el empleo de bombas y válvulas de presiones

reducidas, de esta forma se baja el costo de la instalación.

ACTUADORES HIDRÁULICOS CON AMORTIGUACIÓN REGULABLE

A partir de una cierta velocidad del hazte es

necesario una amortiguación, es decir una

desaceleración de la velocidad hasta su detención, la

energía cinética resultante del movimiento es E = ½

mv2.Energía que debe ser absorbida por el tope o el pié del actuador. La absorción de

Energía por el tope depende de la capacidad de deformación dentro el campo o limite

elástico de los elementos internos, por lo tanto se concluye que para velocidades

mayores del haste v>0.1 m/s se precisa amortiguación o la utilización de cilindros con

amortiguación. Es necesario indicar que la velocidad máxima permitida del hazte es 0,5

m/s, caso se requiera velocidades mayores debe consultar al constructor.

TIPOS CONSTRUCTIVOS Y FIJACIÓN DE ACTUADORES LINEALES

De acuerdo a la aplicación, los actuadores lineales se

construyen para servicios livianos y pesados, ellos

son identificados por series constructivas o códigos.

1.- Actuadores lineales para servicios livianos.-

son actuadores con tirantes, trabajan en un rango de

presión de 50 a 210 Kg/cm2, son de simple y doble

efecto, la forma de identificarlos depende del

fabricante, el fabricante REXROTH los identifica por

la serie constructiva CD210 y CG210.

La utilización de este tipo de actuadores es

sumamente amplia, se encuentra en las fábricas de

automóviles, maquinas agrícolas, maquinas

herramientas y otros. Se caracterizan por tener un

mantenimiento fácil, los tirantes que son los

principales elementos de montaje del actuador van en

el fondo y en el flange de fijación.

FIGURA 3.26


66

2.- Actuadores lineales para servicios pesados.- Identificados por series constructivas

o códigos de acuerdo al fabricante, tienen amplia aplicación y trabajan a presiones

superiores a 210 Kg/cm2, de la misma forma que los utilizados para servicio liviano son

de simple o doble efecto, caracterizados por la serie constructiva CD250/CG250 y

CD350/CG350 siendo el campo de su aplicación la construcción de equipos pesados,

laminadoras, prensas, siderurgia, estos actuadores nos garantizan seguridad en su

funcionamiento.

Los actuadores generalmente son

construidos de acero de alta

resistencia sin costura, con un

acabado superficial de la parte

interna del cilindro de ≤ 1.3 m y el

hazte con acabado superficial de ≤

0.2 m .

FIGURA 6.28

Fijación de los actuadores

La fijación de los actuadores hidráulico se lo hace en función de las condiciones de

trabajo o necesidades, se indica alguna de las más importantes como ser.

1.- Mediante flange o soportes fijos. Estos soportes pueden ser cilíndricos,

rectangulares o cuadrados, en este tipo de actuadores con soporte fijos, la carga se

mueve según la dirección del hazte.

FIGURA 3.29


67

2.- Actuadores Cilíndricos fijados mediante pasadores. Son actuadores que admiten

desplazamientos angulares, su aplicación esta en sistema hidráulicos de volquetas y

diversos otros equipos.

FIGURA 3.30

3.- Actuadores de eje basculante central.

Nos permite oscilación lateral y movimiento angular, aplicación sistema hidráulicos de

tractores, grúas y otros.

FIGURA 3.31

4.- Actuador con articulación esférica. Es muy común este tipo de articulaciones en el sistema hidráulico de las moto

niveladoras, tractores y otros.

FIGURA 3.32


68

Existen aun muchas otras formas de fijar los actuadores, así por ejemplo, fijados con

bridas o flange en el fondo del actuador y en el otro extremo para cada articulación

esféricos.

Parámetros de selección de los actuadores hidráulicos y neumáticos

a) Fuerza de trabajo F=PA “carga” h

b) Recorrido del hazte, en función de las necesidades de trabajoh

c) Necesidad de montaje.

Mediante bridas fijas y mediante pasadores.

Articulado sin tirante

Articulado con tirante

d) Con amortiguación o sin amortiguación.

DISEÑO DE CIRCUITOS DE APLICACIÓN

1. Diseñar, un circuito hidráulico que accione dos actuadores cilindros de simple efecto

en trabajos de posición horizontal, dicho cilindros deben trabajar con ayuda de un

multiplicador de presión accionado por una bomba de 100 Kg/cm2 de presión, la

sección de los cilindros es de 5 a 2 cm2 respectivamente con lo que también debe

determinar la presión de trabajo de los cilindros.

Utilizamos una válvula direccional 3/2 debido a que el

actuador cilindro de menor sección y los cilindros en

los que se quiere obtener la presión multiplicada será

alimentado mediante un depósito auxiliar a través de

una válvula de bloqueo o antirretorno, para obtener la

carrera de avance o realizar el trabajo el operador pone

la válvula 3/2 en la posición de la línea paralelas o

posición 1, con lo que el aceite se dirige a la parte

trasera del actuador multiplicador de sección mayor.

La presión multiplicada que sale del cilindro de sección

menor es debido a la fuerza del cilindro de sección

mayor, la multiplicación es de forma inversamente

proporcional a la relación de las secciones del

multiplicador de donde se obtiene la presión de trabajo

de los cilindros de simple efecto.

F1 = P1 * S1 = 100 * 5 = 500 Kg.

F2 = P2 * S2 ; P2 = F2 / S2 = F1 = 500/2 = 250Kg/cm2


69

2. Diseñar, un circuito hidráulico para ajuste

de una pieza con ayuda de un multiplicador de

presión.

El circuito en cuestión precisa la utilización de

una válvula direccional 4/3, igualmente

utilizamos actuador cilíndrico multiplicador en

línea, para la carrera de avance que debe ser

rápido la que nos da un preajuste de la pieza,

para lo que el operador debe ligar el solenoide

izquierdo de la válvula direccional este ajuste

es hecho hasta una fuerza regulada la válvula

secuencial o contrapresión instalada en

derivación a la línea de alimentación la misma

que nos permite de forma automática enviar el

fluido a la parte trasera del cilindro de menor

sección dándonos el ajuste final con una fuerza

que es directamente proporcional a las

secciones de los cilindros 1 y 2 o ajuste final,

el aflojado de la pieza se da con el retorno

del hazte para lo que se envía el fluido

líquido a la parte

delantera del cilindro 2 accionando el solenoide derecho de la válvula direccional.

3). Diseñar, un circuito hidráulico que accione

dos actuadores cilíndricos de doble efecto con

ayuda de un multiplicador de presión.

En el circuito se tiene una válvula de bloqueo o

antirretorno con resorte que tiene la función de

dar paso al fluido después de una cierta

resistencia cargando los actuadores cilíndricos y

compensando las fugas, la válvula de bloqueo

debe estar regulado a una presión de: P2 =

P1 * d2 / D

2, Siendo “d” el diámetro de los haztes

de los pistones y “D” el diámetro del cilindro,

condición para que el hazte de los actuadores estén

retraídos.

El retorno de los hazte se da accionado el

solenoide derecho de la válvula direccional, con la

que también retorna de los pistones del actuador

multiplicador de presión.

FIGURA 3.35

??

?

0.00 Bar

1

2

FIGURA 3.34


70

ESTANQUEIDAD DE LOS ACTUADORES CILINDRICOS

La estanqueidad o “presión de ajuste” entre el pistón y la pared interna del cilindro y el

hazte entre los retenes o guarniciones, es sumamente importante, la misma evita fugas

durante el trabajo, la estanqueidad se logra mediante oring en los pistones y retenes o

guarniciones en las prensas estopas. Los oring son generalmente de amianto grafitado o

caucho sintético, los retenes o guarniciones que van generalmente en las prensa estopa

en muchos casos son fabricados de metales blandos como el plomo, bronce, etc. Se

usan cuando los actuadores trabajan a temperaturas elevadas, en estos casos el aceite

utilizado es el sintético llamado Ester-Fosfatos identificados con las letras H.F.D.

FIGURA 3.36

La falta de estanqueidad conforme se ha indicado, son los responsables por las pérdidas

de cargas internas y externas, en consecuencia son responsables por los bajos

rendimientos y productividad.

Debido a los retenes o guarniciones en las prensas estopas, existe un esfuerzo de

rozamiento que el hazte debe vencer al pasar a través de ello, y esta es proporcional a

la superficie de contacto del hazte calculado por:

F = * d * l * k o 10% de la fuerza real de avance y se representa por la formula.

Freal = FTeorica – FFriccion = P*(*D2/4) – 0.1*P*(*D

2/4)

Donde:

d = diámetro del hazte dado en cm.

L = longitud activa de las guarniciones en cm.

k= coeficiente de rozamiento por unidad de superficie, siendo función del apriete y

varía de 0.4 a 1.5 Kg/cm2

Ft = Fuerza teórica de avance.

Ff =Fuerza de fricción.

Por otra parte, la estanqueidad entre el pistón y la pared interna del cilindro está en

función de los diámetros y la presión de trabajo, conforme se muestra en el cuadro

siguiente:


71

DIÁMETROS PRESIÓN ESTANQUEIDAD

< 60 mm 210 Kg /cm2

0.07 mm.

90 – 120 mm 210 Kg /cm2

0.10 mm.

120 – 165 mm 210 Kg /cm2

0.15 mm.

165 – 320 mm 210 Kg /cm2

0.18 mm.

320 – 500 mm 400 Kg /cm2

0.20 mm.

Los actuadores lineales son construidos de acero de alta resistencia generalmente sin

costura o soldadura, rectificados y pulidos en su pared interna, igualmente las tapas son

de alta resistencia calculadas según reglas usuales de resistencia de materiales siendo

el rendimiento de ellos del orden de 90 %.

Calculo de la espesura de la pared de los actuadores

Se calcula mediante la fórmula:

mm.en dado ;

2 - s p

K 200

D e i

CÁLCULO DEL PANDEO DEL HAZTE

Debido a que los haztes están sometidos a la compresión, es necesario verificar el

pandeo o su estabilidad crítica, y se lo hace aplicando la fórmula de Euler, diagramas o

formula de Johnson, Tetmajer aun rankine esta verificación se lo hace principalmente

para actuadores que trabajan con grandes avances del hazte y se calcula por la fórmula

dependiendo de su tipo de fijación:

1. Cálculo según Euler

g

k

siLn

IEF

2

2

*

** gsi

n

dF

*4

)*62,0335(*2

Donde:

E = Modulo de elasticidad en N/mm2

= 2,1*105 para acero

I = Momento de inercia de superficie en mm4

Donde:

K = límite de fluencia del material dado en Kg/mm2;

para cilindros k= 36 Kg/mm2 para acero ST52.

P = presión en Kg/cm2.

s = factor de seguridad 1.75.

Di = diámetro interno dado en mm.

2.- Cálculo según Tetmajer


72

Para sección circular = 44

*0491,064

*d

d

n = 3,5 (factor de seguridad)

Lk = Longitud de pandeo libre en mm (en función del tipo de sujeción

ver esquemas A, B, C)

d = de vástago en mm.

= Grado de esbeltez

d

Lk*4

e

gR

E

*8,0

Re = Limite de elasticidad del material del vástago.

Efecto del tipo de sujeción sobre la longitud de pandeo:

Estas formulas se aplica para haztes cuyos extremos esta articulada a la carga de

compresión, es necesario indicar que cuando la fuerza compresora se aproxima a su

estabilidad se puede ver encorvarse el hazte y esta deformación lateral aumenta con

mucha rapidez al crecer la fuerza compresora de forma a producirse el colapso

completo, depende de la longitud real del hazte y de las formas de sujeción o instalada.

En síntesis se manifiesta como el colapso que sobreviene a una barra cuando se le

somete a esfuerzos de compresión, por lo que en el dimensiona miento de un actuador a

partir del diámetro y de la carrera necesaria para que cumpla su función, es

imprecindible asegurar que no se vea efecto de pandeo.

Existen formas de instalación o sujeciones más comunes de los actuadores:

Diámetros comerciales de los actuadores cilíndricos.

1. Para servicios livianos presiones hasta de 210 Kg/cm2, las medidas en el sistema

métrico DIN24334 son:

c : 40,50,60,80,100,125,150,180,200 mm y sus haztes tienen los diámetros de:

h : 18, 22,25,28,36,45,58,70,90,100,125,140 mm

2. Para trabajos pesados con presiones del orden de 250 a 350 Kg/cm2 y 400

Kg/cm2 con diámetros del cilindro de 500 mm., y hazte de 280 mm. Se tiene un

recorrido máximo del hazte de 10.000 mm.


73

Accesorios hidráulicos

Los accesorios hidráulicos son elementos que no son parte indispensable de todo

circuito hidráulico siendo los principales:

Acumuladores hidráulicos.

Intercambiadores de calor.

Concepto de acumuladores

Los acumuladores hidráulicos son elementos que hacen parte indispensable de algunos

circuitos hidráulicos, estos elementos cumplen diversas funciones como almacenar una

cierta cantidad de aceite a presión para poder restituir según la demanda durante las

fases del ciclo de trabajo, fases en la que el caudal absorbido por el actuador es superior

a la que la bomba de la instalación, nos proporciona, resumiendo tienen las funciones

de:

1. Sirve como fuente de sobrealimentación cuando se precisa trabajos rápidos en

determinado momento y la bomba no tiene capacidad de proporcionarnos el

fluido necesario.

2. Absorber las sobre presiones creadas en circuitos por mala operación,

igualmente amortiguar ruidos y vibraciones.

3. mantiene constante la presión del circuito alimentando cuando por algún motivo

cae la presión o alimentando con fluido a presión cuando en el sistema se

necesita durante un corto tiempo un caudal mayor.

Tipos de acumuladores más usados

a. Acumuladores de pistón

b. Acumuladores de membrana.

c. Acumuladores de resorte.

Acumuladores de pistón.- Este tipo de

acumuladores consiste en un cilindro de dos

cámaras separadas por un pistón; en la cámara

inferior se tiene aceite y en la cámara superior

nitrógeno, las sobre presiones de la línea entran en

la cámara inferior y en función de la intensidad de la

sobre presión por intermedio del pistón, el nitrógeno

de la cámara superior va comprimiéndose, de esta

forma se absorbe las vibraciones del circuito

hidráulico aumentando el volumen de la cámara

inferior.

P2= Presión de trabajo del sistema o actuador

P1= Presión del Nitrógeno expandido

P2>P1

FIGURA 3.37


74

Consideraciones para el cálculo del acumulador

1. El cambio de estado o proceso de compresión del Nitrógeno es adiabático, no hay

intercambio de calor con el medio ambiente siendo el proceso adiabático su coeficiente

de compresión es k=1.4.

2. La presión del nitrógeno varía de 0.7 a

0.9 Kg/cm2 de P2; P2 mayor a P1.

3. La relación P3/P2 presión máxima del

Nitrógeno comprimido y presión mínima

de trabajo, no debe ser mayor que 7; por

otra parte, del diseño vemos que:

FIGURA 3.38

P2: Presión mínima de trabajo del circuito.

V1: Volumen del aceite acumulado a la presión P2.

V2: Volumen del nitrógeno a la presión mínima de trabajo del circuito.

V3: Volumen del nitrógeno a la presión máxima de trabajo o presión con la que el

nitrógeno se comprime en su tarea de absorber las vibraciones.

P3: Presión máxima de trabajo en el circuito.

P1: Presión del nitrógeno que varía de 0.7 a 0.9 de P2.

V4 = V2 - V3: volumen del nitrógeno expandido a la mínima presión, menos el

volumen del nitrógeno comprimido a la presión máxima.

V3: volumen del nitrógeno comprimido a la máxima presión de trabajo del circuito o

actuador.

Cálculo del Volumen de Aceite Almacenado por el Acumulador.- Se calcula con

siguiente formula:

K

K

a

P

P

P

PV

V1

3

2

1

1

24

1

PROBLEMA: Dimensionar un acumulador para suplir 18.5 litros de aceite a un

sistema de presión máxima igual a 200 Kg/cm2 y presión mínima de 105 Kg/cm

2 .

Datos:

P3 = 200 Kg/cm2

P2 = 105 Kg/cm2

P1 = 0.80P2 = 84 Kg/cm2

V4 = 18.5 Lts.


75

1. Se verifica la relación P3/P2 = 200/105 = 1.9 < 7

2. 58

200

1051

84

1055.18

14.1

1

4.11

1

3

2

1

3

24

K

K

a

P

P

P

PV

V Lts.

Los acumuladores de pistón son utilizados para trabajar con presiones y volúmenes

grandes o pequeñas, e instalados en derivación con la línea de alimentación o elemento

de trabajo.

ACUMULADOR DE MEMBRANA:

Estos acumuladores son utilizados cuando los volúmenes necesarios son pequeños y

para eliminar picos de presión pequeños o pulsaciones de un circuito de pilotaje.

Se caracteriza por su hermeticidad y baja Inercia; la relación máxima de presión es

de 1:4, P2 mayor a P1; P1 presión del nitrógeno en la vejiga. Cuando la presión del

sistema alcanza y supera la presión del nitrógeno, él líquido fluye a través de la válvula

de plato y el nitrógeno en el interior de la membrana es comprimido.

Bajando la presión del circuito la pieza cónica del acumulador vuelve a su asiento.

APLICACIÓN DE ACUMULADORES

Diseñar: Un circuito con fuente de sobre alimentación para trabajos rápidos en

determinado momento del proceso.

N Ni


76

Es necesario indicar que el acumulador en

este tipo de circuitos es usado cuando la

bomba es de caudal constante y no tiene la

capacidad suficiente, se carga el acumulador

poniendo la bomba hidráulica en

funcionamiento, el fluido generado por ella se

envía primeramente al acumulador para lo que

se mantiene cerrada la válvula estranguladora

de fluido 1, esta alimentación se hace hasta

alcanzar la presión regulada en la válvula 2

limitadora de presión, el fluido excedente

pasa por esta misma válvula al reservorio.

Terminando el llenado se acciona la válvula

estranguladora de fluido 1 dando paso al

fluido hacia la válvula direccional y esta

accionada, dará paso a la parte trasera del

actuador cilíndrico dándonos el avance del

hazte con velocidad correspondiente a todo el

fluido proporcionado por la bomba, cuando

se desea velocidad mayor del hazte del actuador se liga la válvula direccional 2/2

sobrealimentando la línea con el fluido del acumulador.

c

acB

A

QQv

Diseñar: Un circuito con dos bombas hidráulicas para aproximación rápida y lenta del

hazte de un actuador cilíndrico, utilice refrigeración mediante intercambiador de aceite.

En el presente circuito ambas bombas están ínter ligadas

entre sí, estando ellas en funcionamiento y la válvula

direccional ligada llegara el fluido a la parte trasera del

actuador dándonos el avance rápido, la bomba de caudal

variable y flujo grande es de baja presión, en el momento en

que surgirá resistencia al avance del cilindro la presión del

aceite en la línea aumentara con lo que la bomba de caudal

variable es anulada, quedando solamente la bomba de

caudal fijo y elevada presión, dándonos un avance lento

hasta terminar el trabajo mecánico y con la presión máxima

establecida en la válvula limitadora de presión primaria.

El retorno del cilindro se da previo accionamiento de la

válvula direccional haciendo que el aceite pase por el

enfriador antes de que llegue al tanque y nuevamente sea

aspirado por la bomba. En la fase de avance de esta .

. instalación la velocidad del hazte del actuador lineal será; .

. .- c

acB

A

QQv

?

0.00 Bar

FIGURA 3.41


77

Intercambiador de calor: Los intercambiadores de calor en sistemas hidráulicos

se utilizan para refrigerar o enfriar el aceite hidráulico y son instalados en sistemas que

están sometidos a trabajos en régimen continuo, elevadas presiones, también en

ambientes de elevadas temperaturas, existen dos tipos de Intercambiadores:

De agua

De aire

Siendo él más recomendable el sistema contra corriente debido a la eficiencia en la

refrigeración, los datos para él calculo de un intercambiador de calor son:

Temperatura de entrada del aceite

Temperatura de entrada del agua

Temperatura del ambiente

Caudal de aceite

PROBLEMA: Dimensionar un Intercambiador de calor Aceite/Agua con las

Características indicadas:

a) Caudal de 2000 Lt/h = 2 m3/h.

b) Temperatura de entrada del aceite de 50 0

C.

c) Temperatura de entrada del agua de 20 0

C.

d) Temperatura de salida del aceite de 35 0

C.

e) Temperatura de salida del agua de 30 0

C.

f) Peso especifico del aceite 0.9 Kg/m3.

g) Calor especifico del aceite 0.5 Kg/m3.

FIGURA 3.42

1. Calculo de la potencia calorífica:

Q = V x Cp x Δt x

Δt = T1 – T2 = 50 – 35 = 15 [°C]

Q = 2000 x 0.5 x 15 x 0.9 = 13500 [Kcal/h]


78

2. Calculo de la diferencia media logarítmica:

D.M.L.T. = 1.17

15

20ln

1520

ln

O

L

OL

T

T

TT

3. cálculo del coeficiente U de transferencia de calor:

U =

ii

eii

e FKhdh

d 1

*

1 300 a 400 [kcal/hm

2°C] para los aceites.

Fi ; factor de incrustación de suciedad interior.

hi ; coeficiente de transferencia por convección interna.

he; coeficiente de transferencia por convección.

de; diámetro externo de los tubos. di; diámetro interno de los tubos.

ki ; coeficiente de conductividad del material.

4. Cálculo de la superficie necesaria de refrigeración:

S = 94.11.17400

13500

...*

xLTMDU

Q [m

2]

5. Cálculo del número de tubos.

S = nlde n = 531012.014.3

94.1

1

ed

S

tubos

TIPOS DE TUBERIAS Y MANGUERAS EN SISTEMAS HIDRAULICAS

1.-Tuberías rígidas : Siendo ellos de succión, presión y retorno, son tubos

normalizados, negros, trefilados en frío y sin costura generalmente vienen sus

extremidades cerradas con tapas de plástico; a objeto de evitar la entrada de

contaminantes, las características del material obedecen a la norma DIN 1629 ,

comercialmente son identificados por sus códigos.

SCHED 90 presiones hasta 80 bar.




79

2.- Mangueras flexibles:

También se emplean mangueras flexibles construidas a base de elastómeros en su capa

exterior e interior y reforzados interiormente con un trenzado de alambre de acero o

bien con refuerzo textil. A estos se les identifica con la norma DIN; SAE 100R1 y SAE

100R2 “que los últimos números 1 y 2 significan trenzados de acero o refuerzo”, en la

norma EN 853 Europea existe los Tipos 1ST, 2ST, 1SN y 2SN La manguera flexible

SAE 100R1 se emplea para medianas y presiones pudiendo su aplicación ser de presión,

retorno y succión dependiendo del diámetro interior son

Tabla de diámetros y Presiones de trabajo

Tubería Flexible SAE 100R1

Øi en mm Øe en mm Presión de

trabajo en bar

Presión de

prueba en bar

Presión de

estallido en bar

Radio de curvatura

mínimo en mm

6

8

10

13

16

19

25

32

14.1

15.7

18.1

21.5

24.7

28.6

36.6

44.8

193

175

158

140

105

88

70

44

385

350

315

280

210

175

140

88

770

700

630

560

420

350

280

175

100

125

125

175

200

240

275

400

Estas mangueras tienen las máximas características de resistencia a la temperatura, a la

abrasión, a la reacción de productos químicos

Es necesario indicar que con el nacimiento de la Unión Europea se esta difundiendo la

Norma EN 853, este tipo de mangueras igualmente construidas a base de elastómeros

reforzados con alambre de acero trenzado, sus características de la presión de trabajo


80

esta en funcion del diámetro interno al igual que la de la Norma DIN indicada, la Norma

EN 853 establece cuatro tipos de mangueras, la manguera Tipo 1ST con un solo

trenzado metálico, la manguera Tipo 2ST con dos trenzados y las mangueras Tipo 1SNy

2SN, construidos con el mismo tipo de refuerzo, pero con cubierta externa de caucho o

elastómero mas delgado con el objeto de montar el tubo al racor correspondiente sin que

sea preciso eliminar la cubierta como ocurre con las anteriores. Todas estas mangueras

están garantizados para trabajos con temperaturas de -40ºC a +100ºC.

Las mangueras en su parte externa o cubierta llevan sellos de identificación misma

contienen, rango de presión, número de control de calidad, diámetro y lubricante.

Racores para tuberías.- Los racores como elementos de unión de tuberías flexibles y

rígidas son generalmente de tres tipos:

Tubería Flexible de un trenzado Norma EN 853

Tipo 1ST Tipo 2ST Presiones en bar Todos los tipos

Øi en mm Øe en mm Øe en mm Max. de

servicio

De prueba De estallido Radio de

curvatura en mm

5

6

8

10

12

16

19

25

31

38

51

12.7

15.9

17.5

19.8

23.0

26.2

30.2

38.1

46.0

52.4

66.7

12.5

14.1

15.7

18.1

21.4

24.5

28.5

36.6

44.8

52.1

65.5

250

225

215

180

160

130

105

88

63

50

40

500

450

430

360

320

260

210

175

125

100

80

1000

900

850

720

640

520

420

350

250

200

180

90

100

115

130

180

200

240

300

420

500

630


81

- Racores roscados o convencionales.

- Racores por presión radial

- Racores para montajes mediante abrazaderas.

Los racores roscados y los de presión radial son los más comunes en este tipo de

tuberías, soportan todo tipo de presiones: bajos, medias y altas presiones. Los montajes

mediante abrazaderas solo es aconsejable para tuberías de aspiración, retorno, no son

aconsejables para presiones elevadas.

APLICACIÓN:

Diseñe: Un circuito con intercambiador.

Los intercambiadores de calor son utilizados en circuitos de trabajo continuos y

elevadas presiones en las que existe calentamiento del aceite hidráulico o dicha

temperatura pase de 80°C, conforme se ha indicado los intercambiadores son accesorios

hidráulicos que no son parte indispensable de todo circuito hidráulica

Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

82

Capítulo IV

VÁLVULAS HIDRÁULICAS

GENERALIDADES.

Las válvulas son elementos mecánicos importantes de todo sistema hidráulico y neumático,

fabricados con alta precisión dentro de un rango de tolerancia bastante precisas y reducidas

para evitar fugas de fluidos y fricción de las correderas en su desplazamiento longitudinal o de

rotación al interior de sus cilindros o asientos de válvulas.

CONCEPTO DE VÁLVULA HIDRÁULICA.

Las Válvulas Hidráulicas como elementos importantes de los sistemas hidráulicos cumplen

diversas funciones de acuerdo a las necesidades de diseño del proceso de producción industrial

o servicio.

Entre las funciones principales de estos elementos, están el de proteger o preservar el circuito

hidráulico, evitando sobre presiones “válvulas limitadoras de presión”, o también llamadas

válvulas de seguridad, válvulas estranguladoras y válvulas reguladoras de flujo que regulan el

caudal del fluido, válvulas direccionales que controlan la dirección del fluido a fin de realizar

el trabajo deseado, las de secuencia o contrapresion que nos permite realizar una sucesión

automática de diversos movimientos u operaciones que deben sucederse en cadena o en orden

preestablecido, válvulas de bloqueo que mantienen el pistón del actuador inmovilizado, las

servo-válvulas direccionales nos permiten obtener grandes esfuerzos con la aplicación de

pequeñas fuerzas, válvulas proporcionales que nos permiten realizar programas automáticos.

Todas estas funciones las cumplen manual o de forma automática mediante la utilización de

elementos mecánicos, señales eléctricas, señales hidráulicas, Neumático y la utilización de

válvulas electro-hidráulicas o electro-neumáticas llamados así porque las válvulas

direccionales tienen solenoides y reciben señales eléctricas. En síntesis su elección esta en

función del diseño o proceso de producción

Tipos constructivos de las válvulas direccionales

a) válvula direccional de Asiento

b) válvula direccional corredera

Formas de comando o accionamiento de las válvulas direccionales. Pueden ser:

a) De Comando o Accionamiento Directo.

b) De Comando o Accionamiento Indirecto

a) De comando directo.

El termino comando o accionamiento directo significa que la fuerza o señal ya se mecánica,

eléctrica, hidráulica o neumática, actúa directamente sobre la corredera u otro elemento que

conecta o desconecta las tuberías o mangueras que envían fluido hidráulico, neumático a los

actuadores para realizar trabajo mecánico lineal como rotacional.


83

Válvula direccional de asiento de comando o accionamiento directo

en esta situación las conexiones P y A

están comunicados, la conexión T esta

cerrada. El cambio a la otra posición se

realiza mediante electroimán o

manualmente.

Para cambiar la conexión de A a T el

núcleo del electroimán empuja la

palanca 5 y esta desplaza el vástago de

ataque 6, que levanta a la esfera de su

asiento y lo empuja contra el resorte 2

cerrando la comunicación P, conectando

A con T

FIGURA 4.1

CARACTERÍSTICAS

Presiones de trabajo por el orden de 650 Kg./ cm2.

Caudales 36 l/min.

Nos aseguran estanquidad o cero fugas.

Válvula direccional de corredera de comando o accionamiento directo

Siendo la de corredera lineal la más general,

tiene la ventaja de ser constructivamente la

más sencilla y darnos reducidas pérdidas, en

la figura se muestra una válvula con palanca

por lo que se llama de comando mecánico o

manual; también existen comandados o

accionados por fuerza hidráulica, neumatica y

por fuerza eléctrica a través de electroimanes

de corriente ya sea continua o alterna, los

electroimanes que producen un campo

magnético haciendo que el núcleo del

electroimán empuje la palanca actuando

directamente sobre la corredera “o la esfera

siendo la válvula de asiento”, estableciendo o

cortando la conexión a los actuadores

hidráulicos u otros con lo que se da el cambio

de dirección del fluido en consecuencia la

inversión de marcha del hazte del actuador

siendo este lineal.


84

a) Válvula limitadora de presión de comando o accionamiento indirecto o pilotada

FIGURA 4.3

Esta válvula limitadora de presión “pilotada o de comando indirecto” se utiliza para caudales

grandes del orden de 300 Lt/min y presiones de 350 Kg/cm2, constructivamente consiste en un

cilindro que tiene perforaciones longitudinales y conductos radiales periféricos que se

comunican con el exterior; en el interior del cilindro se ajusta una corredera de pistón que se

desliza o permanece en reposo en función de la presión de la línea.


La presión de la línea actúa directamente al cono de la válvula piloto a través de la válvula 3

que se encuentra en la fase izquierda de la corredera principal, igualmente actúa sobre la fase

derecha de la corredera, no habiendo variación de presión en la línea, la corredera permanece

en reposo, debido a que el resorte de la válvula piloto esta regulada a la presión de la línea del

sistema.

En el momento en que la presión de la línea sobrepasa a la presión regulada en la válvula

piloto, el fluido vence la resistencia del resorte de esta válvula piloto, dislocando el cono que

está apoyado por la tensión del resorte dejando pasar el fluido hacia el tanque y jalando la

corredera hacia la izquierda, situación en que el aceite pasa al tanque tanto por el lado de la

válvula piloto como por la principal, normalizándose la presión en la línea la pieza cónica

vuelve a su asiento por la acción de su resorte.

Las válvulas limitadoras de comando indirecto o pilotado son llamadas así debido a que la

sobre presión del actuador o circuito actúa sobre cualquier otro dispositivo intermedio y no

directamente sobre la corredera o esfera de la válvula de presión, siendo este dispositivo

intermedio, el responsable de control de presión, descargando el fluido al tanque.

4


85

Tipos de válvulas limitadoras de presion.

a) válvula limitadora de presión primaria de comando directo e indirecto.

b) válvula de secuencia o contra presión de comando directo e indirecto.

c) válvula reguladora de presión secundaria.

De un modo general las válvulas de presión tienen la función:

1. De proteger o preservar de las sobre presiones al circuito hidráulico o neumático y se

lo hace influyendo sobre el caudal del fluido hidráulico o neumático del sistema o en

parte de ella, esta reducción de presión se consigue por la reducción del caudal

manteniendo la presión lo mas constante posible aunque haya variación en la

alimentación.

2. Nos permite adicionar la presión del fluido a una determinada necesidad.

3. Nos permite mantener constante la presión reducida en algún lugar del sistema.

Válvula limitadora de presión primaria, de comando directo.

Son Válvulas conectadas en

derivación, es decir en condiciones

de trabajo normal, el fluido no

atraviesa por la válvula.

Constructivamente estas válvulas

llevan como elementos de cierre

una esfera o una pieza cónica y se

justifica esta forma constructiva

debido a la alta seguridad en

cuanto a la estanqueidad se refiere.

En el diseño se observa la pieza

cónica que esta sometida a las

fuerzas F1 y F2 , siendo que F1

ejercida por el resorte de arriba

para abajo y por el lado opuesto F2

debido a la presión del fluido que

circula o debido a la presión que el

sistema hidráulico ofrece.

Mientras la fuerza F1 debido al

resorte es superior a F2 la válvula

permanece cerrada, si la presión

aumenta llegando F2 a ser superior

a F1 el resorte cede y la pieza

FIGURA 4.4 cónica o esféricas se levanta de su

asiento dejando el aceite circular por el orificio B de la figura con dirección al tanque, bajando

la presión de la línea, la pieza cónica vuelve a su asiento por acción de la fuerza F1 venciendo

a F2.


86

Válvula de secuencia o contrapresión de mando directo.

FIGURA 4.5

Son válvulas que nos permiten realizar una sucesión automática de movimientos u operaciones

que deben sucederse en cadena o en orden preestablecido, de forma tal que el final de una

operación o movimiento del hazte de uno de los actuadores sea el punto de partida de la

operación o movimiento del siguiente hazte del actuador hidráulico o neumático.

Son válvulas utilizadas para realizar la automatización conectando y desconectando los

actuadores del sistema cuando la válvula de contra presión haya alcanzado cierta presión para

el cual fue regulada. Estos circuitos secuenciales también se realizan con “válvulas fin de

curso” hidráulicos, neumáticos y fin de curso eléctricos elemento que acusan que la operación

ha terminado.

Características y principio de funcionamiento de las válvulas secuenciales de

accionamiento o mando directo.

1) Las características técnicas son:

a) Presión de trabajo del orden de 215 Kg/cm2.

b) Caudal de 45 Lts/min.

c) Lleva el mecanismo de graduación y válvula antirretorno o bloqueo

incorporado.

d) Esta válvula al igual que la limitadora de presión son conectadas en

derivación por lo que cuando alcanza una cierta presión regulada conecta y

desconecta el sistema.

El elemento de cierre es la corredera 2 que permite un cierre sensible en función del flujo de

aceite, el resorte 3 mantiene a la corredera en su posición inicial en la que la válvula esta

cerrada, la presión del sistema que entra por A actúa a través de la perforación de la tobera

sobre la cara de la corredera opuesta al resorte.

La superficie que efectivamente trabaja con la presión del sistema es la del pistón pequeño que

se apoya contra el tapón roscado, la presión de trabajo del elemento hidráulico es graduado por

los resortes 3, mediante el mecanismo de graduación 4, cuando la presión de trabajo supera

ala presión regulada la corredera se mueve hacia la izquierda y se abre la conexión entre A y


87

B; el pistón pequeño es el que directamente recibe en la presión de A, o las sobre presiones del

sistema, su diámetro depende de la presión de conexión deseada; para presiones bajas del

orden de 25 Kg/cm2 no se necesita el pistón; para presiones de 210 Kg/cm

2 para arriba se

necesita dos resortes. La alimentación del fluido de mando del pistón pequeño también puede

ser externo tal es el caso que se muestra con la conexión X. La válvula de bloqueo o

antirretorno 5 permite fluir el aceite libremente de B hacia A.

1) DISEÑAR: Un circuito hidráulico de comando de

eléctrico semiautomático dos actuadores de doble

efecto en secuencia pre-estableciendo la carrera de

avance y retorno.

Accionando la válvula direccional a la posición 1 el

aceite a presión pasa a la parte posterior del actuador 2,

efectuando la carrera de avance hacia delante, siendo la

presión de desplazamiento o trabajo igual o inferior a la

presión regulada en la válvula de secuencia, la misma

que esta cerrada mientras el actuador realiza su

desplazamiento o el trabajo mecánico para el cual fue

regulada dicha válvula, terminando el trabajo

mecánico, la presión de línea sube dejando pasar el

aceite por la válvula de secuencia al lado posterior del

actuador o elemento hidráulico, empezando de esta

forma l carrera de avance o el trabajo mecánico

encomendado

2) DISEÑAR: Un circuito electro hidráulico de

taladrar que tenga la siguiente secuencia de

operaciones, que el actuador horizontal ajuste la

pieza, el actuador vertical avance y de la salida de

la broca, y finalmente aflojando y retorno del

hazte.

Para comenzar el ciclo de trabajo el operador

debe accionar el solenoide de forma que alimente

con fluido la parte trasera del actuador horizontal

dándonos el avance del hazte y ajuste de la pieza,

siendo la presión de ajuste regulada en esta

válvula, tan luego supere esta presión dejando

pasar el fluido a la parte trasera del actuador

vertical, comenzando la carrera de avance o


88

aproximación del taladro, el taladrado se hará por la acción de un motor eléctrico.

Terminada la operación del actuador, el operador acciona el solenoide contrario cambiando la

alimentación del fluido primero a la parte delantera o del vástago del actuador vertical,

haciendo que efectué su carrera de retorno. Al final de su carrera de retorno la presión del

circuito aumenta.

Superando el valor regulado en la válvula secuencial a consecuencia abre esta válvula y el

fluido es enviado a la parte delantera o del vástago del actuador horizontal, dando lugar al

aflojado y el retorno del actuador.

3) DISEÑAR: Un circuito de comando

hidráulico automático continuo de dos

actuadores cilindricos de doble efecto, que

realicen las operaciones de fijado de la

pieza, avance del taladro eléctrico, este

ciclo de trabajo debe ser hecho en

secuencia con auxilio de una válvula

secuencial de accionamiento indirecto

comandado por una válvula fin de curso

3/2 de rodillo.

Para lograr que el movimiento secuencial

sea absolutamente seguro “las variaciones

de presión no afecte la operación de fijado

el recorrido”, del hazte se emplea válvulas

de secuencia de accionamiento indirecto

que dan paso al fluido previa señal de una

válvula 3/2 de rodillo.

Con este procedimiento para que el hazte

del actuador 2 comience su fase de avance,

hace falta no solamente que la presión del

lado opuesto del actuador 1 sobre pase la

presión regulada en la válvula de

secuencia 3, también es preciso que el

hazte del actuador 1 llegue al final de su

carrera haciendo que la leva accione el

rodillo de la válvula piloto 3/2, este

procedimiento nos asegura que aumentos

de presiones imprevistas durante su carrera

hacia adelante del actuador 1, no pueda

iniciar su carrera el actuador 2, sin que el

hazte del actuador 1 haya llegado al final.


89

Válvulas secuencial - pilotada

1. Carcasa.

2. Perno de regulación.

3. Corredera o rodete.

4. Casquillo para diafragma.

5. Contactor.

6. Regulador.

7. Tope de regulador.

8. Resorte.

9. Perforación sobre la cara del

resorte.

FIGURA 4.9

Características técnicas.

Presión normal de trabajo: 220 Kg/cm2.

Presión máxima de trabajo: 320 Kg/cm2.

Caudal de: 450 Lts/min.

Son pilotadas debido a que su accionamiento es indirecto y se utiliza para grandes caudales,

siendo sus elementos principales;

a) Válvula piloto de corredera o embola.

b) Válvula principal también de corredera o embolo.

c) Resorte de regulación.


La presión del sistema que se conecta por A actúa sobre el embolo principal 2, al mismo

tiempo actúa en la parte delantera de la corredera o embolo piloto 4, a través del canal del lado

izquierdo de la válvula principal y la parte posterior del embolo o corredera 4, el resorte 6 es

el resorte en el que se gradúa la presión del sistema y mantiene la corredera piloto en su

posición inicial o cerrada; si la presión de línea o del sistema sobrepasa el valor graduado en

el resorte 6, la corredera se moverá hacia la derecha dejando pasar la demasía por el canal 8,

actuando de esta forma como simple válvula limitadora de presión.

Para actuar como válvula de secuencia el fluido de la parte posterior de la corredera principal

2, es desalojado a través de la tobera 7 y canal 8 hacia el sistema II, por la combinación de las


90

toberas 5 y 7 se produce una caída de presión entre las dos caras del embolo o corredera y este

se mueve hacia arriba, abriendo la comunicación de A hacia B, siendo la alimentación del

fluido piloto interna.

Válvula reguladora de presión secundaria de accionamiento o comando directo.

FIGURA 4.10

Características técnicas.

Presión normal de salida: 210 Kg/cm2.

Presión máxima de entrada: 320 Kg/cm2.

Caudal: 45 Lts/min.

Como toda válvula de presión estas válvulas tienen por objeto reducir la presión del aceite y

mantener sensiblemente constante la presión reducida, estas válvulas reguladoras de presión

secundaria se utiliza para regular o reducir la presión de salida de la válvula direccional, esta

presión secundaria es independiente de la primera “la válvula reguladora de presión secundaria

reduce y mantiene constante la presión de cualquier parte del circuito.”En síntesis, esta

válvula, generalmente es utilizada cuando en alguna parte del circuito se quiere reducir la

presión del sistema a un valor más bajo y constante. En contraposición a la válvula secuencial

o de contra presión, estas válvulas están abiertas en su posición inicial.

Los elementos constructivos de esta válvula son: La corredera o rodete 1, que se desliza en

el interior del cilindro o carcasa 2 es mantenido en su posición inicial por el resorte 3, el

sentido de flujo es de P hacia A, la sobre presión secundaria en A se manifiesta por la

perforación 4 sobre la cara izquierda de la corredera. Si la presión A supera el valor graduado

en el resorte, la corredera se desliza hacia la derecha y disminuye el flujo de P hacia A,

pasando solo el caudal que necesita el consumidor o actuador sin que se eleve la presión, si el

consumidor no necesita más fluido la válvula se cierra. El retorno del fluido del elemento

hidráulico se da mediante una válvula antirretorno instalada paralelamente.

4) DISEÑAR: Un circuito de dos actuadores que trabajen en posición horizontal, el primero

fijado con soporte fijo y cuyo avance este controlado por una válvula reguladora de presión

secundaria, y el avance del segundo controlado por una válvula de secuencia, el retorno del


91

segundo mediante una válvula reguladora de flujo sensible y el primero mediante una válvula

de secuencia.

Con la bomba accionada y los

solenoides de la válvula direccional

desligados, por ser la válvula direccional

centro abierto el flujo de la bomba es

desviado al tanque a través de dicha

válvula, el avance de los actuadores es

dado cuando son accionados los

solenoides, ligado el solenoide S1, de la

válvula direccional el fluido es dirigido al

actuador 1 pasando por la válvula

reguladora de presión secundaria la

misma que se encuentra abierta, el

actuador avanza con velocidad constante

debido a la regulación de flujo por esta

válvula, en esta válvula a diferencia de

las de secuencia el fluido pasa

directamente a través de ella

manteniendo constante la velocidad y

presión regulada en la misma.

Cuando la presión sobrepasa al regulado debido a que el actuador encuentra mayor resistencia

la válvula de secuencia deja pasar el fluido hacia la parte trasera del actuador 2, la misma que

avanza con velocidad correspondiente a todo el fluido que proporciona la bomba. Para el

retorno de los actuadores se liga el solenoide S2 de la válvula direccional haciendo que el

fluido de la bomba llegue a la cámara de frente del actuador 2 a través de la válvula reguladora

de flujo sensible, la misma que tiene una válvula antirretorno incorporada, esta válvula de

flujo sensible nos garantiza velocidad constante aunque el elemento hidráulico trabaje con

cargas independientes de las diferencias de presiones entre la entrada y salida, el retorno del

actuador 1 se da debido a que, a consecuencia del aumento de presión al final de su recorrido

del actuador 2, abre la válvula de secuencia que se encuentra en la línea que liga la parte

delantera del actuador 1.

VÁLVULAS DE BLOQUEO O ANTIRRETORNO

BLOQUEO HIDRÁULICO:

Es el proceso de mantener inmovilizados cualquier que fuera su condición de carga y

movimiento el conjunto pistón y hazte del actuador hidráulico lineal, inmovilizado el eje de

los motores hidráulicos o actuadores rotativos sometidos a cargas, es muy común en

instalaciones hidráulicas y neumaticas inmovilizar los conjuntos indicados del actuador en una

posición cualquiera de su carrera, ya sea sometidos a esfuerzos de plena carga tanto en

posición vertical de arriba para abajo y horizontal, situaciones en las que, en el interior del

actuador y a lo largo de la tubería se tiene presiones elevadas de aceite, el bloqueo se utiliza


92

cuando en ciertas situaciones de trabajo es necesario mantener este conjunto hidráulico en una

determinada posición deseada.

Esta operación se consigue con la utilización de válvulas llamadas de bloqueo o antirretorno,

cuya eficiencia depende de la ausencia de fugas en los oring de los pistones, en los retenes o

guarniciones de la prensa estopa u órganos de distribución.

En síntesis; estas válvulas son usadas para cerrar un circuito que trabaja con presión, es como

un seguro contra las caídas de carga o presión e inmovilizar el recorrido del movimiento del

pistón en cualquier condición de carga.

Tipos de válvulas de bloqueo o antirretorno.

a) Válvula de bloqueo o antirretorno simple sin y con resorte.

b) Válvula de bloqueo o antirretorno con apertura hidráulica o pilotada.

c) Válvula de doble bloqueo con apertura hidráulica o pilotada.

a) Válvula de bloqueo o antirretorno simple sin y con resorte.

Son válvulas tipo asiento que permiten el pasaje

del fluido en un solo sentido, sujeto a una

pequeña presión de apertura y bloqueo en el

sentido contrario.

El fluido en este tipo de válvulas circula de

forma libre en un solo sentido, esta valvula

F IGURA 4.12 con resorte y la sin resorte son

constructivamente idénticas y aplicados en todos los sistemas donde se exige alta seguridad en

el bloqueo del fluido o protección de los elementos hidráulicos, tales como bombas cilíndricos

motores hidráulicos y otros que trabajan con presiones del orden de 320 Kg/cm2.

b) Válvulas de bloqueo con apertura hidráulica o pilotada.

En estas válvulas el flujo fluye de forma libre

de A hacia B, para que la válvula deje pasar

el fluido libremente de B hacia A es

necesario una presión mínima por una línea

X, llamada línea de pilotaje presión piloto.

Esta presión piloto tiene la finalidad de

empujar la esfera o embolo de asiento cónico

contra el resorte dislocándolo de su asiento.

Esta presión piloto tiene un valor dado por la

ecuación: FIGURA 4.13


93

CA

APPX

2

12 ; Donde:

FC

Además sabemos que:

P2 = Es la presión del circuito.

A1 = Es la superficie de la parte cónica del asiento.

A2 = Es la superficie de pistón sobre la que actúa el fluido piloto.

C = Constante del resorte que ajusta el cono o esfera sobre su asiento.

Px = Es la presión de pilotaje.

El resorte actúa haciendo deslizar a la derecha el pistón este a su vez levanta el

cono o esfera dando paso al fluido de B hacia A.

c) Válvula de doble bloqueo con apertura hidráulica o pilotada.

Son válvulas diseñadas para garantizar el bloqueo del

aceite en los dos ramales del circuito, estando la

válvula direccional en la posición neutra, cuando

accionada la válvula de dirección para el avance del

hazte del actuador en los sentidos de A hacia A1 y de

B1 hacia B el fluido es libre, estando en la posición

de A1 hacia A y de B1 hacia B el flujo es

interrumpido.

La ventaja de este tipo de válvulas es el hecho de que

F FIGURA 4.14 ellas no requieren tuberías de pilotaje y son compactas

en su montaje.

1) DISEÑAR: Un circuito hidráulico de dos actuadores lineales de doble efecto con bloqueo

en el avance y retorno, utilice válvula direccional de centros abiertos y elementos abiertos.

Con la bomba accionada y la válvula direccional en

posición central, el fluido circula libremente de la

válvula direccional al tanque, el avance de los actuadores

se dará ligado el solenoide S1, en caso de que

nuevamente la válvula direccional se pasara a la posición

central o neutra el aceite de los actuadores será

bloqueado por la válvulas 3 y los actuadores

permanecerán en reposo a un actúe sobre ellos fuerza

externa, para el retorno de los actuadores es necesario

desbloquear la válvula 3 y se lo hace mediante una línea

de piloto X, dejando pasar el aceite de la parte trasera de

los actuadores de forma libre a través de las válvulas de

bloqueo hacia el tanque.


94

2) DISEÑAR: Un circuito hidráulico de un actuador de

doble efecto con doble bloqueo y válvula estranguladora de

flujo que nos permita avance frenado y retorno del hazte del

actuador libre

Puesto en funcionamiento la bomba hidráulica y estando la

válvula direccional en posición neutra, el fluido generada por

la bomba pasa libremente hacia el reservorio, y el avance del

actuador se consigue ligando el solenoide S1 situación en la

que el fluido atraviesa libremente por la válvula gemela de

bloqueo hacia la parte trasera del actuador, a la vez al pasar

por la válvula gemela desbloquea para que el fluido de la parte

delantera pase por ella de forma libre.

Para el retorno, se liga el solenoide S2 procediendo de la misma forma para el retorno.

Las válvulas de flujo en el presente circuito nos permiten un avance y retorno frenado, es

decir controlan la velocidad de avance del Elemento hidráulico y retorno libre

3) DISEÑAR: Un circuito hidráulico de una mesa elevadora,

accionada por un actuador vertical de simple efecto, el retorno del

hazte del actuador debe ser sostenido y descargado mediante la

válvula direccional 2/2.

Accionando la bomba el fluido pasa libremente a la parte trasera del

actuador, levantando la plataforma o mesa cargada, desligando la

bomba o parando la alimentación se tendrá el bloqueo mediante la

válvula 1 permitiéndonos el trabajo por el tiempo que uno desee,

para el retorno del actuador o plataforma se liga el solenoide de la

válvula 2/2, por donde pasa el fluido despresurizándose la cámara

del actuador, la válvula 3 “válvula estranguladora de flujo” nos

permite reducir el paso del fluido en consecuencia tendremos la

velocidad de retorno de la plataforma controlada o frenada

i

i


95

4) Diseñar un circuito hidráulica de un elevador hidráulico, accionada por un actuador

vertical de simple efecto el retorno del hazte debe ser por acción de la gravedad.

En lo que sigue se describe con detalle por medio del dibujo un ejemplo de ejecución. En el

dibujo muestran:

La figura 1, un esquema del ascensor hidráulico junto con el dispositivo para su mando.

La figura 2, un diagrama de un viaje ascendente.

La figura 3, un diagrama de un viaje descendente.

En la figura significa el símbolo 1 la cabina de un ascensor hidráulico, que es desplazada por

un hazte 2 de levantamiento. El hazte 2 de levantamiento forma junto con un cilindro 3

elevador un accionamiento hidráulico conocido. A este accionamiento hidráulico está

conectada una tubería 4 de cilindro a través de la que se puede impulsar el aceite hidráulico.

La tubería 4 del cilindro está conectada por otro lado a una primera unidad 5 de válvula de

mando, que agrupa en sí al menos las funciones de una válvula proporcional y de una válvula

de retroceso, de manera, que se comporta como una válvula proporcional o como una válvula

de retroceso, lo que depende de la excitación de la unidad 5 de válvula de mando, como se

comentará mas adelante. La función de válvula proporcional puede ser obtenida en este caso

de manera conocida con una válvula principal y con una válvula de mando previa, al mismo

tiempo, que la válvula de mando previa es accionada con un accionamiento eléctrico, por

ejemplo un imán proporcional. La válvula de retroceso cerrada mantiene la cabina d1 el

ascensor en la posición correspondiente.

En lo que sigue se describe con

detalle por medio del dibujo un

ejemplo de ejecución. En el

dibujo muestran:

La figura 1, un esquema del

ascensor hidráulico junto con el

dispositivo para su mando.

La figura 2, un diagrama de un

viaje ascendente.

La figura 3, un diagrama de un

viaje descendente.


96

La unidad 5 de válvula de mando está conectada por medio de una tubería 8 de bomba, en la

que se puede disponer ventajosamente un amortiguador 9 de impulsos de presión

(acumulador), con una bomba 10 con la que se puede impulsar el aceite hidráulico desde un

depósito 11 al accionamiento hidráulico. La bomba es accionada con un motor 12 eléctrico al

que se asigna la unidad 13 de alimentación con corriente. En la tubería 8 de la bomba gobierna

la presión Pp (presión de la bomba).

Entre la unidad 5 de válvula de mando y el depósito 11 se prevé una tubería adicional para

aceite hidráulico, a saber una tubería 14 de retorno en la que se halla una segunda unidad 15

de válvula de mando.

Esta unidad de válvula de mando permite según el invento el retorno casi sin resistencia del

aceite hidráulico de la bomba al depósito, cuando la presión Pp haya rebasado un determinado

valor umbral.

La presión Pp no puede rebasar mucho el valor umbral mencionado. Este valor umbral puede

ser modificado con una señal eléctrica, de manera, que esta unidad 15 de válvula de mando

puede asumir la función de regulación de la presión de manera análoga a la de una válvula

proporcional. Para la obtención de esta función también se puede recurrir, como en una

válvula proporcional, de manera conocida a una válvula principal y a una válvula de mando

previa accionada con un imán proporcional, que pueda ser excitado eléctricamente.

En la tubería 4 del cilindro se halla según el invento, con preferencia inmediatamente junto a

la correspondiente conexión de la unidad 5 de válvula de mando, un sensor 18 de presión en

carga conectado a través de una línea 19 de medición con un aparato 20 de mando. El aparato

20 de mando, que sirve para el funcionamiento del ascensor hidráulico es con ello capaz de

detectar la presión Pz que reina en la tubería 4 del cilindro. Esta presión Pz refleja la carga de

la cabina 1 del ascensor, cuando la cabina del ascensor se halla en reposo. Más adelante se

describirá todavía como se pueden modificar con la ayuda de esta presión Pz los procesos de

mando y de regulación y como se pueden detectar los estados de funcionamiento.

El aparato 20 de mando también se puede componer de varias unidades de mando y de

regulación.

En la tubería 4 del cilindro se dispone ventajosamente, de nuevo con preferencia

inmediatamente junto a la correspondiente conexión de la unidad 5 de válvula de mando, un

sensor 21 de temperatura conectado a través de una segunda línea 22 de medición con el

aparato 20 de mando. Dado que el aceite hidráulico posee una viscosidad que varía de forma

manifiesta con su temperatura, se pueden mejorar manifiestamente el mando y la regulación

del ascensor hidráulico, cuando se utiliza la temperatura del aceite hidráulico como parámetro

en los procesos de mando y de regulación.

De forma ventajosa se prevé un sensor de presión adicional, un sensor 23 de la presión de la

bomba, que registre la presión Pp en la tubería 8 de la bomba, dispuesto ventajosamente en la

correspondiente conexión de la tubería 8 de la bomba con la unidad 5 de mando. El sensor 23

de la presión de la bomba transmite igualmente su valor medido a través de otra línea 24 de


97

medición al aparato 20 de mando. Una primera línea 25 de mando conduce del aparato 20 de

mando a la unidad 5 de válvula de mando. Con ello se puede gobernar eléctricamente esta

unidad 5 de válvula de mando desde el aparato 20 de mando. Además, una segunda línea 26

de mando conduce a la unidad 15 de válvula de mando, de manera, que esta también pueda ser

gobernada desde el aparato 20 de mando. Además, una tercera línea 27 de mando conduce del

aparato 20 de mando a la unidad 13 de alimentación con corriente, con lo que se puede

conectar y desconectar el motor 12, pero eventualmente también es posible influir desde el

aparato 20 de mando en el número de revoluciones del motor 12 y con ello en el caudal

impulsado por la bomba 10.

Con la excitación de las unidades 5 y 15 de válvula de mando desde el aparato 20 de mando se

define el comportamiento funcional de las unidades 5 y 15 de válvula de mando. Si las

unidades 5 y 15 de válvula de mando no son excitadas por el aparato 20 de mando, las dos

unidades 5 y 15 se comportan fundamentalmente como una válvula de retroceso, que puede

ser pretensada distintamente. Si las unidades 5 y 15 de válvula de mando son excitadas por el

aparato 20 de mando por medio de una señal, actúan como válvulas proporcionales.

Todavía es preciso mencionar, que las dos unidades 5 y 15 están agrupadas de forma ventajosa

en un bloque 28 de válvulas, lo que se indica en la figura por medio de una línea de trazo

discontinuo, que encierra las dos unidades. Esto tiene la ventaja de que se reduce el trabajo de

montaje en el lugar de la instalación del ascensor hidráulico.

Antes de entrar en los detalles de la esencia del invento, se describirá en primer lugar el

funcionamiento de principio: en el estado de reposo de la cabina 1 del ascensor es importante,

que la unidad 5 de válvula de mando esté cerrada, lo que se consigue, como ya se mencionó,

porque no recibe del aparato 20 de mando señal de mando alguna a través de la línea 25 de

señal, es decir, que actúa como una válvula de retroceso.

La unidad 15 de válvula de mando también puede estar cerrada, pero esto no sucede siempre

necesariamente.

Es posible, que, incluso durante el estado de reposo de la cabina 1 del ascensor, esté

funcionando la bomba 10, es decir, que impulsa aceite hidráulico, al mismo tiempo, que el

aceite hidráulico impulsado fluye nuevamente a través de la unidad 15 de válvula de mando al

depósito 11. Sin embargo, en el estado de reposo las dos unidades 5 y 15 de válvula de mando

no reciben señales de mando del aparato 20 de mando, de manera, que en los dos casos sólo es

posible la función de válvula de retroceso.

La unidad 5 de válvula de mando no excitada eléctricamente se cierra automáticamente debido

a la presión Pz generada por la cabina 1 del ascensor, cuando esta presión Pz es mayor que la

presión Pp. Ya se mencionó, que en este estado el sensor 18 de la presión en carga indica la

carga producida por la cabina 1 del ascensor. En este caso se mide según el invento la carga

efectiva de la cabina 1 del ascensor, que se transmite al aparato 20 de mando. El aparato 20 de

mando puede reconocer así si la cabina 1 del ascensor está vacía o cargada y con ello también

se conoce la magnitud de la carga.


98

Cuando la cabina 1 del ascensor se deba desplazar en el sentido ascendente, se activa en

primer lugar por el aparato 20 de mando a través de la línea 27 de mando la unidad 13 de

alimentación con corriente y con ello se pone en marcha el motor 12 eléctrico, con lo que

arranca la bomba 10 e impulsa aceite hidráulico.

Con ello aumenta la presión Pp en la tubería 8 de la bomba. En el momento en el que esta

presión Pp rebasa un valor correlativo con el pretensado de la válvula de retroceso, se abre la

válvula de retroceso de la unidad 15 de válvula de mando, de manera, que la presión Pp no

pueda rebasar de momento esta presión. Si este valor de la presión es, como es usualmente es

el caso, menor que la presión Pz en la tubería 4 del cilindro, la unidad 5 de válvula de mando

permanece cerrada y aceite hidráulico alguno penetra en la tubería 4 del cilindro. Con ello, la

conexión de la bomba todavía no da lugar a un movimiento del ascensor, ya que la totalidad de

la cantidad de aceite hidráulico impulsado por la bomba 10 es devuelta a través de la unidad

15 de válvula de mando al depósito 11. Para obtener un movimiento de la cabina 1 del

ascensor, el aparato 20 de mando puede gobernar ahora, según el invento, la función de

válvula proporcional de la unidad 15 de válvula de mando a través de la línea 26 de señal, de

manera, que se ajuste una resistencia hidráulica mayor en la unidad 15 de válvula de mando.

Esto permite ahora incrementar la presión Pp hasta que a través de la unidad 5 de válvula de

mando pueda penetrar en la tubería 4 del cilindro la cantidad necesaria de aceite hidráulico.

Una parte del caudal de aceite hidráulico impulsado por la bomba 10, que no es devuelta al

depósito 11 a través de la unidad 15 de válvula de mando, penetra a través de la unidad 5 de

válvula de mando, que actúa como válvula de retroceso, debido a la diferencia de presión

reinante a través de la unidad 5 de válvula de mando en la tubería 4 del cilindro, es decir, que

levanta la cabina 1 del ascensor. De esta manera es posible un mando sin escalones del aceite

hidráulico que circula hacia el cilindro 3 (elevador), sin que sea necesario regular el número de

revoluciones de la bomba 10. Sólo es necesario, que la bomba 10 se diseñe de tal modo, que

pueda suministrar para la velocidad máxima de la cabina 1 del ascensor y con el número de

revoluciones nominal un caudal suficiente de aceite hidráulico con la contrapresión máxima

prevista, teniendo en cuenta los factores de reserva y otros márgenes.

Si se conoce la superficie Av de la válvula, se puede estimar el caudal y con ello la velocidad

de la cabina, lo que mejora manifiestamente la posibilidad de regular la velocidad de la cabina.

Si el aparato 20 de mando realiza este cálculo de manera continua, se pueden obtener también

datos redundantes del movimiento de la cabina 1 del ascensor.

Si se prevé el sensor 23 de la presión de la bomba, se calcula de forma exacta por medio de la

diferencia de las presiones Pz y Pp. Con ello, la determinación del caudal es

considerablemente más precisa. El proceso de arranque también puede ser regulado de forma

fiable sin un caudalímetro propiamente dicho, incluso cuando falta el sensor 23 de la presión

de la bomba. Con la apertura de la válvula de retroceso de la unidad 5 de válvula de mando

aumenta la presión Pz medida con el sensor 18 de presión en carga. El aumento de presión

detectado por el sensor 18 de presión en carga indica por lo tanto la apertura de la válvula de

retroceso de la unidad 5 de válvula de mando antes de que se haya puesto en movimiento la

cabina 1 del ascensor, ya que el aumento de presión es consumido en primer lugar en trabajo

de compresión y para superar los rozamientos en el estado de reposo.


99

Según el invento es ahora posible gobernar o regular con sólo este aumento de la presión la

fase de arranque de la cabina 1 del ascensor. Al mismo tiempo es posible, que, según la

presión Pz medida con el sensor 18 de presión en carga, el aparato 20 de mando excite más o

menos la válvula proporcional de la unidad 15 de válvula de mando, ya que la unidad 15 de

válvula de mando está construida, como ya se mencionó, de tal modo, que actúe, igual que la

unidad 5 de válvula de mando, como válvula de retroceso, cuando no está aplicada a ella una

señal de mando y que actúe como válvula proporcional, cuando es excitada por el aparato 20

de mando a través de la línea 26 de mando. El valor absoluto de la señal de mando determina

en este caso el grado de apertura de la válvula proporcional.

El mando de la velocidad de la cabina 1 del ascensor durante el viaje ascendente se puede

realizar, por lo tanto, según el invento con la señal del sensor 18 de la presión en carga por

medio de la variación del grado de apertura de la válvula proporcional de la unidad 15 de

válvula de mando. Todavía se demostrará, que, según el invento, se puede gobernar,

respectivamente regular la totalidad del viaje ascendente y también del viaje descendente con

la ayuda del sensor 18 de la presión en carga y de un transmisor de valores nominales de la

presión en carga. Por lo tanto, por variación en función del tiempo y/o de camino de un valor

nominal de la presión y por comparación con el valor determinado por el sensor 18 de la

presión en carga, es posible una regulación.

La bomba permanece usualmente desconectada durante el viaje descendente. El control del

aceite hidráulico, que refluye del cilindro 3 elevador a través de la tubería 4 del cilindro hacia

el depósito, se realiza ahora únicamente excitando la válvula proporcional de la unidad 5 de

válvula de mando. El aceite hidráulico fluye de la conexión del lado de la bomba de la unidad

5 de válvula de mando a través de la tubería 14 de retorno, pasando por la unidad 15 de

válvula de mando. Según el invento sólo se evalúa la señal del sensor 18 de la presión en carga

para gobernar el comienzo del movimiento de la cabina 1 del ascensor. Si la cabina 1 del

ascensor se halla en reposo, el sensor 18 de la presión en carga suministra, como ya se

mencionó, la carga actual.

Durante un viaje descendente se abre, según una curva dependiente de la señal de carga

medida y de la presión Pz, la unidad 5 de válvula de mando recurriendo a su función de

válvula proporcional. En el momento en el que la presión Pp en la tubería 8 de la bomba abre

la válvula de retroceso de la unidad 5 de válvula de mando, disminuye el valor de la presión

Pz medida con el sensor 18 de la presión en carga.

Esto es un indicio de que la cabina 1 del ascensor se puede mover, de manera, que puede

arrancar el correspondiente proceso de mando con el aparato 20 de mando.

El movimiento propiamente dicho comienza en el instante en el que la pérdida de presión

rebasa un determinado valor mínimo, cuya magnitud es determinada por las pérdidas por

rozamiento y la compresibilidad del aceite hidráulico. La magnitud y el gradiente de la pérdida

permiten de forma ventajosa una información de la aceleración, que actúa sobre la cabina 1 del

ascensor. Los datos así obtenidos se someten a un desde el punto de vista de la seguridad

exigida, con otras fuentes de datos, por ejemplo transmisores de posición, que, en


100

combinación con el mando del ascensor, sirven para la iniciación del movimiento lento y la

parada de la cabina 1 del ascensor.

Debido a que en el estado de reposo de la cabina 1 del ascensor se determina su carga, se

puede diagnosticar cuando se rebasará, con el arranque de la bomba 10 y con la excitación de

la unidad 15 de válvula de mando, esta presión, de manera, que se abra la unidad 5 de válvula

de mando. Con ello es posible, que, variando la excitación de la unidad 15 de válvula de

mando, se reduzca de forma escalonada o continua el aumento de la presión Pp en la tubería 8

de la bomba. Con ello se soluciona el problema según el invento de que el proceso de arranque

pueda ser gobernado con una sensibilidad muy grande. Con ello, también es posible en el

marco del invento, que el aparato 20 de mando se ajuste por si solo de forma adaptiva.

De acuerdo con los valores experimentales es posible, que el aparato 20 de mando contenga

valores previamente programados, que se adapten automáticamente durante el

funcionamiento.

Ya se mencionó, que, con preferencia, se prevé un sensor 23 de la presión de la bomba. Con

ello es posible medir con este sensor 23 de la presión de la bomba la presión Pp en la tubería 8

de la bomba generada con la bomba y modificada con la segunda unidad 15 de válvula de

mando, de manera, que la presión en la tubería 8 de la bomba se hace medible, siendo con ello

también eventualmente regulable la variación escalonada o continua de la reducción del

aumento de la presión. Por ello no es necesario, que el aparato 20 de mando se limite a los

datos pronosticables del aumento de la presión. Dado que puede generar datos adicionales,

puede regular de forma efectiva la presión Pp.

VÁLVULAS DE FLUJO

Las válvulas de flujo son utilizadas para obtener diferentes valores de velocidad de avance,

retorno y rotación de los actuadores del sistema hidráulico y neumático, esto se obtiene por la

reducción del caudal a valores aproximados a las necesidades, este tipo de válvulas son

utilizadas en circuitos en los que la bomba tiene mayor capacidad la necesaria y bombas donde

el flujo es constante. Las válvulas de flujo se gradúan a un valor prescrito y se espera el valor

correspondiente, estas válvulas se dividen en dos: Estranguladoras y Reguladoras.

Tipo de válvulas de flujo.

1°- Válvulas Estranguladoras.- Son válvulas dependientes de la presión y viscosidad.

2°- Válvulas Reguladoras.- Son válvulas independientes de la presión y viscosidad

En toda válvula de flujo el caudal se varía en la sección de paso mediante agujas reguladoras u

otros elementos. Existen varios tipos constructivos de estas válvulas, tales como las válvulas

estranguladoras de aguja, válvula estranguladora de ranuras y válvula reguladoras de

diafragma.


101

Válvulas estranguladoras de aguja.

FIGURA 4.15

Principio de funcionamiento.

En el caso de las válvulas estranguladoras de flujo el fluido llega a través de la perforación A

del cuerpo cilíndrico de la válvula a la sección de estrangulación 1. la estrangulación del fluido

se efectúa por el desplazamiento axial de la aguja, que se logra girando a mano el botón, el

mismo que varia la sección 1 de forma continua, esta estrangulación tiene lugar en ambos

sentidos. Por lo que se da la diferencia de presión entre la entrada y salida.

Utilización de las válvulas de flujo.

a) Se utilizan cuando se requiere fuerza de trabajo del actuador hidráulico constante;

F= P*A = ctte; “A”: es el área transversal del actuador hidráulico siempre será

constante, “P”: la presión varia a costa del aumento o disminución del caudal o la

resistencia que el actuador hidráulico encuentre en su recorrido.

b) Cuando el actuador hidráulico trabaja con cargas variables y la variación de la

velocidad es deseable o no tiene importancia y cuando se requiere velocidad

constante a pesar de las variaciones de carga.

c) Se utiliza en circuitos en las que la bomba tiene mayor capacidad que la necesaria

y están equipadas con bombas de flujo constante.

Calculo del caudal en zona de estrangulacion

PAQ

*2*

Donde:

: Factor de flujo.

: Densidad.


102

h

1 ; Como primera aproximación se considera: 0.72

P : Diferencia de presión antes y después de la entrada a la

Estrangulación dada en Kg/cm2.

h : Factor de resistencia.

Este factor “h” depende de la longitud de la sección de estrangulación, para válvulas tipo

tobera o agujas se toma valores aproximados entre 0.6 y 0.9, para las de diafragma de 0.55 a

0.62, o calculando por la ecuación:

2

*

**64

hDV

Lh

P

ADh

*42

Donde:

L: Longitud de estrangulación.

V: Velocidad del fluido.

2

hD : Diámetro hidráulico

A: sección de estrangulación.

P: Perímetro de la sección.

: Viscosidad Cinemática.

P

QA

*2 ; Área o sección máxima de paso de un estrangulador de apertura regulable

Es necesario que quede claro que, de la forma de la sección de paso o estrangulación depende

si, el flujo de una válvula es dependiente o independiente de la presión y viscosidad, como es

el caso que nos ocupa, el cambio del caudal del aceite a través del estrangulador a

consecuencia de la presión y viscosidad modifica el avance de los actuadores hidráulicos en el

trabajo. La alteración de la temperatura lleva consigo cambios de la viscosidad del aceite el

mismo que repercute sobre el caudal que pasa por el estrangulador. El caudal a través de la

sección de estrangulación es función de la variación de presión por tanto inversamente

proporcional.

Tenemos: Q = f(P); cuando P es pequeño, Q es grande o viceversa. En síntesis, un buen

estrangulador debe tener el canal de paso o sección de estrangulación corto y sin cambios

bruscos de dirección de flujo, elementos que influyen en las perdidas de cargas o presión, “se

ha establecido que los estranguladores de ranura tienen las mejores características, por no

tener cambios bruscos de dirección y tener sección de paso corto”.

Estrangulación en un solo sentido.

Cuando se desea que la estrangulación sea solamente en un sentido

las válvulas estranguladoras llevan una válvula de bloqueo o

antirretorno incorporado el mismo que es dependiente de la

viscosidad y de la presión, siendo la simbología del conjunto la

indicada, en este caso el sentido de estrangulación es de A a B

siendo libre el retorno de B a A de A a B él lujo empuja el antiretorno contra su asiento, en


103

el sentido opuesto de B a A el flujo levanta dicho antirretorno de su asiento dando paso libre al

fluido de esta forma funcionan todas las válvulas que llevan antirretorno incorporado, a pesar

de ello una pequeña parte del fluido pasa a través de la sección de estrangulación produciendo

un efecto ventajoso que es el de la limpieza.

Estas válvulas generalmente son instaladas delante de la válvula direccional o antes de los

actuadores hidráulicos para influir en la velocidad de avance, de retorno y rotación de los

actuadores, ejemplo de instalación para controlar la alimentación tanto en el avance, retorno y

en la evacuación de descarga y retorno sostenido.

FIGURA 4.16

Válvula de frenado, mando por rodillo (instalación)

Estas válvulas tambien de flujo son dependientes de la

viscosidad y presión, se utilizan para la aceleración y

desaceleración continua del hazte del actuador hidráulico en

función del desplazamiento de masas movidas hidráulicamente

y el perfil de la leva, que hace parte del hazte del actuador

siendo su instalación más corriente como el de la figura.

La válvula 1, consiste en una válvula estranguladora de ranura

tipo vaina con perforaciones radiales, girando la tuerca al

interior de la vaina se estrangula las perforaciones de esta,

regulándose de esta forma la sección máxima de paso 1 del

fluido y ajustando la válvula al caudal dado o deseado.

Permitiendo utilizar toda la carrera y así dándonos aceleración o desaceleraciones.

La válvula 2, estranguladora de flujo secundario, sirve para graduar el paso de una pequeña

cantidad de fluido de forma que, cuando la válvula de estrangulación principal 1 se cierra

completamente, este flujo permite que el hazte se mueva lentamente hasta el fin de curso, “o

cuando el flujo principal ya a sido interrumpido”.


104

Principio de funcionamiento de la válvula principal, “válvula de frenado”.

FIGURA 4.18

En el interior de la carcaza 1, esta alojada la corredera de estrangulación 2, que es mantenida

en la posición inicial por el resorte 3, en esta posición inicial el fluido circula de A hacia P, de

forma libre.

El hazte del actuador sobre cuya velocidad se quiere influir lleva una leva fija, el rodillo de la

válvula de frenado desliza siguiendo el perfil de esta leva, a medida que aumenta el recorrido

del hazte del actuador hidráulico, el rodillo de la válvula es obligado a recorrer por la leva fija

en el hazte del actuador, haciendo que la corredera de estrangulación se desplace para la

izquierda estrangulando la sección 5, y disminuyendo la velocidad del hazte, cuando la

conexión de A hacia P esta completamente cerrada el actuador se detiene habiéndose

interrumpido la alimentación y la corredera de estrangulación habrá empujado al resorte hacia

la izquierda, para completar su recorrido se utiliza la válvula 2 estrangulador de flujo

secundario, conforme se explico en el diagrama de instalación, esta válvula da paso a una

pequeña cantidad de fluido de forma que cuando la válvula estranguladora principal se cierra

el flujo que pasa por esta permite que el hazte del actuador se mueva lentamente hasta el fin de

su recorrido.

Para mover o retornar el hazte se utiliza la válvula antirretorno instalada por delante a la

válvula permitiendo retornar el fluido libremente de P hacia A, en consecuencia el hazte del

actuador se mueve con velocidad máxima o en función del perfil de la leva.

1

3

2

4

6

7

8

9

5


105

Válvula estranguladora de flujo sensible dependiente de la presión e independiente de la

viscosidad.

En estas válvulas el flujo es

dependiente de la presión e

independiente de la viscosidad; son

válvulas usadas para caudales del orden

de 50 lts/min y presiones del orden de

210 kg/cm2, consiste en una carcaza 1,

en la que esta alojado un perno de

regulación 2, y un mecanismo de

regulación 3 con escala conectado al

casquillo 4 en el diafragma 6; La

regulación se obtiene girando el perno

2 por medio del botón del mecanismo

de regulación 3, la sección de

estrangulación esta formada por la

curva 5 del perno y diafragma 6 o

casquillo 4; el sentido de flujo es de A

hacia B. El tornillo 7, sirve para bajar y

subir el casquillo y de esta manera

ajustar a la posición 0 en el mecanismo

de graduación, también se ve el

pasador 8, que es de fijación que

impide que el casquillo gire.

VÁLVULAS REGULADORAS DE FLUJO.

Estas válvulas se diferencian de las estranguladoras debido a que en la sección de paso el

caudal se mantiene constante independientemente de la diferencia de presión entre la entrada y

salida “Es decir el caudal permanece constante cuando la presión varía consecuentemente la

velocidad del hazte del actuador lineal o el eje del actuador rotativos se mantiene constante”.

Las válvulas reguladoras de flujo pueden ser:

1.- Válvulas reguladoras de flujo sensible independientes de la variación de

presión y viscosidad.

2.- Válvulas reguladoras de flujo independientes de la variación de la presión

y dependientes de la viscosidad.


106

Válvulas reguladoras de flujo sensible independiente de la variación de presión y

viscosidad.

FIGURA 4.20

Las válvulas reguladoras de flujo sensible independientes de la variación de la presión y

viscosidad, se usan cuando se desea mantener la velocidad del hazte del actuador y el eje del

actuador rotativo constante aun con diferentes cargas que se presenten a lo largo de su

recorrido, en estas válvulas el caudal es independiente de la diferencia de presión entre la

entrada y salida, es decir el caudal permanece constante cuando la presión varia.

En su versión más elemental esta válvula esta compuesta por un cuerpo cilíndrico 1, resorte 2

de regulación de la presión de trabajo, este resorte interactúa con el diafragma 3 en el control

del caudal, él liquido fluye de A hacia B a través del diafragma y de las perforaciones por el

canal anular 5, la sección del diafragma es fija y depende de la elección.

Con el aumento de flujo se produce en el diafragma un aumento de presión, esto provoca que

el diafragma se desplace contra el resorte, con el aumento del flujo aumenta también P y las

secciones de paso 4 disminuye proporcionalmente, de esta manera el flujo permanece

constante.

También las presiones se mantienen constantes con compensadores de presión P3 – P2 = ctte;

fig 4. 21 siendo P2 = la presión de entrada de la válvula estranguladora y P3 = presión de salida

de dicha válvula, la misma que sufre influencias de las sobre cargas del actuador y se

transmite a la sección A3 del compensador de presión con lo que obstruye la sección de paso

del fluido manteniendo constante la velocidad

Ejemplo ilustrativo de su utilización:

DISEÑAR: Un circuito bomba – motor hidráulico, de un solo sentido de rotación con

compensador de presión que nos permita rotación constante. Otra opción para obtener

recorrido lineal o rotación constante es la utilización de compensadores de presión y válvulas

estranguladoras de flujo.

En la figura, P3 depende de la resistencia del actuador, P3 – P2: Constante; se logra con la

corredera de regulación también llamado compensador de presión, el resorte en la fase A3

mantiene a la corredera en su posición abierta, cuando fluye él liquido las presiones actúan


107

sobre las superficies A2 y A3, la presión P2 actúa sobre

A2 por canales internos, y P3 sobre A3, al variar la

resistencia al recorrido del actuador también varia P3 y

con ello la caída de presión entre la entrada y salida de la

válvula.

Sin la corredera de estrangulación o compensadora de

presión estaríamos solamente frente a una válvula

estranguladora en la que varía el caudal, para evitar las

influencias de las variaciones de presión es necesario que

en el estrangulador se mantenga constante la diferencia

de presión P3 – P2, esto se logra con la corredera de

regulación, también llamado compensador de presión

que actúa como estrangulador variable, el resorte de la

fase A3 mantiene a la corredera en su posición inicial de

abierta. la corredera se moverá disminuyendo la sección

de paso y con esto el caudal y con esto hasta que la

presión P3 haya disminuido lo suficiente para que la

diferencia P3 – P2 se mantenga constante “la presión se

varia a costa de la disminución o aumento del caudal.

CIRCUITO DE APLICACIÓN

Diseñar: Un circuito hidráulico, bomba motor hidráulico utilice válvula reguladora de flujo

sensible para obtener rotación constante a la derecha.

Ligado al motor ya sea eléctrico o de combustión interna, la bomba

hidráulica comienza su trabajo de succión del aceite y envía a través

de las tuberías a la válvula direccional, estando ella en su posición

neutra, nos da libre circulación a través de la bomba a la válvula

direccional y de ella al tanque.

Los solenoides ya sean izquierda o derecho ligados de acuerdo a las

necesidades, envía el fluido al motor hidráulico haciéndolo girar con

una rotación que es función del caudal de la bomba, si no se tuviera

ninguna válvula reguladora de flujo, en el caso la rotación

corresponde al ajuste efectuado en la válvula reguladora de flujo

sensible y variable, el circuito diseñado lleva válvula de bloqueo o

antirretorno incorporado, el mismo que permite pasar el fluido

libremente después de la realización del trabajo de rotación, estas

válvulas de flujo sensible conforme se a indicado aun existiendo

variación de carga en el motor hidráulico a consecuencia de ello

variación de presión nos permite mantener constante el caudal que

pasa por ella y la rotación del eje de la bomba hidráulica.

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?

0.00 Bar

Sistemas Hidráulicos_________________________________________________ 108

Capítulo V

SINCRONIZACION, COMANDOS, SERVO-VALVULAS

Y VALVULAS PROPORCIONALES

Sincronización del movimiento

La sincronización de movimientos consiste en obtener desplazamiento de dos o más

actuadores con la misma velocidad en trabajos simultáneos, generalmente las cargas a

vencer por cada actuador movimiento lineal o rotativo son diferentes por lo que, siendo

ellos alimentados generalmente por la misma fuente de energía es necesario tomar

precaución, para un torque se desplazan con velocidades distintas, para lo que esta se

utilizan diversos métodos de sincronización y ellos son:

Métodos de sincronización

1.- Sincronización utilizando válvulas reguladoras de flujo

2.- Sincronización utilizando motores hidráulicos y válvulas

3.- sincronización por medios mecánicos “Compensadoras de presión y válvulas

estranguladoras.”

4.- sincronización mediante actuadores lineales cilíndricos u otros en serie.

Circuitos de aplicación

1.- Diseñar, un circuito hidráulico compuesto de dos actuadores cilindros de doble efecto,

la sincronización debe ser en la carrera de avance, utilice válvula reguladora de flujo

sensible.

Conforme se ha indicado la sincronización en el circuito esta

en el sentido de avance mediante válvulas reguladoras de

flujo, independientes a la variación de presión y viscosidad,

el retorno se da en forma libre por la válvula de bloqueo

incorporado o instalado de forma paralela a la válvula de

flujo, por lo que en el retorno no se asegura el movimiento

sincronizado de los cilindros.


2 Diseñar, un circuito de dos cilindros sincronizado en ambos sentidos de su movimiento.

Para la sincronización de dos actuadores cilíndricos, en ambos

sentidos de su movimiento, se utilizan motores hidráulicos los

mismos que deben tener áreas iguales y deben estar acoplados en

conjunto, ser de doble sentido de flujo, igualmente es necesario que

las áreas de los cilindros sean absolutamente iguales, esta

disposición nos permite obtener la sincronización tanto en su

carrera de avance como de retorno.

FIGURA 5.2

3.- Diseñar, un circuito de dos cilindros hidráulicos de doble efecto sincronizado en su

carrera de avance utilice motores hidráulicos.

La sincronización de dos actuadores cilíndricos solamente en su

carrera de avance, se obtiene utilizando motores hidráulicos de

un solo sentido de flujo, al igual que los anteriores son

absolutamente necesarios que las áreas de los motores

hidráulicos sean, iguales, la válvula antirretorno o de bloqueo

que esta montada paralelamente nos permite el retorno de los

cilindros de forma libre y con una velocidad determinado por el

flujo de la bomba

FIGURA 5.3

4.-Diseñar, un circuito que sincronice el movimiento de avance de los haztes de dos

actuadores utilizando válvulas estranguladoras de flujo y un

pistón compensador de presión que se deslice en el interior de un

cilindro.

Ligada la válvula direccional 4/3 también llamada de inversión

de marcha, el fluido llega al cilindro compensador a través de las

válvulas estranguladoras de flujo y de ella a la parte trasera de los

actuadores cilíndricos, si sus cargas a vencer fueran iguales

mantendrían velocidades iguales, siendo así el cilindro con su

pistón flotante estará en equilibrio o en reposo, entre los orificios

de alimentación, si la velocidad del hazte de uno de los actudores

disminuye por algún esfuerzo adicional externo el caudal que

pasa por el estrangulador correspondiente se reduce y la presión

del lado correspondiente aumenta desplazando el pistón flotante

de forma que estrangule la alimentación del aceite hacia el


cilindro cuya velocidad es mayor.

Cuando la velocidad de los haztes se igualan también se igualan las presiones de los dos

lados del pistón flotante y retorna a su condición de equilibrio.

5.- Diseñar, un circuito hidráulico compuesto de dos actudores lineales de doble hazte y

doble efecto que se muevan de forma sincronizada, utilice el método de transmisión

hidráulica BOWDEN.

La condición básica para la sincronización en este método es que él área de los actuadores

sean absolutamente iguales.

En el presente circuito para lograr la

sincronización de estos dos actudores

conectados en serie, es necesario que

el movimiento del actuador 1

alimentado por la bomba sea copiado

por el actuador 2, es decir el fluido de

la cámara superior del actuador 1 es

trasladado a la parte inferior o cámara

del actuador 2, dándonos simplemente

el movimiento sincronizado de

ambos.

En este método generalmente se

presenta diferencias en la

sincronización debido a fugas internas

y externas, para eliminar este defecto

se conecta una tubería a las cámaras

superior e inferior de los actudores 2 y

1 y a esta la válvula direccional 4/3

que recibe el fluido de la bomba al

igual que la válvula del actuador 1, la

sincronización por actuadores FIGURA 5.5 cilíndricos es bastante sencillo pero costoso. En este método la desincronización se presenta

de dos formas:

1.- El hazte del actuador izquierdo llega primero a accionar el interruptor 3, generalmente

esto es debido al poco fluido entre las cámaras del superior del actuador 1 e inferior del

actuador 2 es decir Q1 > Q2 para compensar esta falta de fluido se tiene la válvula

direccional 4/3 de accionamiento directo que recibe fluido de la bomba, esta válvula es

accionada por el interruptor 3, la línea de accionamiento es representada mediante una línea

interrumpida de esta forma se envía fluido a la cámara inferior del actuador hasta que

también llegue a su posición superior y accione el interruptor 4, desconectando el

electroimán a.


2.- El hazte del actudor 2 llega primero a la posición superior y acciona el interruptor 4, se

da esto siempre y cuando existe demasiado fluido en las cámaras superior del actuador 1

consecuentemente en la cámara inferior del actuador 2, en este caso el solenoide b de la

válvula direccional 4/3 es accionado por interruptor 4 enviando fluido por la línea

de pilotaje con lo que se abre la válvula de bloqueo o antirretorno por el que el líquido en

demasía fluye hacia el tanque

COMANDOS

1.- Concepto de Comandos.-

El concepto de comandos esta relacionado con la forma ya sean Mecánica, Neumática,

Hidráulica, Eléctrica o Electronica con los que son accionados los elementos intermedios o

válvulas direccionales los mismos que al ser accionados envían fluido hidráulico,

neumático o eléctrico a los actuadores que son de diferentes tipos, también llamados “parte

operativas del sistema de producción”, por otra parte también se dice que los comandos

controlan mediante señales eléctricas, neumáticas, hidráulicas o mecánicas, el conjunto de

operaciones o maniobras de los actuadores.

Los comandos y parte operativa tienen como elementos intermedios e importantes a las

válvulas direccionales o de inversión de marcha, también denominados “distribuidores”,

pudiendo ellos ser Electro-neumáticos, Electro-hidráulicos, Neumáticos, Hidráulicos, o

finalmente pudiendo ser eléctricos “contactores”, los electro-hidráulicos y electro

neumáticos reciben señales eléctricas de relees, contactores, llaves fines de curso, censores

incorporados en el actuador, temporizadores, programas, P.L.C.s u otra tecnología en

función de los sistemas o procesos de producción y precisión del proceso, los elementos

intermedios o Válvulas Neumáticas e Hidráulicas reciben señales Neumáticas e

Hidráulicas como señales de comando y las válvulas de comando mecánico son accionados

mediante palancas manuales, levas, válvulas de rodillo, todas las válvulas direccionales o

de inversión de marcha son llamados elementos intermedios de la parte operativa y

comandos dándonos alo largo del proceso diferentes condiciones de avance, retorno,

paradas intermedias, aceleraciones o desaceleraciones en función de la alimentación o

distribución del fluido en cantidades requeridas para el movimiento de los actuadores o

parte operativa “esto cuando los circuitos o sistemas están equipados con válvulas

proporcionales”.

Es común existir comandos eléctricos y contactores distribuidos en la estructura de las

maquinas y como actuadores motores eléctricos pudiendo ser estos de velocidad

constante o variable, resistencias de calentamiento, actuadores cilíndricos y otros.

Representación esquemática de un proceso automático de producción.

De todo lo indicado concluimos que el conjunto que permite automatizar un sistema de

producción o actividades de prestación de servicios comprende de tres partes, indicado en

la representación esquemática y es aplicado tanto para sistemas hidráulicos, neumáticos

como eléctricos:

1.- Parte operativa o actuadores.


2.- Parte intermedia o conjunto de válvulas, también llamadas pre-accionadores.

3.- Parte de comando que emite señales de mando y recibe información de retorno.

Circuito electro neumático

FIGURA 5.6

Tarjetas eléctricas “ producción en serie”

Modulo totalmente Neumático para ambientes explosivos “ industria petrolera,

Química”

Autómatas programables “ Señales Numéricas o Analógicas”

REPRESENTACIÓN ESQUEMÁTICA DEL PROCESO AUTOMATICO

DIALOGO MAQUINA – HOMBRE.

ELEMENTOS

INETRMEDIOS

ELEMENTOS

INETRMEDIOS

OPERADORES O

ACTUAORES

EMITE SEÑAL

DE COMANDO

INFORMACION

DE RETORNO

Accionadores o

pare operativa

Elementos

intermedios o

preaccionadores

Proceso Censore

s

PLCs

Tecnología

de mando

EMITE SEÑANALES DE MANDO

DIALOGO

MAQUINA

HOMBRE

Comunicación

Otras partes de

mando

FIGURA5.7


La comunicación con otras partes de mando o maquina es debido a que muchas otras

maquinas pueden intervenir o cooperar en el mismo proceso de producción.

El dialogo hombre –maquina, consiste en el análisis de las señales de retorno enviados por

los censores que acompañan a los actuadores cuando están incorporados a lo largo del

proceso, nos informan sobre la evolución de las maquinas o de los actuadores,

información con los que se hacen los ajustes necesarios, estas informaciones pueden ser

relacionado con la aceleración, velocidad, desplazamiento, paradas intermedias,

temperatura, caudal y otros.

Conclusiones.

1.- Los comandos emiten órdenes mediante señales Eléctricas, Hidráulicas, Neumáticos, a

las válvulas direccionales “elementos intermedios” o contactores y estos a través de esas

ordenes envían fluido Hidráulico, Neumático o eléctrico a los actuadores, y los actuadores

mediante censores envían señales de retorno para coordinar sus acciones a lo largo del

proceso.

2.- Debido a la interacción entre los actuadores, los comandos y las válvulas o elementos

intermedios se llega a la automatización de procesos de producción industrial y prestación

de servicios que nos da como ventajas.

a) La reducción de costos de producción, esto se consigue por la reducción de gastos

de mano de obra, tanto en el proceso productivos o de mantenimiento, economía en

la utilización del material de producción o de mantenimiento “menor perdida”,

economía en el consumo de energía.

b) La automatización también nos facilita y nos da la seguridad en la realización de

trabajos peligrosos y pesados, en consecuencia mejora las condiciones de trabajo.

c) Nos da mejor calidad del producto, limita los recursos humanos, nos da

productividad y multiplicando los controles automatizados.

d) La automatización también nos permite realizar operaciones difíciles e imposibles

de controlar manualmente, ejemplo operaciones muy rápidas, fabricación de

embalajes y miniaturas.

Síntesis, funciones básicas de los P.L.Cs.

Detección, lectura de los sensores distribuidos a lo largo del proceso. Mandar, enviar

señales con lo que son accionados los elementos o parte intermedia lo mismo que al ser

accionados envían fluido Hidráulico o Neumatico a los actuadores.

Dialogo hombre maquina.- Analiza la señales de retorno enviadas por los sensores que

acompaña a los actuadores a lo largo del proceso.

Programación.- elaborar en un Software todas las acciones deseadas que los actuadores

hagan


Representación de un proceso automático con actuador comando eléctrico

1.- Los contactores o parte intermedia son los que reciben señal de mando eléctrico del

autómata programable o PLCs. y envían corriente eléctrica al motor, conmutando

simultáneamente las tres fases que alimenta al motor que es el actuador o parte operativa

que realiza el trabajo mecánico deseado.

2.- El contacto auxiliar comprueba el cierre del contacto e informa al autómata programable

por medio de una señal de retorno. El autómata programable se presta particularmente bien

al mando de las maquinas de producción equipados con cilindros neumáticos, estas señales

eléctricas emitidas por los módulos de salidas se transforman cada una por una válvula

eléctrica en señal neumática que dirige el distribuidor.

GRAFCET “Francés” o función CHAT en ingles.

El grafcet; representa la sucesión de las etapas en el ciclo de trabajo, es un comando que

controla la evolución del ciclo de trabajo etapa por etapa, estas etapas son controladas por

transmisores dispuestos entre cada etapa, es necesario indicar que cada una de las etapas

pueden comprender una o varias acciones u operaciones, a cada transmisión corresponde

una receptividad. Condición que debe cumplir para poder franquear la transmisión, lo que

permite el paso o evolución de una etapa a la siguiente.

Etapa inicial o comienzo de funcionamiento

Evaluación de la información de las acciones u operación “transmisoras”

Acciones asociada a la etapa 1 -Trabajo de avance

Trabajo de limpieza Receptibilidad

Trabajo de cierre

Transmisor, Información o Receptibilidad

Acciones asociadas a la Etapa 2

Transmisor

El grafcet es también conocido como un lenguaje grafico aplicado sobre todo a

procesos automáticos secuénciales de producción industrial. Este sistema tiene

0

2

1


la ventaja de establecer con facilidad en un supuesto fallo, la etapa en la que estaría

localizada la falla.

Ejemplo con comando “GRAFCET”.

1.- Esquema del diseño básico y los elementos principales con los que cuenta el equipo

hidráulico.

FIGURA 5.9

1. Brazo de curvado

2. Eje central

3. Matriz de conformado

4. Mordaza de apriete

5. Soporte

A. Actuador lineal (solidario al brazo de curvado) de doble efecto

B. Actuador lineal de doble efecto(de soporte)

C. Actuador rotativo de giro limitado

La matriz de conformado es una matriz circular donde se aloja el tubo, posee el radio que

quiere darse a la tubería. Las mordazas de apriete se activan gracias a los actuadores

cilíndricos hidráulicos sobre la tubería.

El motor hidráulico transmite la fuerza necesaria para doblar la tubería, la tubería es

sujetada en el brazo de curvado y el soporte contrarresta la reacción que se produce en la

tubería durante el proceso de doblado.

El circuito propuesto es el siguiente:


0

1

2

3

4

5

6

A +

B +

C +

A

B

C

1.2

2.2

3.2

1.3

2.3

3.3

GRAFCET DE LA SECUENCIA

FIGURA 5.11

CIRCUITO HIDRAULICO DE LA DOBLADORA DE TUBOS

Se muestra el GRAFCET de secuencia, donde se puede apreciar todas las fases del ciclo y

las señales que originan cada una de estas fases.


El actuador (A) es el que amordaza el tubo, el (B) es el soporte de apoyo y el (C) es el

actuador de giro. Los distribuidores (1.1), (2.1) y (3.1) son de doble pilotaje hidráulico.

La válvula (1.2) es de accionamiento por pedal y retorno por muelle; las válvulas de rodillo

(2.3) y (3.3) son captores de señal. Las válvulas secuenciales (1.3), (2.2) y (3.2)

Son las que originan las señales debido a la sobre presión que se originan en estas líneas.

Esto describe que el ciclo se origina a través de la válvula a pedal, para que el cilindro (A)

avance, luego el cilindro (B) y por ultimo el motor (C) y comience el retorno de los

actuadores en el siguiente orden: cilindro (A), cilindro (B) y

el motor (C). Tal como describe el esquema mostrado.

También se efectuó el análisis de movimientos y tiempos, con el fin de determinar las

señales permanentes de presión en los pilotajes de las válvulas distribuidoras, y entender de

manera grafica la secuencia que cumple el circuito tanto en la actividad de los actuadores

como los pilotajes o señales. REPRECENTACION GRAFICA

FIGURA 5.12


DIMENSIONAMIENTO

Los tubos a ser dobla dos van en el rango

de 1 a 2 pulgadas, vale decir: 25, 29, 32,

38, 42, 45, 50 mm en espesores de 0.9,

1.2 y 1.6 mm.

Para el cálculo de las fuerzas se hacen los

cálculos de elasticidad del tubo:

Mmax = δ*3.14*(D4-(D-2e)

4)/32*D

F = Mmax/0.04

Motor:

Momento requerido para doblar los tubos

es:

Mreq = 60 Kg m => 588 N

Elección de la tecnología en la automatización

La automatización industrial toma formas muy diferente, para que una industria sea

competitiva la elección se debe hacer tanto para la parte operativa “P.O” como pora la parte

de comando “P.C”, el criterio básico es tomar en cuenta: El mejor precio global de la

instalación

Tipos de Tecnologías

1.- Cableada

2.- Programable

El campo de aplicación de cada tecnología: “Tecnología cableada, relees

electromagnéticos, mandos neumáticos, Tecnología programada; tarjetas electromagnéticas

estándares y específicos, micro y mini ordenadores, automáticos y programables, centro o

cerebro del sistema industrial en la que se integran de forma sencilla, diferentes sistemas

automatizados tales como, actuadores, preaccionados, captores y otros”.

El campo de aplicación de cada tecnología, tanto en la parte operativa como de comando.

En la parte operativa tenemos, los actuadores hidráulicos, neumáticos, automáticos

programables, micro y mini ordenadores, tarjetas eléctricas estándares, tarjetas eléctricas

específicas y otros.

esp. diametro

M (kg m)

F (kg)

M (kg m)

F (kg)

M (kg m)

F (kg)

0.9

1.2

1.6

8.32 13.97 24.55 35.15

208.07 349.13 613.72 878.85

10.7 18.1 32.03 46.03

267.5 452.47 800.82 1150.75

13.59 23.23 41.5 59.9

339.71 580.82 10.37.39 1497.65

25 32 42 50

Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 108

Objetivos de los comandos

Facilitar las operaciones de ajuste para optimizar la producción

Facilitar la operación de mantenimiento.

Facilitar la puesta a punto de la maquinaria dentro de excelentes condiciones de

seguridad para el operador

Permitir realizar las adaptaciones y las evoluciones necesarias

Generar información de producción

Facilitar reparaciones rápidas del sistema

Diseño de un proceso de automatización industrial

El diseño de un proceso de automatización industrial sigue el siguiente procedimiento:


Tipos de comandos secuenciales

a) Comando secuencial mecánico

b) Comando secuencial eléctrico

c) Comando secuencial Neumática

d) Comando secuencia Hidráulico

A) Circuito secuencial con comando mecánico

Se dice comando secuencial mecánico debido a que la corredera de la válvula direccional,

“válvula de inversión de marcha o parte intermedia” es accionada o se desplaza por medios

mecánicos, tales como palanca manual, levas, válvulas de rodillo, dándonos movimientos

sucesivos preestablecidos de los actuadores.

En el circuito para comenzar el ciclo de trabajo el

operador acciona la válvula manual de palanca 4/3

dando inicio el movimiento del hazte hasta

alcanzar la válvula 3/2 de rodillo, siendo esta

accionado da inicio al movimiento del hazte del

actuador cilíndrico de doble efecto, debido a que

al accionar la válvula de rodillo se abre la

alimentación del fluido hidráulico para el actuador

cilíndrico 2, el retorno de los actuadores se da de

forma simultanea tan luego se acciona la válvula

direccional de comando mecánico. FIGURA 5.13

B) Circuito secuencial con comando eléctrico

Se dice comando secuencial eléctrico debido a que la corredera de la válvula direccional es

accionada o se desplaza mediante señales eléctricas, en el caso van accionados por llaves

de fin de curso eléctricos,

sensores incorporados en los

actuadores pudiendo también

ser accionados por

temporizadores y programas,

los mismos que envían señales

eléctricas a los solenoides de

las válvulas direccionales o de

inversión de marcha dándonos

movimientos secuenciales o

inversiones de los actuadores

en función a requerimientos

preestablecidos.


C) Circuito secuencial con comando hidráulico automático

Estos circuitos generalmente son

utilizados en maquinas herramientas,

nos permiten mecanizar automatizar el

trabajo de piezas mediante la utilización

de válvulas direccionales accionados

hidráulicamente, válvulas 3/2 de

rodillos, válvulas de contrapresión o

secuenciales, permitiéndonos obtener de

forma automática el movimiento de los

actuadores hidráulicos en forma

preestablecida, haciendo que el final de

la operación del actuador 1 sea el inicio

de la operación del cilindro 2. En

maquinas herramientas también existe

la necesidad de obtener diversos

avances “de rápido a lento o viceversa”

las actuales maquinas transfer que

mecanizan de forma total las piezas lo

realizan con solo estrangular el caudal

de flujo hidráulico, llaves fin de curso

hidráulicas, presostatos etc.

DIVISIÓN CONSTRUCTIVA DE LAS VALVULAS DIRECCIONALES

Constructivamente las válvulas direccionales o de inversión de marcha se dividen en:

válvulas direccionales de correderas lineales y rotativas.

Funcionamiento de las válvulas direccionales de corredera lineal a) De centro y actuadores hidráulicos abiertos.

b) De centro y actuadores hidráulicos cerrados.

c) De centro abierto y actuadores hidráulicos cerrados.

1. a. Válvulas direccionales de centro y actuadores hidráulicos abiertos Hacia el cilindro Del cilindro Cilindro Cilindro Del cilindro Hacia el cilindro


Estas válvulas estando en su posición neutra ponen en comunicación todos los orificios de

la válvula y se emplean en casos en los que, el movimiento del hazte del actuador

hidráulico cualquiera que fuere no requiere ningún bloqueo ni paradas intermedias, si se

requeriría bloqueo o paradas intermedias debe utilizarse válvulas de bloqueo con

antirretorno incorporado o válvula de doble bloqueo.

DISEÑAR; un circuito hidráulico, compuesto de un actuador hidráulico de doble efecto

con bloqueo en su carrera final de avance, y control automático en la operación mediante

presostato, utilice válvula direccional de centro y elementos hidráulicos abiertos.

El circuito debe tener dos bombas hidráulicas una de flujo variable y la otra de flujo

constante, la de flujo variable y flujo constante debe utilizarse simultáneamente para la fase

de avance rápido y solamente la de flujo constante para el avance lento o realización del

trabajo.

La utilización de válvulas de centro abierto nos

permiten estando ella en su posición neutra y las

bombas en funcionamiento enviar todo el fluido de

retorno al tanque, cuando ligado el solenoide

izquierdo el flujo de la bomba pasa a la parte

posterior del cilindro hidráulico avanzando con una

velocidad que es función del flujo de las dos

bombas, tan luego surja la resistencia al avance la

presión aumenta con ello la bomba de flujo variable

es centrada cortándose el flujo correspondiente a esa

bomba quedando el flujo solo de la bomba de caudal

constante siendo, el avance del hazte del actuador

de forma lenta hasta el fin de su recorrido y alcanzar

la presión de trabajo regulada en el presostato

desligando el motor de las bombas, puesta la válvula

direccional en su posición neutra y siendo ella de

centro y elementos abiertos actúa la válvula de

bloqueo no permitiendo el retorno de aceite del

actuador mismo exista acción de alguna fuerza

externa, caso la presión disminuye hasta la presión ajustada en el presostato 2, este

accionara la bomba para su funcionamiento y compensar la perdida de presión. Para el

retorno del cilindro se invierte la ligación del solenoide llegando el flujo a la parte

delantero del cilindro.

En los circuitos electro hidráulicos, la presión hidráulica hace que se conecte con el

eléctrico mediante presostatos que reciben señales hidráulicas, como en e caso presente y

los circuitos eléctricos se conectan con la hidráulica mediante electro válvulas, sensores

instalados a lo largo del recorrido, pulsadores eléctricos, PLcs., temporizadores u otros

elementos.

1. b. Válvula direccional de centro y actuadores hidráulicos cerrados


Hacia el cilindro Del cilindro Cilindro Cilindro Del cilindro Hacia el cilindro

En estas válvulas, en su posición neutra la corredera cierra todos los orificios de la válvula

direccional, tienen aplicación al margen de muchos casos en situaciones en las que la

misma bomba alimenta simultáneamente varios cilindros o actuadores hidráulicos en la

que cada una de las cuales acciona simultáneamente otro mecanismo de la maquina y

cuando se hace necesario evitar caídas de presión durante la maniobra de la válvula

Diseñar, un circuito hidráulico compuesto de tres cilindros siendo uno de ellos telescópico

de doble efecto, el segundo cilindro de doble efecto con amortización regulable tanto en el

avance y el retorno, finalmente un cilindro de simple efecto utilice válvulas direccionales

de centro y elementos cerrados.

Se observa que por medio de

una ramificación se logra

alimentar con fluido a los tres

actuadores a través de tres

válvulas de centro y elementos

cerrado, en el ejemplo se ve que

todas las conexiones de las

válvulas que alimenta los

cilindros telescópicos, de doble

efecto y de simple efecto están

bloqueados, estando la válvula

F FIGURA 5.19 direccional en su posición

neutra. La conexión de descarga del actuador de simple efecto está conectada al tanque, en

esta situación la presión existente llega hasta las válvulas direccionales y esta regulada por

la válvula limitadora de presión pilotada, este tipo de instalación es en paralelo nos permite

movimiento simultaneo de varios cilindros o actuadores hidráulicos, si el caudal y la

presión que la bomba nos proporciona es suficiente para vencer la resistencia que los

actuadores hidráulicos encuentran en su recorrido, caso contrario el caudal tomara el

sentido que corresponde al actuador hidráulico con menos resistencia y este será el que

salga primero, llegando el aceite al actuador que salida al final en función a la resistencia

que encuentra de esta forma de su recorrido, la presión aumenta hasta alcanzar la necesaria


para accionar el próximo, en síntesis el orden de salida de los actuadores es función de las

presiones o resistencias existentes.

1. c. Válvula direccional de centro abierto y actuadores hidráulicos cerrados

FIGURA 5.20

Se emplean para obtener el bloqueo hidráulico del hazte del actuador. Con estas válvulas,

cuando ella se encuentra en posición neutra el aceite a presión se descarga por los orificios

transversales de la corredera hacia él deposito, en ciertos circuitos el aceite en lugar de

dirigirse hacia el depósito fluye hacia otras válvulas y efectúa otras operaciones

suplementarias, estas válvulas al margen de muchas aplicaciones pueden emplearse en

casos que sea preciso mandar hidráulicamente varias operaciones consecutivas.

Diseñar, un circuito hidráulico para accionar un motor de

doble sentido de rotación “guinche “utilice válvula

direccional centro abierto y actuador o motor hidráulico

cerrado y debe tener control de rotación a la derecha.

Estando la válvula direccional en su posición neutra por

su condición de centro abierto deja pasar el fluido

hidráulico libremente al tanque, y el motor hidráulico no

podrá ser accionado a ninguno de los sentidos aun exista

fuerza externa debido que la válvula direccional de

elementos cerrados y centro abierto, para hacer girar el

motor a la derecha se liga el solenoide izquierdo él

numero de rotaciones es regulado por la válvula

FF FIGURA 5.21 reguladora de flujo sensible, para la inversión del sentido

de rotación del motor hidráulico se liga el solenoide derecho, pasando el fluido libremente

a través de la válvula de bloqueo haciendo girar a la izquierda sin control de rotación la

misma que será función del caudal que la bomba nos proporciona

Diseñar, un circuito hidráulico de dos actuadores cilíndricos de doble efecto utilice

válvulas direccionales en serie, otra aplicación de válvulas direccionales de centro abierto

y actuadores cerrados es la instalación o diseño de sistemas hidráulicos con válvulas en

serie. Con este tipo de instalación no se puede accionar simultáneamente varios actuadores

hidráulicos sin que exista influencia mutua de fuerzas y velocidades, lo que significa que

para mover el hazte del actuador 2 con una cierta fuerza es necesario que una cierta presión

actué sobre la superficie o parte posterior del actuador 2, esta presión actuara también

sobre la

??

AV

NT

RT


superficie anular del actuador

cilíndrico 1. La presión necesaria para

el avance del hazte del actuador 2

vendrá dado por la carga externa que

actué sobre él hazte del actuador 1,

que se traduce en presión que actúa

sobre la superficie anular del actuador

1.

Si la fuerza resultante de la presión

que actúa sobre el actuador 1 es

mayor que la suma de las fuerzas del

actuador 2, los haztes de ambos

cilindros saldrán, siendo la velocidades de los haztes de los actuadores 1y2, relación de las

superficies del embolo del actuador 1 y la superficie anular del actuador 1.

Válvulas en maquinas móviles

Las válvulas direccionales en maquinas o

equipos móviles tales como palas cargadoras,

motó niveladoras, retroexcavadoras, grúas y

otros presentan características diferentes en su

instalación por la necesidad de realizar las más

diversas operaciones accionando

simultáneamente varias válvulas de palanca, el

accionar varias válvulas a la vez el caudal se

dirige hacia donde menos esfuerzo existe, por lo

que las válvulas están construidas con válvulas

antirretonos incorporados las mismas que no

permiten el retroceso de un u otro actuador

cuando otros estuvieran sometidos a diferentes

esfuerzos.

El esquema representa un circuito hidráulico de

un motor hidráulico de rotación continua,

motor hidráulico de giro limitado y un actuador

lineal de doble efecto. Es necesario recordar que

los motores hidráulicos que mueven masas de

grande peso tienen que estar protegidos de los

grandes esfuerzos a que les somete las

paradas bruscas o por efecto de descuidos en la

operación siendo los elementos de protección

generalmente válvulas limitadoras de presión.

Por otra parte es necesario indicar que estas válvulas de maquinas móviles son equipadas

con válvulas 6/3 de accionamiento manual “comando mecánico” con palanca, el sistema

hidráulico de equipos móviles generalmente llevan intercambiadores de calor para el

enfriamiento del aceite debido a que el mismo esta sometido a elevados esfuerzos y trabajo

continuo.


22

22

036.0360002*120*1502

__2

108.0108000150*7201

__1

mmmAs

friccióndeAreaAs

mmmAs

cortedeAreaAs

RETROEXCAVADORA

Calculo de la fuerza de corte

El valor máximo de la fuerza de corte (Ft) Puede ser calculado, aproximadamente, del

modo siguiente:

Se considera un volumen de suelo, el cual será removido, en el que centraremos nuestro

estudio para determinar el esfuerzo resistente al corte, mediante la ecuación de Coulomb.

Volumen del suelo resistente al corte

El comportamiento del suelo durante el proceso de excavación obedece a la teoría de falla

al esfuerzo de corte. Para este caso existen dos planos de falla: El As1 corresponde al

primer plano de falla, en este plano el esfuerzo normal al comenzar la excavación es cero,

luego a medida que se va removiendo el suelo se deposita parte en el interior de la cuchara


y parte sobre el nuevo suelo que se remueve, siendo el peso de este que ejerce el esfuerzo

normal, aumentando de esta manera la resistencia al corte.

Para el cálculo del esfuerzo normal se considerara que dos veces el volumen que va a ser

removido se deposita sobre la misma área.

Entonces:

][88.4343

108.0

1.469

][1.469][8.47

0130.0*2*1845

][01296.0

120.0*150.0*720.0

______1

*2*

1

3

Pa

NKgWr

Wr

mVr

Vr

doueloremoviVolumendesVr

removidosueloeldepositasedondeAreaAs

VrWr

As

Wr

n

n

s

n

En el plano As2 no existen esfuerzos normales, siendo la resistencia cohesiva la única que

actúa de forma directa.

Para hacer la situación más crítica y considerar como un factor que asegure que se va a

vencer la resistencia al corte del suelo, al área As1 se suma el área As2 que no esta

sometido a esfuerzos normales, obteniendo así el área A1.

][144.01

036.0108.01

211

2mA

A

AsAsA

Por lo tanto la ecuación de coulomb para el presente estudio se expresa de la siguiente

manera:

036.0*1000*85144.0*)29tan*88.43431000*85(

º29

][88.4343

][85

2*1*)tan*(

Fex

Pa

kPaCu

AsCuACuFex

n

n


Del cual se obtiene la fuerza que se debe aplicar en la punta de la cuchara para remover el

suelo.

][97.1594][73.15646 KgNFex

Además de la fuerza para mover el suelo, cuando la cuchara esta dentro la zanja las

paredes están friccionando los raspadores de la cuchara, esta fricción no es nada mas que la

resistencia cohesiva del suelo, que actúa directamente sobre parte del largo del perfil de los

raspadores, por lo tanto se debe sumar a la fuerza de excavación:

Entonces se tiene:

][00.260][00.2550

015.0*85000*2

**2

][015.0

][4.0

][038.0

____arg

_

*

)____(__

2

KgNF

F

CuAF

mA

mL

mH

fricciónlaactuadondeoLL

fricciónAnchoH

LHA

ladosoloundefriccióndeAreaA

A

FCu

f

f

ff

f

f

f

f

f

fff

f

f

f

Entonces la fuerza total de excavación será:

Análisis estático para el diseño

Para realizar el análisis estático, se considera la posición que se muestra en la figura. Que

esta orientada en la dirección longitudinal respecto, el cual corresponde al plano X-Y

Para el análisis de esta estructura se debe cumplir con las ecuaciones de estática que dice la

sumatoria de fuerzas y momentos es igual a cero, siempre y cuando se consideran

estructuras en equilibrio estático.

][1855

26097.1594

KgFext

Fext

EFexFext f


Posición más critica en el instante de comenzar la excavación

En algunas estructuras es posible lograr encontrar las fuerzas que cumplan con esas

ecuaciones de la estática de manera simple. Sin embargo, existen otras estructuras en las

que resulta muy complicado de encontrar la solución. En este caso, es una estructura

hiperestática y no se puede analizar mediante las ecuaciones de equilibrio pero como

estamos analizando los elementos hidráulicos solamente, que son encargados de dar la

fuerza necesaria para vencer la resistencia al corte del suelo, entonces; al hacer la

sumatoria de momentos alrededor de los puntos E, B y H que son las conexiones de una

sección a otra, los puntos L, I, son considerados puntos empotrados

Previamente es necesario hacer una consideración sobre la carrera de cada actuador

Calculo de la carrera de los actuadores

Según los requerimientos de movimiento de cada articulación en la excavadora podemos

calcular mediante geometría la carrera de cada actuador teniendo en cuenta el alcance total

que se desea obtener, altura máxima de elevación y de excavación, estos datos fueron

sacados de una estructura ya diseñada previamente.

Trazado del campo de acción del

brazo

En este caso, con este método, se debe

determinar las dimensiones de máximo

alcance del actuador del brazo. Para

esto se tiene que ubicar los puntos

donde se fijara los extremos del

actuador, la base en la parte superior del

mecanismo de giro (L) y la cabeza se

fija en el interior de la estructura del

brazo (K). Luego se traza un círculo que

describe la trayectoria de K, haciendo

centro en I y trazando un radio de I

hasta K, el brazo gira 120º donde es la

posición de máxima elevación. Donde el punto K es posición de máxima elevación y de

mínima longitud del actuador. Luego se hace lo mismo pero en sentido inverso para

Actuador del brazo Actuador de la pluma Actuador de la cuchara


encontrar el máximo descenso y máxima longitud del actuador. Las longitudes de LK y

LK’, se restan para obtener el tamaño del curso del actuador que es la medida que necesita

para completar la selección del actuador del brazo

][75514362191' mmLbLKLKLb

Trazado del campo de acción de la pluma

Se traza dos círculos de centros en J, el

primero tomando un radio de longitud

totalmente retraída del actuador de la pluma,

el segundo se toma un radio de longitud

totalmente extendida del actuador de la

pluma, luego para determinar el arco de

desplazamiento de la pluma, se traza el

círculo que describe la trayectoria del punto

G, haciendo centro en F y radio de F a G, este

círculo corta en los puntos G y G’, que

además describe el arco de desplazamiento de

la pluma.

][69510851780' mmLbJGJGLp

Trazado del campo de acción de la cuchara

Se traza dos círculos de centros en H, el

primero tomando un radio de longitud

totalmente retraída del actuador de la

cuchara, el segundo se toma un radio de

longitud totalmente extendida del actuador

de la cuchara, luego para determinar el

arco de desplazamiento del mecanismo

basculante que a su vez transmite el

movimiento angular ala cuchara, se traza

el círculo que describe la trayectoria del

punto E, haciendo centro en C y radio de

C a E, este círculo corta en los puntos E y

E’, que además describe el arco de

desplazamiento de la cuchara.

][5609501510' mmLbHEHELc


Trazado del campo de acción de los estabilizadores

El tamaño de las patas de

estabilización está sujeto a las

dimensiones de los cilindros

hidráulicos. En la figura se muestra el

diseño del campo de acción de las

patas de estabilización, se ubica el

punto N en el acople y teniendo la

longitud extendida del cilindro se fija

el punto M de manera que el tractor se

levante 150[mm] quedando en el aire

las ruedas traseras. El punto M’ se

ubica trazando un circulo de radio

igual a la longitud retraida del

actuador. Finalmente para encontrar el

punto O, se unen los puntos M y M’, y del punto medio se traza la perpendicular que corta

al eje que pasa por N y cuya intersección es el centro donde se fijaran las patas de

estabilización y que describe la trayectoria de M

TRAZADO DEL CAMPO DE ACCIÓN DE LOS ACTUADORES QUE ROTAN LA

PALA EXCAVADORA

Para lograr un movimiento rotacional en

una excavadora se utilizan dos

actuadores lineales AB y A’B’, los

cuales están dispuestos de forma que

nos den 120º de rotación, estos

actuadores está articulados en su parte

media y acoplados entre si en sus

cabezas, para calcular la carrera

necesaria de los actuadores medimos

desde A a B que está situado en un

punto de la trayectoria de radio de 40

cm que trazará el eje de modo que

forme 30º con la horizontal, donde

tendremos la longitud mas extendida y la menos extendida de los actuadores cuya

diferencia nos dará la carrera necesaria

][6.3014.309611'' mmABBACarrera


Cálculo de las fuerzas en los actuadores hidráulicos

][4.5695

26.0

8.1480

0*)36.01.0(8.1480

0)7.16(**38.0)7.16(**35.017.0*5.41278.0*5.1808

038.0*)7.16(*35.0*)7.16(*17.0*78.0*

038.0*35.0*17.0*78.0*

0

_

KgHE

HE

HE

CosHESenHE

CosHESenHEFF

HEHEFF

M

CUCHARAACTUADORHE

extXextY

XYextXextY

B


][8.16842

26.0

13.4379

0*)3.004.0(13.4379

0)7.8(**30.0)7.8(**27.062.0*5.41228.2*5.1808

030.0*)7.8(*27.0*)7.8(*62.0*28.2*

030.0*27.0*62.0*28.2*

0

_

KgJG

JG

JG

CosJGSenJG

CosJGSenJGFF

JGJGFF

M

PLUMAACTUADORJG

extXextY

XYextXextY

F

Cálculo del momento necesario para vencer las fuerzas de fricción

Fricción en la oreja superior

Fuerzas de fricción en las orejas superiores

del acople

]*[192004800*41*1

][48008004000111

][8004000*2.01*1

][460023000*2.01*1

][40001__;][230001

___2.0

cmKgTfRM

KgyfxfTf

KgFyfy

KgFxfx

kgFyKgFx

Lubricadobrnce

][9.20985

35.0

07.7345

0*)11.024.0(07.7345

0)3.12(**11.0)3.12(**13.162.0*5.41292.3*5.1808

011.0*)3.12(*13.1*)3.12(*62.0*92.3*

011.0*13.1*62.0*92.3*

0

_

KgLK

LK

LK

CosLKSenLK

CosLKSenLKFF

LKLKFF

M

BRAZOACTUADORLK

extXextY

XYextXextY

I


Fricción en la oreja inferior

Fuerzas de fricción en la oreja inferior del

acople

][64.6142]*[62680434801920021

]*[4348010870*42*2

][1087055010320222

][5502750*2.02*2

][1032051600*2.02*2

][27502__;][516002

___2.0

NmcmKgMMMT

cmKgTfRM

KgyfxfTf

KgFyfy

KgFxfx

kgFyKgFx

Lubricadobronce

Calculo de la fuerza necesaria para vencer el momento resistente

][1567

40*62680

0

KgF

F

MMT

M

][18632

][22.27211

46.1

)90(*1)90(*11567

46.12

1___;*

2

11

*22__;*11

)90(2)90(*11567

211567

º64.1

22.31

KgF

KgF

bCosFaCosF

A

AP

A

AF

PAFPAF

bCosFaCosF

xFxF

b

a


Calculo de los parámetros de selección para los actuadores hidráulicos

Para la selección de los actuadores hidráulicos se requiere, de la presión, la fuerza axial,

para calcular el diámetro del cilindro y luego seleccionar del catálogo.

Para el cálculo asumimos una presión teórica de Pt=200[bar] y tomaremos en cuenta las

pérdidas localizadas y distribuidas englobándolas en un 10% de la presión total, entonces

tendremos P=Pt-0.1Pt

Actuador de la cuchara

][64][4.6

1416.3

64.31*4*4......;

4

][64.31180

4.5695

][4.5695__;

][1801.0

__

2

2

mmcmDc

AcDc

DcAc

cmAc

KgHEFPt

FAc

Ac

FPt

barPtPtP

CUCHARAACTUADORDIAMETRO

El diámetro calculado del pistón se normaliza al valor más cercano en el catalogo entonces

se tiene D=80[mm] y 45[mm] el diámetro del hazte

Verificación de la presión:

][3.11326.50

4.5695bar

Ac

FP HE

Calculo del área y presión de retorno

Diámetro actuador cuchara


56.1654.34

4.5695

][4.345.40.84

4

222

22

r

rr

r

her

A

FP

cmA

dDA

Para la verificación al pandeo Le=Lmax (HE’) obtenida en el trazado del campo de acción

de la cuchara y tiene los dos extremos articulados. El factor de seguridad es n=2

SATISFACE

FF

kgn

PF

KgP

mmHELLe

mmkgE

mmDc

I

L

IEP

PANDEOALÓNVERIFICACI

HE

__6.91484.5695

max

][6.91482

2.18297max

][2.182971510

9.201288**21000

][1510'max

]/[21000

][9.20128864

45*

64

*

**

__

2

2

2

444

2

2

min]/[14.28min]/[6.2814526.50*560*

min]/[560]/[3.936

560

][6

][560

_

3 lcmAaVaQc

cmsmmTa

carreraVa

sTa

mmcarrera

QcCAUDAL

Verificación del pandeo

Caudal Qc


Actuador de la pluma

][109][9.10

1416.3

57.93*4*4......;

4

][57.93180

8.16842

][8.16842__;

][1801.0

__

2

2

mmcmDp

ApDp

DpAp

cmAc

KgJGFPt

FAc

Ac

FPt

barPtPtP

PLUMAACTUADORDIAMETRO

El diámetro calculado del émbolo se normaliza al valor más cercano en el catalogo

entonces se tiene D=125[mm] y 70[mm] el diámetro del hazte.

Para la verificación al pandeo Le=Lmax (JG’) obtenida en el trazado del campo de acción



][2.1377.122

8.16842bar

Ap

FP JG ]


][96.19923.84

8.16842.

][23.8475.124

4

222

22

barAr

FrP

cmA

dDA

r

her

Diámetro actuador pluma


SATISFACE

FF

kgn

PF

KgP

mmJGLLe

mmkgE

mmDp

I

L

IEP


JG

__8.385488.16842

max

][8.385482

6.77097max

][6.770971780

12.1178588**21000

][1780'max

]/[21000

][12.117858864

70*

64

*

**

__

2

2

2

444

2

2

min]/[64min]/[6396772.122*25.521*

min]/[25.521]/[9.868

695

][8

][695

_

3 lcmAaVaQp

cmsmmTa

carreraVa

sTa

mmcarrera

QpCAUDAL

][122][2.12

1416.3

6.116*4*4......;

4

][6.116180

9.20985

][9.20985__;

2

2

mmcmDb

AbDb

DbAb

cmAb

KgLKFPt

FAb

Ab

FPt

Actuador

Verificación al pandeo

Caudal Qp

Actuador del brazo



entonces se tiene D=125[mm] y 70[mm] el diámetro del hazte pero la fuerza de

compresión nominal no alcanza por eso tomamos el inmediato superior cambiando el

diámetro a 160[mm] y 90 [mm]

Para la verificación al pandeo Le=Lmax (LK’) obtenida en el trazado del campo de acción



][4.10406.201

9.20985bar

Ab

FP LK

Calculo del área, velocidad y presión de retorno

][69.15244.137

9.20985.

][44.1379164

4

222

22

barAr

FrP

cmA

dDA

r

her


SATISFACE

FF

kgn

PF

KgP

mmLKLLe

mmkgE

mmDb

I

L

IEP


LK

__5.695259.20985

max

][5.695252

139051max

][1390512191

34.3220623**21000

][2191'max

]/[21000

][34.322062364

90*

64

*

**

__

2

2

2

444

2

2

min]/[1.91min]/[18.910806.0.201*453*

min]/[453]/[5.7510

755

][10

][755

_

3 lcmAaVaQb

cmsmmTa

carreraVa

sTa

mmcarrera

QbCAUDAL

][6.45][56.4

1416.3

4.16*4*4......;

4

][4.16180

2950

][2950__;

_

2

2

mmcmDb

AbDb

DbAb

cmAb

KgNMFPt

FAb

Ab

FPt

DORESTABILIZAACTUADOR

Verificación de pandeo

Caudal Qb

Actuador estabilisador



entonces se tiene D=63[mm] y 36[mm] el diámetro del hazte.

Para la verificación al pandeo Le=Lmax (LK’) obtenida en el trazado del campo de acción



][64.9417.31

2950bar

Ab

FP LK

SATISFACE

FF

kgn

PF

KgP

mmNMLLe

mmkgE

mmDe

I

L

IEP


NM

__2.37472950

max

][2.37472

3.7494max

][5.74941510

95.82447**21000

][1510'max

]/[21000

][95.8244764

36*

64

*

**

__

2

2

2

444

2

2



min]/[4.10min]/[1047317.31*336*

min]/[336]/[5610

560

][10

][560

_

3 lcmAaVaQe

cmsmmTa

carreraVa

sTa

mmcarrera

QeCAUDAL

ACTUADORES DE ROTACIÓN

][8.43][38.4

1416.3

12.15*4*4......;

4

][12.15180

2.2721

][1.27221__;

][1801.0

__

2

2

mmcmDr

AcDr

DcAc

cmAr

KgFPt

FAr

Ac

FPt

barPtPtP

ROTACIÓNACTUADORDIAMETRO

El diámetro calculado del pistón se normaliza al valor más cercano en el catalogo entonces

se tiene D=50[mm] y 28[mm] el diámetro del hazte


][6.13863.19

2.2721bar

Arot

FP AB

Caudal Qe

Diámetro actuador rotación



][02.20247.13

2.2721

][4.138.254

4

222

22

barA

FP

cmA

dDA

r

rr

r

her

Como podemos ver la presión de retorno puede llegar a necesitar mas de lo que suministra

la bomba por eso elegimos el diámetro que le sigue en el catálogo que es 63 y 36 [mm], el

recálculo es el siguiente

][6.12999.20

2.2721

][99.206.33.64

4

222

22

barA

FP

cmA

dDA

r

rr

r

her

Para la verificación al pandeo Le=Lmax (HE’) obtenida en el trazado del campo de acción


SATISFACE

FF

kgn

PF

KgP

mmBALLe

mmkgE

mmDc

I

L

IEP


HE

__4.228792.2721

max

][4.228792

77.45758max

][77.457581.611

95.82447**21000

][1.611''max

]/[21000

][95.8244764

36*

64

*

**

__

2

2

2

444

2

2



min]/[4.9min]/[9.947699.20*5.451*

min]/[5.451]/[25.754

301

][4

º120][301

_

3 lcmAaVaQc

cmsmmTa

carreraVa

sTa

mmcarrera

QrotCAUDAL

CALCULO DE LAS TUBERÍAS

][1.536.20*44

][36.209000

183240

min]/[183240min]/[24.183

min]/[9000]/[5.1

_

2

3

cmA

D

cmV

QA

cmlQ

cmsmV

Datos

succiónTubería

][4)1*84500(2

57.4*1*8

)(2

**

]/[1

4500

8

2

mmsP

DPse

cmkgP

s

Datos

Espesor

][2.28.3*44

][8.348000

183240

min]/[183240min]/[24.183

min]/[48000]/[8

_

2

3

cmA

D

cmV

QA

cmlQ

cmsmV

Datos

presiónTubería

][24.0)200*44500(2

2.2*200*4

)(2

**

]/[249

4500

4

2

cmsP

DPse

cmkgP

s

Datos

Espesor

][1.3635.7*44

][635.724000

183240

min]/[183240min]/[24.183

min]/[24000]/[4

_

2

3

cmA

D

cmV

QA

cmlQ

cmsmV

Datos

retornoTubería

][18.0)60*84500(2

1.3*60*8

)(2

**

]/[603.0

4500

8

2

cmsP

DPse

cmkgPP

s

Datos

Espesor

Caudal Qrot


SELECCIÓN DEL TIPO DE TUBERÍAS

Siendo los tubos de succión, presión y retorno, son tubos normalizados, negros, trefilados

en frio y sin costura, que vienen con sus extremidades cerradas con tapas de plástico, a

objeto de evitar la entrada de contaminantes, las características del material obedecen a la

norma DIN 1629.

Para este proyecto se utilizara el:

SCHED 180 debido a que la presión es mayor a 200 bar pero menor que 700 bar.

SELECCIÓN DE LAS MANGUERAS FLEXIBLES

Se escoge las mangueras que son: Tubería Flexibles SAE 100R2 que tienen las máximas

características de resistencia a la temperatura, a la abrasión, a la reacción de productos

químicos.

θi en mm θo en mm Presión de

trabajo [bar]

Presión de

prueba [bar]

Presión de

estallido[bar]

Radio de

curvatura[mm]

13 23.1 245 490 980 175

CALCULO DE LA CAPACIDAD VOLUMETRICA DEL TANQUE

Se sabe que para calcular el tanque se usa la siguiente fórmula

LtsV

V

QQ

V

5.421

15.1*)24.1833

24.183(*)5.1(

%15)3

)(5.12.1(

CARACTERISTICAS DEL ACEITE

El aceite hidráulico a utilizar es el: H-L DIN 51524 equivalente al LUB- AOH48

producido en Y.P.F.B.

Este es un aceite mineral con aditivos para aumentar, que tiene las propiedades de:

Resistencia a la corrosión y oxidación.

Resistencia a alta presión, temperatura, envejecimiento y aditivo antiespumante.

SELECCIÓN DE LOS COMPONENTES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA

1) Selección de la bomba hidráulica

Variables:

-Pmax requerida por el sistema 200[bar]


Del catálogo tenemos una presión máxima de 400[bar]

-Caudal requerido cuando se mueven simultáneamente la cuchara, pluma y el brazo

in]183.24[l/mQtotal

[l/min]1.19Qbrazo

64[l/min]Qpluma

n]28.14[l/miQcuchara

El caudal máximo de la Bomba del catálogo es 234.9[L/min]

-Volumen geométrico dado en cm3/rev

]/[96.1578.0*1450

1000*24.183

*

1000* 3 revcmnn

QVg

v

Del catálogo seleccionamos en Vg=160 TN160

-Potencia teórica

][61][44.81450

24.183*200

450

*Kwcv

QtPsPt

-Potencia real absorbida por la Bomba

][66][5.8892.0

44.81. Kwcv

n

PtrealP

m

Momento torsor:

][43.708.0*92.0*1000

200*160*62.1

*1000

**62.1Kpm

n

pVgM

mv

Por lo tanto escogemos una bomba de pistones axiales que actúa con una presión máxima

de 400 [bar]

Código de pedido:

- A2F - O 160 / 6 1 R - P B B 05

- (-): Aceite mineral, sin designación

- A2F: Máquina a pistones axiales.

- (-): Cojinetes de eje mecánico sin designación

- O: Accionamiento, bomba de circuito abierto.

- 160: Tamaño nominal, cilindrada(Vg)

- 6: Serie

- 1: Índice para tamaño nominal 10…180

- R: Sentido de rotación derecha

- P: Juntas de NBR(nitril – caucho)

- B: Extremos de eje, eje cilíndrico con chavetero.

- B: Brida, ISO 4 agujeros.


- 05: Conexión de tuberías de trabajo

2) Selección de los actuadores lineales

Actuador de la cuchara

Variables para la selección:

-Diámetro del émbolo normalizado 80[mm]

-Diámetro del hazte normalizado 45[mm]

-Presión de trabajo 113.3[bar]

-Carrera 560[mm]

-Necesidad de fijación: doble articulación

Actuador de la pluma

Variables para la selección:




-Carrera 695[mm]


Actuador del brazo

-Variables para la selección:




-Carrera 755[mm]


CD L1 MP5 80 45 560 D 1X B 1 C F U M W W

CD L1 MP5 125 70 695 D 1X B 1 C F U M W W

CD L1 MP5 160 90 755 D 1X B 1 C F U M W W


Actuador estabilizador





-Carrera 560[mm]


Actuadores que dan rotación




-Presión de trabajo 130[bar]

-Carrera 301[mm]


CD L1 MT4 63 36 301 D 1X B 1 C F U M W W XV=150

Selección de la válvula limitadora de presión

DBD S TN 30 K 10 / 200

- S: Con tornillo regulador y tapa protectora

- TN30: Tamaño Nominal 30

- K: Tipo de conexión; con tornillo para empernar uno mismo

- 10 / 200: Número de serie y grado de presión

Se puede observar que en el sistema hidráulico se tiene una válvula limitadora de presión

para cada actuador para garantizar que la presión sea la requerida.

Selección de la válvula direccional 6/3

Esta válvula es la más utilizada en equipos móviles y por lo tanto es la válvula más

importante

6 WMM10 E’ 10 / F - -

- 6: Número de posiciones

- WMM10: Tipo

- E’: Válvula 6/3 de centro cerrado y elementos cerrados con una posición para

mantener siempre la presión

- 10 / F : Serie 10 y con traba (F)

CD L1 MP5 63 36 560 D 1X B 1 C F U M W W


- (-) : Sin estrangulación en la válvula

- (-) : Tipo de lubricante, sin designación HLP óleo hidráulica 51524 o DIN 5152

- CIRCUITO HIDRÁULICO

T1

A B C

T2P

A BA

A

0.00 Bar

T1

A B C

T2P

T1

A B C

T2P

T1

A B C

T2P

T1

A B C

T2P

T1

A B C

T2P

A

A

B

A

B

A

B

A

B

A

B

A B

A A

B

A

B

A

B

A


SELECCIÓN DE LOS FILTROS

Filtro de retorno al tanque

F R T - T B 1 1 4 - F 10 S / 10 N - B

- FRT: Filtro en el retorno para montaje sobre el deposito.

- B: Salidas roscadas BSP.

- 114: 1 ¼’’ medida nominal en función a perdidas de carga a través del cuerpo del

filtro

- F10: grado de filtración, fibra 10µm, norma NAS 1638 clase 7

- S: Elemento filtrante estándar.

- 10: N. de serie donde las dimensiones son invariables

- B: Válvula by-pass, presión de apertura 1.7 bar

Este filtro tiene una sensibilidad de 10µm, y puede absorber partículas muy finas, por lo

cual tiene una gran capacidad de absorción.

Filtro de succión


SELECCIÓN DE LA VÁLVULA DE FLUJO

Válvulas direccionales de corredera lineal y tipos de comandos

1.- Comando manual mecánico de accionamiento

directo

Las válvulas direccionales de comando manual o

mecánico pueden ser de corredera o embolo lineal y

giratoria, siendo las mas utilizadas la de corredera

lineal o embolo; que a su vez pueden ser conforme

se ha indicado de centro abierto y cerrado, de centro

y actuadores hidráulicos abiertos, de centro y

actuadores hidráulicos cerrados.

Características de las válvulas direccionales de corredera

1.- Construcción relativamente sencilla en relación a la rotativa o giratoria

2.- Reducidas pérdidas, en consecuencia buen rendimiento y diversas aplicaciones

Estas válvulas constan de la carcaza 1 pudiendo ser cilindros o rectangulares, la misma que

tiene perforación longitudinal y una serie de canales periféricos radiales indicados con él

numero 2, en el interior de la perforación longitudinal se mueve una corredera central,


estableciendo o interrumpiendo conexiones en los conos de control 3, los canales

periféricos se comunican con las conexiones del exterior.

En el diseño la válvula se encuentra en la posición inicial neutra posición en la que no

existe ninguna fuerza externa sobre la corredera, en consecuencia las conexiones A, B

están interrumpidas, y P, T están en comunicación, si ahora por ejemplo movemos la

corredera hacia la derecha se establece las conexiones P y B y entre A y T. El retorno de la

corredera a su posición se produce por medio de los resortes

Observación: Las fugas en estas válvulas dependen del juego o ajuste de la presión de

trabajo y de la viscosidad del fluido, es por ello que estas válvulas no son aptas para

funcionar con agua.

Válvulas direccionales o inversión de marcha electricas 4/3,3/2, 2/2, 4/2

GENERALIDADES

Estas válvulas son de accionamiento o comando directo e indirecto. La inversión de

marcha de los actuadores hidráulicos con estas válvulas es hecho con la ayuda de una

señal eléctrica al electroimán de la válvula direccional o de forma automática utilizando

interruptores, llaves fin de curso, presostatos, temporizadores, PLCs, censores, son

utilizados para procesos de automatización, los elementos que reciben señal eléctrica son

los solenoides o electroimanes los mismos que son conductores arrollados con múltiples

espiras que tienen núcleos de hierro que aumentan el campo magnético y son de 4 tipos:

1.- Válvulas con electroimanes de corriente continúa funcionando en seco

También llamados electroimanes secos.

2.- Válvulas con electroimanes de corriente continúa funcionando en aceite

También llamados electroimanes Húmedos.

3.- Válvulas con electroimanes de corriente alterna funcionando en seco.

4.- Válvulas con electroimanes de corriente alterna funcionando en aceite,

También llamados electroimanes húmedos.

Los solenoides o electroimanes de corriente continua ofrecen alta seguridad y suavidad,

no se queman cuando por algún motivo se traba la corredera y son recomendados para una

gran frecuencia de cambio de posiciones. Los electroimanes húmedos que funcionan

inmersos en aceite son aptos para instalaciones en la intemperie y en climas húmedos, el

núcleo al moverse en el aceite, provoca un reducido desgaste, buena evacuación de calor y

un funcionamiento suave.


Válvula direccional eléctrica 4/3 de corredera de comando eléctrico y accionamiento

directo

FIGURA 5.24

Las válvulas direccionales eléctricas de accionamiento directo son construidos con

solenoides o electroimanes y comandos por señal eléctrica. La puesta en marcha del

actuador provenientes de llaves, fin de curso, censores, temporizadores, P.LCs o actuador

programado se efectúa mediante los elementos indicados, este tipo de válvulas se utiliza

para caudales medianos del orden de 45 lts /min., y presiones del orden de 220 Kg. / cm2.

A la vez conforme se ha indicado pueden ser de electroimanes húmedos y secos, en la

figura se muestra una válvula eléctrica con solenoides o electroimanes húmedos de

corriente continua a la izquierda, y otro electroimán húmedo de corriente alterna a la

derecha. El núcleo del electroimán esta siempre comunicado con el canal T o corredera en

consecuencia sumergido en el aceite y el vástago de la corredera esta conectado al núcleo

del electroimán.

Los resortes 6 se apoyan contra la carcaza de los electroimanes por medio de un casquillo y

una arandela ubica la corredera en su posición central.

Válvula direccional de comando electro hidráulico de corredera 4/3 “accionamiento

indirecto o pilotado”

FIGURA 5.25



Estas válvulas pilotadas están compuestas de la válvula principal 2, y de la válvula piloto

1. En estas válvulas la señal eléctrica que actúa sobre los electroimanes de la válvula piloto

es ampliada hidráulicamente y mueve a la corredera principal 3, esta corredera principal es

centrada por resortes o mantenida en su posición inicial por los resortes 4,2 y 4,1; estando

la válvula en su posición central o neutra las cámaras 7 y 6 están descomprimidas y el

aceite pasa por la válvula principal hacia el tanque, son utilizadas para capacidades del

orden de 700lts /min.

La válvula piloto es alimentada con fluido hidráulico por el canal de pilotaje 5, esta

alimentación puede ser interna o externa, excitando los electroimanes de la válvula piloto,

se envía el fluido sea a la cámara derecha o izquierda de la corredera principal, por

ejemplo si excitamos el electroimán izquierdo la corredera de la válvula principal se

moverá a la derecha y el fluido es enviado a la cámara 7, haciendo que la corredera de la

válvula se desplace, la cámara 6 esta descomprimida conectando el tanque. En

consecuencia la presión piloto actúa sobre la corredera principal estableciendo la conexión

P con A y B con T, si se desexita el electroimán la corredera piloto se centrara y la cámara

7 es conectada con él con el tanque, descomprimiéndose y los resortes recuperan su

posición a consecuencia nos da el centrado de la corredera principal

Diseñar, un circuito de una prensa hidráulica cuyo descenso sea frenado, igualmente el

retorno utilice válvula direccional 4/3 pilotado y centro abierto.

El cilindro inicialmente es alimentado o llenado por gravedad

mediante la válvula de bloqueo, estando la válvula hidráulica

funcionando y la válvula direccional en posición neutra, siendo

ella de centro abierto y elemento hidráulico cerrado el aceite

retorna al tanque. Para iniciar la carrera de trabajo o el avance

del hazte se acciona el solenoide izquierdo, este descenso se da

frenado debido a la válvula de flujo que se encuentra en la

línea de descompresión.

Al final de la carrera de descenso el operador acciona el

solenoide izquierdo enviando el aceite a la parte delantera del

cilindro y enviando una pequeña cantidad de aceite a presión a

la válvula de bloqueo dando la apertura para devolver al tanque

el aceite alimentado al cilindro por gravedad, el ascenso al

igual que el descenso se da frenado debido a la existencia

de una válvula de flujo en la línea de retorno .


Diseñar, un circuito hidráulico de una prensa

compuesto de tres cilindros verticales siendo el cilindro

principal central y sobre alimentado mediante una

válvula de rellenado o bloqueo, utilice válvula

direccional 4/3 de centro cerrado y elementos cerrados

pilotado y válvula de presión también pilotada “

observación “ las prensas generalmente necesitan

grandes esfuerzos de deformación los cuales se

obtienen con cilindros voluminosos, para evitar el

empleo de bombas grandes es la fase de avance rápido

se utilizan válvulas de prellenado que no son otra cosa

que válvula antirretorno o bloqueos pilotados.

Estando la válvula direccional pilotado en su posición

neutra, si no es accionado ninguno de sus solenoides él

hazte de los actuadores cilíndricos tanto laterales como

centrales están retraídos, para comenzar el descenso se

liga el solenoide de la válvula direccional pilotada

correspondiente al lado paralelo dándonos el avance

rápido de los cilindros laterales, el aceite para el

cilindro central viene por gravedad del deposito

auxiliar superior mediante la válvula antirretorno

también llamado válvula de prellenado. Una vez que

los cilindros laterales apoyan sobre la pieza se eleva la presión debido al aumento de

resistencia, presión a la que se regula la válvula de secuencia dando paso el aceite hacia el

cilindro principal o central en consecuencia dándonos el avance hasta asentar en la prensa a

lo que se cierra la válvula de prellenado y comienza el trabajo conjunto de los tres cilindros

con gran fuerza y pequeña velocidad.

El retorno de los cilindros se consigue ligando el solenoide de lado cruzado

simultáneamente se abre la válvula de prellenado debido a que va una pequeña cantidad de

fluido a presión por la conexión X y desbloquea la válvula antirretorno.

Diseñar, un circuito hidráulico para trabajos rápidos y lentos de un actuador hidráulico

cilíndrico de doble efecto, utilice válvula

direccional 4/2 para el avance rápido hasta

llegar a la válvula fin de curso FC2 y de esta

FC3 avance lento. “Aplicaciones maquinas

opera trices y prensas”.

Con la bomba accionada y la válvula

direccional siendo de centro cerrado, la

presión en las válvulas direccionales aumenta

hasta llegar al valor regulado en la válvula

limitadora de presión la misma que da paso

todo el fluido al deposito, la utilización de este

tipo de válvula centro cerrado y elementos

hidráulicos abiertos nos permite mover el


cilindro con cualquier fuerza externa si se aplica.

El avance del actuador se hace ligando el solenoide izquierdo de la válvula direccional

4/3 llegando el fluido de la bomba a la cámara trasera del actuador comenzando su carrera

de avance rápido debido a que el fluido de la cámara de frente o camara anular sale

libremente para el tanque a través de la válvula 4/2 y 4/3 esto se da hasta llegar a la

válvula fin de curso FC2 la misma que desliga la válvula 4/2 para frenar y se de el avance

lento debido a que, el fluido es obligado a pasar por la válvula estranguladora.

Para el retorno del hazte si se quiere de inmediato debe ser ligado el solenoide derecho de

la válvula direccional 4/3 y es hecho por la llave fin de curso FC3 permitiendo de esta

manera que el fluido de la bomba pase libremente por la válvula antirretorno llevando a la

cámara de frente retornando él hazte con velocidad máxima hasta encontrar la válvula fin

de curso FC1 donde el hazte podrá parar desligando el solenoide derecho y comenzar el

próximo ciclo de trabajo. Si se desea permanecer parado por algún tiempo ya sea en el fin

de avance o retorno debe utilizarse temporizadores, o debe programarse en un P.L.C.

SERVO VÁLVULA DIRECCIONAL ELECTRO- HIDRÁULICA

La palabra servo es sinónimo de multiplicación de esfuerzo, esto significa obtener grandes

esfuerzos con la aplicación de una fuerza pequeña, por lo tanto las servo válvulas son

elementos hidráulicos que con auxilio del líquido hidráulico y la aplicación de pequeñas

fuerzas nos permite obtener grandes esfuerzos (pequeña entrada – salida grande).

Algo común en nuestro medio es el servo dirección en equipo automotor y en equipos de

construcción.

La utilización de las servo válvulas en automóviles y en equipos de construcción nos

permite obtener grandes fuerzas en las ruedas cuando se aplica una pequeña fuerza en el

volante.

Campos de aplicación de las servo-válvula

El campo de aplicación de este servo-válvula está:

a) En sistemas de dirección de automóviles, equipos de transporte y construcción.

b) En circuitos de maquina herramientas “fresadoras de moldes, tornos y cepilladoras.

c) En circuitos de procesos automáticos de producción industrial en las que se

requiere precisión absoluta y respuestas rápidas

d) Cuando se quiere mantener aun bajo cargas variables una determinada velocidad

prescrita de los actuadores “mantener el valor real deseado “. Lo cual significa que

dado un valor ese valor es controlado y medido constantemente transformándolo en

una magnitud comparable con el valor dado o prescrito, si el valor real y el

prescrito no coinciden se enviara una señal eléctrica por la diferencia de manera

que el valor real iguale al valor prescrito “nos permite corregir”.

e) En la robótica, en la industria petroquímica, siderurgia, aeronáutica, control de

turbinas a gas.


Características técnicas

Estas válvulas nos permite controlar caudales hasta el orden de 700 lt /mín. y presiones del

orden de 320 Kg. /cm2.

Estas son válvulas pilotadas constituidas por un sistema de placas de choque, el retorno de

su embolo o corredera puede ser por señal barométrica, electrónica o mecánica

Partes constructivas de las servo-válvula

Las servo-válvulas direccionales constan de tres partes: La primera parte (1) esta

compuesta de un electromotor de mando, la segunda etapa de un amplificador hidráulico 2

que acciona a la corredera de la válvula direccional o tercera parte (3).

El electromotor de mando que es el que comanda esta compuesto por:

a) Un imán permanente

b) Un solenoide o electroimán

c) Un ancora con placa de choque

El conjunto de estos tres elementos transforman la señal eléctrica en desplazamiento de la

placa de choque proporcional a la intensidad de dicha señal eléctrica, veamos que él ancora

y la placa de choque son una sola pieza y están aislados del fluido hidráulico por un tubo

elástico delgado, en la figura se identifica con él numero 10.

Electromotor de mando

Amplificador hidráulico

Válvula principal con

corredera lineal

FIGURA 5.29

Principio de transformación de la placa de choque en magnitud hidráulica

La transformación de la señal eléctrica en desplazamiento de la placa de choque

consecuentemente fuerza hidráulica de salida, se da en el amplificador o segunda etapa, se

comienza excitando los electroimanes lo cual hace que él ancora rote y produzca un


momento sobre el tubo elástico de protección siendo este momento proporcional a la

magnitud de la rotación que a su vez es función de la magnitud de corriente eléctrica.

El desplazamiento de la placa de

choque debido a la torsión puede

ser a la derecha o izquierda, es la

que transforma la señal eléctrica en

hidráulica, el sentido de rotación es

dado por la polaridad de la señal

eléctrica en la alimentación con

FI Amplificador respecto al electroimán que puede

FIGURA 5.30 ser positivo o negativo.

Con I negativo al sur se creara la repulsión y la rotación será a la izquierda,

entrando positivo existe atracción y la rotación será a la derecha” las líneas de fuerza

siempre salen de norte a sur “. En síntesis, la transformación de la señal eléctrica en fuerza

hidráulica se da en la etapa 2 o amplificador, siendo los componentes principales de este

amplificador, la placa de choque, la válvula de flujo regulable y la válvula de flujo

constante.

Las válvulas D1 de flujo constante que se encuentra en el diseño son accionadas por la

presión piloto Pt, al pasar el fluido por estas válvulas experimenta una caída de presión PA

y PB en cada lado, esta caída de presión es función de la sección de paso, si las secciones

de paso fueren iguales como en el caso de las válvulas de flujo constante D2 Tendremos,

PA = PB. En las válvulas de D2 del flujo variable, la sección de paso sé varia con la placa

de choque P, desplazándose la placa de choque sé varia la distancia d de esta placa a las

válvulas de flujo variable, por ejemplo si por la torsión a consecuencia de la intensidad de

corriente se desplaza la placa a la izquierda la distancia a D2 se hace menor y de la derecha

mayor variando las presiones de manera inversa, menor sección mayor presión o viceversa

“PA aumenta y PB disminuye “. Esta diferencia de presión P se utiliza como señal o

elemento de fuerza de las cámaras o parte posterior de la válvula principal que desplaza la

corredera estableciendo o cortando la comunicación del fluido los elementos hidráulicos

del consumo.

Las válvulas D1 están calibradas de forma tal que la diferencia de presión P sea lineal en

función de la corriente eléctrica. Intensidad grande presión grande consecuentemente

fuerza en el desplazamiento de la corredera, para el funcionamiento de esta válvula la

alimentación del fluido piloto se realiza por la conexión P, antes de llegar a la válvula fija y

válvula de flujo variable el aceite es filtrado por el elemento 7

Estas válvulas como todas son centradas por los resortes y cuando no existe señal eléctrica

I = 0 en estas condiciones la placa de choque esta centrada, en consecuencia las presiones

entre las válvulas fijas y regulables son iguales y sobre ambas caras de la corredera actúa la

misma presión en esta situación las conexiones A y B están interrumpidas entrando al

concepto de sistema abierto, para dar inicio al funcionamiento debe darse una señal

eléctrica de manera que la placa de choque se desplace.


VÁLVULA PROPORCIONAL

Tipos de válvulas proporcionales

a) Válvula proporcional de dirección.

b) Válvula proporcional de presión.

c) Válvula proporcional de flujo.

a) Válvula proporcional de direccional

Son aquellas que nos permite realizar programas, controles automáticos, reducción y

aumento de presiones y caudales de acuerdo a las necesidades, igualmente nos permiten

controlar diferentes sentidos de movimientos o inversiones de marcha de los actuadores,

aceleraciones y desaceleraciones, todo mediante botones de contacto, válvulas fin de curso

proporcionales , programas, PLCs “ en síntesis son utilizados donde se requieren alta

(presición) en la operación y control de flujo, son fabricados con tableros electrónicos con

posibilidades de ligación directa en microprocesadores o microcomputadoras, pude ser

directamente operadas o preoperadas”.

Características técnicas

Presión de servicio hasta 350 Kg. /cm2.

Caudal hasta 1600Lt/min.

Tamaño nominal de 10- 32.

Tiempo de respuesta extremadamente rápida.

Los componentes de la válvula proporcional son:

a) Válvula piloto

b) Válvula principal

En este tipo de válvula, los programas, controles automáticos, controles de

desplazamientos de, velocidad, aceleración y desaceleración del actuador, es hecho por el

dispositivo que es la válvula piloto, la misma que hace parte de esta válvula proporcional y

trabaja mediante señales eléctricas. En función de la intensidad de la señal eléctrica nos da

diferentes magnitudes de alimentación del fluido hidráulico a los diferentes actuadores del

circuito consecuentemente aceleración y desaceleración.

Válvula piloto

La válvula piloto esta compuesta por los electroimanes proporcionales 6 y 7, son

electroimanes de corriente continua a baño de aceite o húmedos que transforman una señal

eléctrica en una fuerza hidráulica proporcional a dicha señal eléctrica entre sus

componentes también están los émbolos pilotos 4 y 5 y los electroimanes a y b de

excitación. La válvula principal es una direccional y esta compuesta por la carcaza 8,

corredera principal 9 y resortes de centrado 10 y 11, cuando la señal eléctrica es cero las


dos cámaras 12 y 13 de la válvula principal están descomprimidas y a través de los

émbolos pilotos el fluido va hacia el tanque por el canal interno de pilotaje x o y


Excitando el electroimán b, él embolo piloto izquierdo 4 se desliza hacia la derecha

permitiendo que el fluido liquido de la línea piloto “ interno del canal P externo del canal

x” se dirige a través de las perforaciones longitudinales hacia la cámara 12. En la cámara

actúa una presión que depende de la fuerza del electroimán, esta presión proporcional ala

corriente eléctrica empuja a la corredera contra el resorte 11 con una presión que depende

de la fuerza del electroimán “mayor fuerza del electroimán > presión > mayor

desplazamiento de la corredera” de esta manera se consigue un caudal que es función de la

intensidad de la corriente eléctrica.

Las válvulas proporcionales pueden ser equipadas con un compensador de presión a objeto

de lograr un caudal independientemente de la caída de presión en la sección de

estrangulamiento o de paso.

FIGURA 5.31

El retorno del embolo de la corredera de la válvula direccional a su posición central se da

por la acción de recuperación de los resortes, cuando I = 0 independientemente de la

presión piloto.

Circuito hidráulico con válvula proporcional para


Frenagem controlado de maquinas lijadoras o sopladoras

FIGURA 5.32

FIGURA 5.33

Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 151

Capítulo VI

PROYECTOS HIDRÁULICOS

6.1 Elaborar un proyecto hidráulico o neumático consiste en diseñar el circuito

hidráulico o neumático en función de nuestras necesidades, procesos de producción

industrial o proceso de prestación de servicios consiste en dimensionar el diámetro del

o de los actuadores cilíndrico y diámetro del hazte, espesura de las paredes de los

actuadores; que pueden ser cilíndricos, rectangulares u otros, fuerzas de avance y

retorno, velocidad de avance del hazte, velocidad de retorno, diámetro y espesura de las

tuberías, seleccionar las tuberías en función de la presión de trabajo, determinar la

perdida de carga, distribuidas y localizadas, seleccionar las válvulas direccionales o

distribuidores, censores, llaves fin de curso hidráulicas, eléctricos, neumáticos y

temporizadores, todo ello en función del proceso “manual o automático”, determinar la

potencia, tipo y capacidad volumétrica de la bomba, potencia del motor que acciona a la

bomba, seleccionar el o los motores hidráulicos o neumáticos cuando se requiere torsión

o par movimientos de rotación o sincronización de movimientos, finalmente prever la

seguridad, accesibilidad para el mantenimiento y manual de operaciones.

6.2 RECOMENDACIONES TÉCNICAS

a) El fluido hidráulico debe obedecer a la norma DIN 51524 y DIN 51525,

caracterizado por las letras H-L y H-LP, la temperatura de trabajo del aceite debe estar

dentro el rango de 0º a 80ºC máximo o aceites caracterizados con las letras H-LP y

H.E.D. Aceite Ester fosfato para trabajos a temperatura superiores a 150ºC, para

sistemas neumáticos el aceite utilizado es de ISO VG32.

b) Las velocidades del fluido hidráulico deben ser:

-Tubos de succión o aspiración

mínimo 0.5 m/s

máxima 1.5 m /s

-Tubos de presión hasta100 kg /cm2

mínima 2m /s

máxima 4 m/s

-Tubos de presión hasta 315 Kg /cm2

mínima 3 m/s

máxima 12 m /s

-Tubos de retorno

mínima 2 m/s

máxima 4 m /s

c) En los proyectos hidráulicos y neumáticos debe observarse que él hazte de los

actuadores cilíndricos u otros no sea cargado con fuerzas transversales, siendo el

recorrido del hazte grande debe verificarse su pandeo mediante la formula de Euler o

diagramas, para la verificación del pandeo los mismos que están dado en función de la

fuerza que debe ejercer el hazte del actuador.


N

F c trabajode maxima carga ;

L N

E I F

2

2

Donde:

F = Fuerza que soporta él hazte dado en Kg

I = Momento de inercia dado en cm 4

E = Modulo de elasticidad cuyo valor es de 2.2 *106 Kg. /cm

2

L = Longitud del hazte en cm

N = coeficiente de seguridad que varia entre 2.5 a 3.5

El pandeo se produce cuando la tensión máxima o fuerza que ejerce del hazte es mayor

al limite de fluencia del material, es necesario enfatizar que él hazte de los actuadores

generalmente están sometidos a esfuerzos de tracción y compresión

d) La instalación de los filtros.

1.- Debe ser de tal manera que no dificulte el trabajo de limpieza o signifique

interrupción del funcionamiento de la instalación.

2.- Los filtros por otra parte deben ser adecuados para su correcta retención de

impurezas, para bombas de engranaje las líneas de retorno se utilizan filtros con

capacidad para retención de impurezas hasta 25 µm, para las líneas de presión los

filtros tienen una capacidad de retención de 10µm y para las líneas de succión de 30

µm, siendo menores estos valores cuando en la instalación se utilizan bombas de

pistones. La selección de los filtros debe sujetarse a la norma ISO 4406, esta norma nos

permite el control de contaminantes en tamaño y cantidad de las partículas en función

de la sensibilidad de un determinado sistema o equipo que es función de las tolerancias

y precisión con la que se fabrican. En síntesis, el nivel de filtrado depende del tipo de la

bomba y de la presión de trabajo, el fabricante generalmente recomienda el grado de

filtrado para el adecuado funcionamiento, a mayor presión mayor debe ser la capacidad

de filtrado, para sistemas neumáticos los filtros dependen de la calidad del aire

comprimido que se requieren, estos filtros al margen de retener partículas sólidas

también deben retener líquidos de agua y aceite.

f) Intercambiadores.- Los intercambiadores de calor enfriados con agua, son utilizados

sobre todo para sistemas de funcionamiento continuo, o cuando la temperatura de

funcionamiento pasa los 80 ºC. Para su dimensionamiento o selección debe considerarse

la temperatura del aceite, la temperatura de entrada del agua, y la temperatura del

ambiente. Para sistema Neumático también existe intercambiadores de calor

generalmente conocidos como enfriadores posteriores, dependiendo del tipo de

compresor utilizado y generalmente las instalaciones tienen secadores de aire y no

enfriador posterior.


g) Tanques.- La función del depósito o tanque es la de almacena el fluido hidráulico,

almacenar una cantidad suficiente como para alimentar de aceite a los actuadores y

garantizar también una reserva mínima en el circuito.

Los tanques de aceite o reservorios industriales estacionarios deben ser instalados

generalmente fuera del cuerpo de la maquina, de tal forma que exista facilidad para su

llenado, se ha establecido que reservorios con hasta 4000 lts. sean rectangulares y

encima de ese volumen sean redondos, la capacidad de ellos debe ser proyectada para

un mínimo de 3,5 a 5 veces el caudal de la bomba. Internamente debe ser protegida

contra la oxidación y consecuentemente corrosión, con una tinta generalmente de

cromato de zinc, esta protección debe ser hecha previa limpieza de todas las impurezas

internas que puede existir, igualmente debe ser instalado en los tanques un indicador de

nivel.

El tubo de succión debe quedar 100mm encima de la base del tanque, la línea de

retorno no debe estar cerca de la línea de succión. Los tanques de aceite para

instalaciones móviles deben tener un volumen, V = 1.2 a 1.5 (Q/3 + Q) + 10 a 15% de

espacio para la cámara de aire, Q/5 se utiliza solamente en casos que se tenga problemas

de espacio en su instalación.

h) Tuberías.- Las tuberías del sistema hidráulico que son, las de succión, presión y

retorno, deben ser sin costura, neutralizadas “tratadas”, generalmente vienen sus

extremidades cerradas con tapas de plástico. Las características del material están

conforme a la norma DIN 1629 siendo un ejemplo el ST 35 NBK, los diámetros más

comerciales son los de 10, 14, 16, 20, 30, 38 mm. Las tuberías de succión se

recomienda sean lo mas rectas y cortas que se puedan, y se debe tener cuidado que sus

uniones estén perfectamente selladas a objeto de evitar la entrada de aire al sistema

hidráulico. Comercialmente es muy común encontrar estos tubos negros trefilados en

frió con las características de:

- SCHED 90 para presiones de hasta 80 bar

- SCHED 80 para presiones de hasta 200 bar

- SCHED 180 para presiones hasta de 700 bar

i) Mangueras Flexibles.- Las mangueras flexibles son construidas con trenzado de

alambre de acero que se las identifica conforme se a indicado con la norma DIN SAE y

la Norma Europea EN83 y ellas son.

SAE 100R1, SAE100R2.

EN83, Tipos 1ST, 2ST, 1SN, 2SN.

n) El proyectista debe considerar que las tuberías tienen que soportar choques

hidráulicos “golpes de arietes”, por lo que es conveniente sean suficientemente

resistentes. En instalaciones Neumáticas no se considera este fenómeno.


EJEMPLOS DE PROYECTO HIDRÁULICO

Dimensionar un circuito hidráulico de comando o accionamiento mecánico que trabaje

con 2 actuadores cilíndricos de doble efecto, siendo el consumo de los mismos 30

lts/min., el hazte recorre 20 pulg. en 4 seg. Considere la presión disponible 150 kg/cm2

en la fase de avance.

Datos:

Q = 30 lts/min = 30000 cm3/min.

L = 20” = 50.8 cm.

T = 4 seg.

P = 150 kg/cm2

V = L/T = 50.8/4 = 12.7 cm/seg.

a) Calculo del diámetro de los cilindros:

4

2DA

; 2

4A

D

AVQ ; 237.39607.12

000.30cm

V

QA

cmD 51416.3

2

37.394

b) Calculo de la fuerza de avance:

KgA

PA

PFa 475.2657275.29575.29522

10.02

c) Calculo de la fuerza de retorno:

rrr APF FIGURA 6.1

?

0.00 Bar


d) Calculo de la presion de retorno:

r

rar

A

FFP

)(4

22 dDAr

222 75.15)22.25(4

1416.3cm

Donde:

d= Diámetro del hazte se calcula en función de la carga que debe vencer el hazte en su

recorrido o fuerza de avance, la misma que viene dado en tablas o puede ser calculado

mediante formulas de la resistencia de materiales en el caso determinaremos en función

de la carga y por la tabla #3 tenemos 7/8” o 2.22 cm.

TABLA # 3

CARGA RECORRIDO DEL HASTE EN

PULGADAS

EN KG 10 20 40 60 70 80 100 120

750 13/16 1.1/16

1500 11./16 15/16 1.3/16 1.3/8 1.1/2

3000 13/16 7./8 1.1/8 1.3/8 1.9/16 1.5/8 1.7/8

5000 1 1.1/8 1.5/16 1.9/19 1.3/4 1.7/8 2.1/8 2.3/8

10000 1.3/8 1.7/16 1.5/8 1.7/8 2 2.1/8 1.7/16 2.3/4

20000 2 2 2.1/8 2.3/8 2.1/2 2.5/8 2.7/8 3.1/4

40000 2.3/4 2.3/4 2.7/8 3 3 3.1/4 3.1/2 3.3/4

75000 3.3/4 3.3/4 3.7/8 4 4 4.1/8 4.3/8 4.1/2

150000 5.3/8 5.3/8 5.3/8 5.1/2 5.1/2 5.1/2 5.3/4 6

Diámetro del hazte

(en pulgadas)

2/728.16875.15

475.2657cmkg

A

FP

r

a

r

rrrrr

rrr

APAPF

kgAPF

10.0

466.265775.15728.168


e) Calculo de los diámetros de las tuberías de presión, succión y retorno.

1. Tubería de succión:

Datos:

V = 1.5 m/s = 9000 cm/min

Q = 30 l/min = 30.000 cm3/min

Por otra parte:

cmA

D 06.21416.3

33.344

2. Tubería de Presión.

Datos:

V = 12 m/s = 72.000 cm/min

Q = 30 l/min = 30.000 cm3/min

4167.0000.72

000.30

V

QA cm

2

Por otra parte

cmA

D 728.01416.3

4169.044

Equivalente a un diámetro de 5/16”.

3. Tubería de Retorno.

Datos:

V = 4 m/s = 24.000 cm/min

Q = 30 l/min = 30.000 cm3/min

225.124000

000.30cm

V

QA

Por otra parte

cmA

D 26.11416.3

25.144

Equivalente a un diámetro de ½”.


f) Cálculo de la espesura de los cilindros, se calcula mediante la formula:

)(

2200

mm

sP

k

De i

Donde:

k.= Limite de fluencia del material dado en kg/mm2; para cilindros k = 36

kg/mm2

Material ST52

P = Presión 168.728 kg/cm2.

s = Factor de seguridad 1.75.

Di = Diámetro interno 50 mm

)(4.1

275.1728.168

36200

50mme

g) Cálculo de la espesura de las tuberías, se calcula mediante la formula:

)()(2

cmsP

DPse

Donde:

s = Factor de seguridad cuyo valor es de 8 para los de succión y retorno y 4 para los de

presión.

P = Presión de trabajo del sistema.

D = Diámetro de la tubería.

δ = Tensión de tracción máxima cuyo valor es de 3500 a 5000 kg/cm2.

Tuberías de succión.

Datos:

P = 1 kg/cm2

δ = 3.500 kg/cm2

D = 2.059 cm

s = 8

)(0023.0)18500.3(2

059.218cme


Tuberías de presión.

Datos:

P = 168.7 kg/cm2

δ = 3.500 kg/cm2

D = 0.7937 cm

s = 4

)(09.0)7.1684500.3(2

7937.07.1684cme

Tuberías de Retorno.

Datos:

P = 0.3 P = 56.19 kg/cm2

δ = 3.500 kg/cm2

D = 1.26 cm

s = 8

)(09.0)19.568500.3(2

26.119.568cme

Selección de la válvula direccional

Se dice selección debido a la diversidad y complejidad de válvulas que existen, tales

como mecánicas o manuales, hidráulicas, electro hidráulicas, dimensionarlas seria

difícil, teniendo el alcance de todo un proyecto de grado, por lo que hablaremos de

simple selección, se la hace con datos técnicos de catálogos del fabricante, el mismo que

nos indica las características de la válvula en función del caudal necesario, la presión de

trabajo y otros elementos característicos del sistema hidráulico.

En caso de que no se tenga ninguna especificación del catalogo sobre el caudal que deja

pasar debe adoptarse una válvula cuyo diámetro de sus conexiones sean igual o

inmediatamente superior del diámetro de la tubería donde se utilizara la válvula.

En nuestro proyecto se dice que el sistema hidráulico es de accionamiento manual y

trabaja con cilindros de doble efecto, por lo que se concluye que debe utilizarse válvula

direccional de comando mecánico 4/3 entrando al catalogo técnico con la presión de

trabajo y el caudal obtenemos válvula con las siguientes características.

Tipo X/WMM, TN10, Válvula que trabaja dentro de un rango de presiones de 315

kg/cm2

PARÁMETROS DE SELECCIÓN DE UNA VÁLVULA DIRECCIONAL

1. Saber si el proceso es automático o manual.

2. Saber si los cilindros son de doble o simple efecto.

3. Saber la capacidad volumétrica de los elementos hidráulicos del sistema

(consumo de los actuadores).

4. Saber la presión de trabajo o el torque necesario.


CUADRO PARA LA SELECCIÓN DE VÁLVULAS DIRECCIONALES

TIPO DE VÁLVULA MANDO MANDO TIPO Qmax PRES. TAM

DIREC INDIR MAX

l/min. NOMI

De rodillo X WMM 14 315 5



Palanca manual X WMM 30 315 6

Palanca manual X WMM 80 315 10

Palanca manual X H- WMM 180 350 16



Hidráulico X WH 80 315 10

Hidráulico X H-WH 180 350 16

Hidráulico X H-WH 450 350 25

Hidráulico X WH 1100 350 32

Electro imanes CA o CC húmedos X W 60 315 6

Electro imanes CA o CC húmedos X WE 100 210 10

Electro imanes de CC secos X W 100 210 10

Electro imanes de CC secos X WE 100 315 15

Electro imanes de CC húmedos X WE 100 315 10


Electro imanes de CC húmedos X WEH 30 100 6

Protegidos contra explosión


Protegidos contra explosión por baja tensión


Protegidos contra explosión y ambientes salinos


Selección y cálculo de la potencia de la bomba

a) La selección es función de las necesidades del proyecto o de los procesos de

producción “presión, caudal constante o variable, condiciones de trabajo, capacidad

volumétrica es función del consumo de los actuadores hidráulicos, función de las

necesidades de combinación, bomba-motor hidráulico, de las necesidades de obtener

torques o potencia constante o variable”.

b) La potencia depende del tipo de la bomba, características constructivas y del ajuste

entre sus partes móviles, siendo las más importantes la potencia teórica y la potencia

real absorbida.

Potencia teórica

CVCVQP

N ts

t 112.11450

307.168

450

Ps = Presión de salida en kg/cm2.

Qt = Caudal teórico calculado de la bomba l/min.

Potencia absorbida por la bomba

CVN

Nm

t

ab 1292.0

11

nt , rendimiento total de la instalación se obtiene considerando el rendimiento de la

bomba, los actuadores, perdidas en tuberías, válvulas restricciones y es del orden de

80%.

El pedido de compra de la bomba al igual que los otros elementos sea hecho mediante

código, el caudal se considera en cm3/rot. “llamado desplazamiento o volumen

geométrico”, y esta dado mediante la formula:

1000

** vg nVQ

rotcm

n

QV

v

g /1000 3

También es necesario verificar el momento de torsión para seleccionar el tipo de eje ya

sea cilindro o cónico y esto se verifica mediante la siguiente formula.

kpmPV

Mmv

g

t

1000

62.1


Para actuadores rotativos “motor hidráulico” el volumen de aceite adsorbido se calcula

usando la siguiente formula:

rotcmnQ

VnV

Qab

vg

v

g

ab /1000

;1000

3

kpmpV

Mmvg

1000

62.1

La potencia se calcula de la formula:

KwPQM

CV tt

600975

Calculo del intercambiador.

Datos:

Q = 30 lt/min = 1800 lt/h.

t.1 = 80°C (entrada del aceite).

t.2 = 35°C (salida del aceite).

γ = 0.9 kg/lt (peso especifico del aceite).

Cp = 0.5 kcal/Kg (calor especifico).

Es común la utilización de sistemas en contra corriente por la eficiencia en la

refrigeración.

1. Calculo de la potencia térmica.

Pt = V1 x Cp x ∆t x γ

Pt = 1800 x 0.5 x 45 x 0.9 = 36450 kcal/h

2. Calculo de la diferencia media logarítmica de temperatura.

0

1

01

ln

....

T

T

ttTLMD

66.29

15

50ln

1550....

TLMD


3. Calculo del coeficiente de transmisión del calor.

eii

e

hdh

dU

1

1300 a 400 kcal / hm

2°C

Este coeficiente de transmisión de calor para los aceites es de 300 a 400 kcal/hm2°C.

Donde:

de = Diámetro externo en mm.

di = Diámetro interno en mm.

hi = Coeficiente de película interior o coeficiente de transmisión por convección

interna kcal/hm2°C.

he = Coeficiente de película exterior o coeficiente de transmisión por convección

externa dan en kcal/hm2°C.

k = Coeficiente de conducción del material.

fi = Factor de incrustación de suciedad en kcal/hm2°C

4. Calculo del número de tubos.

nldS e

De donde

8327.821012.01416.3

1.3

1

ed

Sn

Tubos

5. Calculo de la capacidad volumétrica del tanque

En instalaciones estacionarias estos tanques deben ser proyectados mínimo de 3.5 a 5

veces la capacidad volumétrica de la bomba dado en lts/min para el presente caso

tendremos:

V = 5 x 30 = 150 lts

En instalaciones móviles se recomienda calcular el volumen del tanque por la formula:

V = 1.2 a 1.5 (Q / 3 + Q) + 15%

6. Características del aceite

El aceite hidráulico a utilizar es el H-L DIN 515224 equivalente al LUB-AOH48

producido por Y.P.F.B.


CALCULO DE LAS PERDIDAS DE CARGA O ENERGÍA

La determinación de las perdidas de carga o energía es importante debido a que, en todo

proceso de producción significa perdidas de productividad, imprecisión en procesos de

automatización.

TIPOS DE PERDIDA DE CARGA O ENERGÍA

a) Perdidas distribuidas y localizadas.

b) Perdidas debidas a la viscosidad del fluido.

c) Perdidas debidas a las fugas internas y externas.

a) Pérdidas distribuidas y localizadas.- Las pérdidas distribuidas y localizadas,

internas y externas debe merecer especial atención debido a que ellos nos ocasionan

problemas en el funcionamiento del sistema hidráulico y pérdidas de productividad e

imprecisión en procesos automáticos, estas perdidas distribuidas y localizadas se

determinan a partir del teorema de Bernoulli, este análisis indica que las perdidas por

fricción del fluido en su movimiento es responsable por la degradación de la energía

mecánica, por lo que la ecuación de Bernoulli deducida a partir de la interpretación

geométrica y el análisis de las energías es:

pg

V

g

Vdpzz

P

P

1

222

2

2

2

121

Siendo ∆p, perdida de energía por unidad de peso del fluido. Desarrollando de tiene:

pg

V

g

Vppzz

22

2

2

2

1211

pg

Vpz

g

Vpz

22

2

222

2

111

De la que concluimos que la energía disponible en una sección cualquiera delante del

punto 1 se conserva, es igual a la energía existente en la sección anterior disminuida de

aquella que fue perdida entre esos puntos, considerando que V1 = V2, y la de la sección

transversal a lo largo de su recorrido obtenemos la formula universal de la perdida de

carga conocida como la educación de DARCY-WISSBACH, dado por:

gd

Vlfp

2

2

, y las otras

Ecuaciones ya conocidas para el cálculo de las pérdidas distribuidas en función de la

variación de la energía cinética y el coeficiente de fricción “f”.


b) Pérdidas debido a la viscosidad del fluido líquido.- La utilización del fluido

líquido de viscosidad adecuada es importante debido a que la viscosidad se opone al

movimiento de las partículas, esa resistencia ocasiona perdidas de energía mecánica.

c) Pérdida de carga o energía debido a fugas internas y externas.-

a) Perdidas por fugas internas, estas perdidas se dan a consecuencia de la variación

de la viscosidad del fluido, por el desgaste interno de las piezas, por sellos o

retenes inadecuados, por presiones superiores al régimen del trabajo del sistema.

Estas perdidas no hacen que el sistema pierda aceite, el aceite regula por el

interior de ella.

b) Perdidas por fugas externas, se dan por fugas a través de retenes, mangueras,

tuberías mal ajustadas, sellos, o’ring, retenes de cilindros, estas fugas de margen

de significar perdidas de potencia o capacidad productiva son las más

perjudiciales debido a que contamina el sistema y aumenta el riesgo de averías,

estas dos ultimas se evitan con la selección adecuada del aceite, operación y

cuidados de mantenimiento.

La perdida de carga por fricción en tuberías también se calcula con la formula.

4*

***

r

LZVkP

Donde:

P = perdida de presión dado en K/cm2

k = coeficiente de fricción = 0,00815

V = caudal del aceite dado en L/s

Z = viscosidad cinética del aceite 60 (c.s.t.) a 50ºC

L = longitud de la tubería

r = radio de la tubería

Las perdidas localizadas tales como en empalmes en T, codos de 90º, se calcula

mediante la formula.

f

DkLe

*

Donde:

Le= longitud de la tubería equivalente dado en mts.

k = sumatoria de coeficiente de perdida

D = diámetro interior de la tubería

f = coeficiente adimensional de fricción

k = 1,8 coeficiente de perdida para empalme

k = 0,9 coeficiente de perdida para codo de 90º


Determinación de las pérdidas de carga.

Determinar las perdidas de carga o energía localizada y distribuida y en que porcentaje

influye en la presión

DATOS

Q = 10 l/min = 0.167 l/seg.

P = 150 kg/cm2

ν = 0.4 cm/seg

γ = 0.9 kg/litro

FIGURA 6.14

SOLUCIÓN

1. Determinar el régimen en que circula el fluido, en las tuberías de 1”, L = 170 m.

23202.2064.054.2

167.012731273

d

QNR

“régimen laminar”

2. Determinación del coeficiente de fricción “f” en tuberías de 1”.

306.02.209

6464

RNf


3. Calculo de la perdida de carga de „‟ΔP‟‟.

gD

VLfp

2

2

AVQ ; A

QV

81.921054.2

33.0170306.02

2

p

22

3

2254.0

min104

4

dm

dm

d

QV

mp 293.11 segdm

mdmV

60

min1

10

1

min35.197

smV /3289.0

4. Determinación del coeficiente de fricción “f” en tuberías de ½”, L = 150 m.

2320488.4184.027.1

167.012731273

d

QNR

“régimen laminar”.

5. Determinación del coeficiente de fricción:

1529.0483.418

6464

RNf

6. Cálculo de la pérdida de carga Δp:

gd

VLfp

2

2

81.921027.1

317.11501529.02

2

p

Δp = 159.33m

segm

segdm

mdm

dm

dm

d

QV /317.1

600

5.790

60

min1

10

1

min5.790

127.0

min104

422

3

2

7. Calculo de perdidas de carga en accesorio.-

Se calcula en función de la energía cinética y es dado por ΔP = f x V2/2g.


8. Perdidas de carga en codos estándar de 90° y media pulgada.-

g

VfP

2

2

tFf 30

f: Coeficiente de fricción a determinarse.

Ft : Coeficiente de fricción en el codo o zona de turbulencia, se calcula en función del

diámetro y es dado por la tabla a seguir.

FACTORES DE FRICCIÓN PARA ACCESORIOS

“CODOS”

Ø(mm) 12.7 20 25 32 40 50 65 80 100 125 150 200 250 300 400 450 600

Ø(mm) 1/2" 3/4. 1 1.1/4 1.1/2 2 2.1/2 3 4 5 6 8 10 12 16 18 24

Ft 0.027 0.025 0.023 0.022 0.021 0.019 0.018 0.018 0.017 0.016 0.015 0.014 0.014 0.013 0.013 0.012 0.012

f = 30Ft = 30 0.027=0.81

mtg

vfP 07.0

62.14

4.1

81.92

317.181.0

2

22

9. Calculo de la perdida de carga en ampliación gradual de ½ a 1”.

FIGURA 6.15

θ = 60°

Para: ;452/

4

2212/6.2

senf

0625.05.0254.0

127.0 4

2

14

6.10

0625.0

562.0454.06.2 f

06.062.19

33.06.10

2

22

2 g

VfP mt


10. Calculo de la perdida de carga para codos diámetro 1”.

g

VfP

2

2

f = 30Ft = 30 x 0.023 = 0.69

0038.062.19

108.069.0

81.92

3289.069.0

2

P mt.

11. Calculo de la perdida de carga en la reducción gradual de 1 a ½”

FIGURA 6.16

θ = 60°

Para: θ ≤ 45°;

36.40625.0

272.0

0625.0

)75.0(454.08.0

12/8.0

4

2

senf

0625.0)5.0(254.0

127.0 4

2

14

385.062.19

317.136.4

2

22

2 g

VfP mt

12. Calculo de la perdida carga total

142.171 Ldt ppP mt

13. Transformación de la presión inicial de trabajo establecido a metros.

Pi = 150 kg/cm2 ; γ = 0.9 kg/dm

3

67.1666

1

109.0

1

100150

3

33

3

2

22

2

m

dm

dm

kg

m

cm

cm

kg

pi

mt

53.1495142.17167.1666 tif

Ppp

mt


14. Transformar la presión de 1495.3 m a kg/cm2.

22

2

2

33

3 100

1

1

109.03.1495

cm

m

m

dm

dm

kgmpt

pt = 134.6 kg/cm2

“Presión final de trabajo, la misma que debe ser tomada en cuenta si se desea que la

presión inicial de trabajo se mantenga en 150 kg/cm2.

15. Comparación porcentual.

2.101006667.1666

142.171 %

De pérdida de presión o energía mecánica.

1.-TRAYECTO DE UN ELEVADOR HIDRAULICO PARA UNA ESTACION DE

SERVICIOS

Datos iniciales para el dimensionamiento.-

Recorrido del hazte = 200( Cm )

Tiempo = 50 ( Seg )

F = 5000 ( Kgf )

Esquema del circuito hidráulico.-

FIGURA 6.2

?

0.00 Bar

?


Calculo diámetro del hazte.- El hazte se puede obtener de dos formas una de tablas la

cual depende de la carga y del recorrido, otra por resistencia de materiales haciendo el

calculo del pandeo del hazte.

En este tipo de circuitos hidráulicos es aconsejable calcular el diámetro del hazte por

pandeo ya que el cilindro principal esta verticalmente acomodado.

Calculo: Para este caso donde tenemos un extremo libre y el otro articulado se calcula el

pandeo de la siguiente forma:

Le = 2* L = 400 (cm) Esbeltez mecánica: λ=√ (E*π2)/σp

P = 5000 Kgf Admisible: λg = π√ (E/0.8*Re)

Con la formula de Euler si: λ ≤ λg

P = (E*I*π2) / L

2e

Con la formula de Telmazer si: λ ≤ λg

P= d2* π

2*((Le/4)-0.62* λ)/4*N

Calculo:

λ = √(E* π2)/ σp = λ = √(2.2*10

6*3.14

2)/2450 λ = 94.14

eR

Eg

*8.0

* =

1235*8.0

10*2.2 6

g = 2459.148g

Usamos la formula de tetmazer, por que g

Despejando el diámetro:

62.04

*

*4*

eL

NPd =

14.94*62.04

400*

5.3*4*5000

d

cmd 13.23

Obtenemos un diámetro de hazte d = 23.5 (cm)

Con esta tabla de especificaciones de la fábrica chiaperini pudimos comprobar que el

diámetro encontrado por pandeo es el correcto.


Calculo del diámetro del cilindro.-

Para elevadores hidráulicos se tiene una relación para el cálculo del diámetro del

cilindro que están en función del diámetro del hazte que es:

D/d = 1.2

Ya teniendo el diámetro del hazte ( d ), podemos calcular ( D ):

D = 1.2*20.2 (cm)

D = 28.2 (cm)

Calculo del área transversal del cilindro.-

A = (π*D2)/4= (3.14*28.2

2)/4=625 (cm

2)

Calculo de la velocidad de la salida del hazte.-

Teniendo como datos (L) y (T) podemos calcular la velocidad:

V = L/T =200/50 =4 (cm/seg)

MB-E 3TH / 8

PLUS

MB-E 4TH / 10

PLUS

CJ-E RF / 10

CJ-E 3th / 8

CJ-E 4th / 10

CJ-E 7th / 12

CJ-E 15th / 1212

CJ-E 21th / 121212

Modulo Capacidad

de Carga

Pistones

Nº Diametro

1.000

2.000

3.000

4.000

5.000

7.000

15.000

21.000

1

2

3

1

1

1

1

2

6"

4"

6"

8"

8"

12"

12"/12"

12"/12"/12"

Especificacion de Elevadores


Dimensionamiento del sistema hidráulico de una volqueta para 12 m3 de capacidad

de tolva:

1. Diseño del circuito electro – hidráulico

FIGURA 6.3

2. Dimensionamiento de los elementos

Datos de entrada:

L = 6 m

B=2.6 m

P = 156960 N (peso de la carga mas peso de la tolva)

Realizando el análisis de fuerzas que actúan en la tolva:

?

0.00 Bar

??

R1UP

STOP

R1

R1R1

S1

R2

S2

DOW NSTOP

R2

UP STOP DOW N

21

21

Bomba unidireccional de cilindrada fija con un eje


FIGURA 6.4

∑MA = 0 ∑Fy = 0

FxL – Px(L/2)= 0 Ry + F – P = 0

F = (156960x3)/6=78480[N] Ry = P - F

F = 8 [Ton] Ry = 156960 - 78480

Ry = 78480 [N]

a) Calculo del actuador (Cilindro telescopico)

Para poder usar el catalogo de “HINEUMAJ”(Tablas 1 y Grafico 1),

necesitamos conocer dos datos, la fuerza que se precisa y la carrera del cilindro

(Stroke).

Entonces procedemos a calcular dichos datos.

La fuerza necesaria que nuestro actuador necesita para garantizar que F = 8 [Tn].

Para encontrar la carrera de nuestro cilindro lo hacemos por medio de simple

geometría:

FIGURA 6.5

Del triangulo: (por la ley de cósenos)

h2

= 2L2 - 2L

2cos60

h = 6 [m]


Observando el grafico No 1 en el eje de las coordenadas encontramos la fuerza en [Tn]

FIGURA 6.6

Para F = 10 [Tn] nuestros posibles diámetros ØT[mm] (diámetro de la primera etapa del

cilindro) son varios desde ØT = 68[mm] hasta ØT =147[mm] (contorno moderado)

representados por las rectas de color rojo, pero ahora también debemos tratar de hacer

cumplir la carrera h = 6 [m], para esto usamos la tabla N0 1 donde lastimosamente

notamos que el fabricante no construye cilindros con este tamaño de carrera 875 [cm] o

8.75[m] que seria el inmediato superior a h = 6[m] y además cumple el rango de

diámetros que interceptan con nuestra fuerza F = 10[Tn] . Por tanto escogemos este

cilindro.


Ahora podremos determinar la presión de trabajo que se extrae del grafico 1

proyectando la intersección de la fuerza con la recta del diámetro escogido, que en

nuestro caso es P = 153 [bar]

REFERENCIA Y Y CARRERA

A B C D E F G M vol00 H I B 1 2 3 4 5

294 100 - 183 45 61 390 26 25 98 25 293 30 25 80 16X1,5 1 10,4

295 100 - 338 45 61 500 26 25 98 25 348 30 25 80 16X1,5 1,3 12,3

296 107 - 399 45 61 620 26 40 100 40 409 30 25 80 1 2 1,6 15,1

297 100 - 419 45 61 700 26 40 100 40 449 30 25 80 1 2 2 16,3

298 107 - 499 45 61 820 26 40 100 40 509 30 25 80 1 2 2,1 18,2

201 107 - 496 61 76 595 31 45 115 45 406 30 25 95 1 2 2,5 23

202 107 - 496 61 76 295 26 45 115 45 506 30 25 95 1 2 3,3 26

203 107 197 589 68 88 950 36 45 128 45 594 40 30 108 1 2 5,1 40

204 107 154 584 88 107 930 36 45 148 45 589 40 30 128 1 2 7,8 41

305 110 - 283 45 61 76 570 26 45 115 45 293 30 25 95 1 2 1,9 15,4

306 110 - 399 45 61 76 910 26 45 115 45 409 30 25 95 1 2 3,1 20,8

307 110 200 391 61 76 91 875 31 45 128 45 406 30 25 108 1 2 4,5 26

308 110 200 454 61 76 91 1060 36 45 128 45 460 30 30 108 1 2 5,5 30,1

310 110 200 413 68 88 107 895 36 45 148 45 418 40 30 128 1 2 6,2 37

311 110 200 502 68 88 107 1160 36 45 148 45 507 40 30 128 1 2 8 45

312 110 200 548 68 88 107 895 36 45 148 45 553 40 30 128 1 2 9 49

313 110 200 540 88 107 126 1160 36 45 170 45 545 40 30 150 1 2 12,6 55

314 110 200 494 88 107 126 1300 36 45 170 45 499 40 30 150 1 2 11,2 52

315 110 200 579 88 107 126 1260 36 45 170 45 584 40 30 150 1 2 13,8 58

316 110 200 - 88 107 126 1125 35 45 170 45 694 50 35 150 1 2 17 72

317 - 200 - 107 126 147 1380 45 50 198 50 699 50 35 178 1 2 23,2 99

445 103 203 394 45 61 76 91 1710 26 45 128 45 409 30 25 108 1 2 5 25

447 103 209 449 61 76 91 107 1670 36 45 148 45 464 30 30 128 1 2 8,4 40

418 103 - - 68 88 107 126 1190 36 45 170 45 346 40 30 150 1 2 7,7 43

419 103 203 497 68 88 107 126 1380 36 45 170 45 502 40 30 150 1 2 12,9 61

420 103 203 543 68 88 107 126 910 36 45 170 45 548 40 30 150 1 2 14,5 64

421 103 203 582 68 88 107 126 1520 36 45 170 45 587 40 35 150 1 2 15,8 71

451 103 203 - 68 88 107 126 1705 36 45 170 45 687 50 35 150 1 2 19,7 81

422 - 203 494 88 107 126 147 1470 45 50 198 50 507 50 35 178 1 2 17,6 77

423 - 203 579 88 107 126 147 1810 45 50 198 50 592 50 35 178 1 2 21,7 88

424 - 203 - 88 107 126 147 2250 45 50 198 50 702 50 35 178 1 2 27 103

425 - 203 - 107 126 147 170 2200 45 50 233 50 702 50 35 204 1 2 36 114

426 - 203 - 107 126 147 170 1760 45 50 238 50 592 50 35 204 1 2 29,5 116

429 - 203 - 107 126 147 170 2590 45 50 238 50 802 50 35 204 1 2 46 130

525 - 206 - 88 107 126 147 170 1805 45 50 38 50 510 50 35 204 1 2 25,8 104

526 - 206 - 88 107 126 147 170 2230 45 50 38 50 555 50 35 204 1 2 31,9 120

527 - 206 - 88 107 126 147 170 2780 45 50 38 50 705 50 35 204 1 2 39,9 140

528 - 206 - 88 107 126 147 170 2035 45 50 38 50 556 50 35 204 1 2 29 111


De la tabla 1 extraemos todas las dimensiones geométricas del cilindro según el grafico

No 2

FIGURA 6.7

Del grafico No 2 adoptamos el tipo de sujeción B = 391 [mm] (flecha azul) que

escogemos convenientemente.

b) Verificación del pandeo

Como se trata de un hazte telescopico de carrera muy larga hay que verificar que el

cilindro no falle al pandeo; para eso usamos la formula de resistencia de materiales:

F = (π2

IE)/NL2 I = Mr

2

I1 e I2 son de cilindros huecos, I3 es de cilindro macizo

Como el fabricante proporciona el peso total del cilindro (26[Kg]) asignamos un

porcentaje a cada cilindro para averiguar el peso:

Al cilindro 3 le asignamos el 25% del peso total


M3 = 0.25 (MT) = 0.25 (26) = 6.5 [Kg]

Al cilindro 2 le asignamos el 20% del peso total por ser mas delgado pero la

misma longitud.

M2 = 0.2 (MT) = 0.2 (26) = 5.2 [Kg]

Al cilindro 1 le asignamos el 30% del peso total por ser macizo

KgMM T 8.726*3.03.01

Calculando las inercias

4

2

2

33 93862

765.6 mmrMI

4

2

2

22 2.48372

612.5 mmrMI

4

2

2

11 36282

618.7

2

1

2

1mmrMI

Calculando fuerzas L

Kg

NL

IEF 34.4466

393

10*2.29386.02

62

2

2

3

cm6156

434.44663

2

3

Como el diámetro de la tabla es mayor al calculado con la formula del pandeo además

que este calculo es menor debido a que hay un espesor, entonces cumple el

requerimiento de presión sin pandeo.

Kg

NL

IEF 6.2424

383

10*2.24837.02

62

2

2

2

cm4.4

156

46.24242

2

2


Igual que en el cilindro 3 el cilindro 2 cumple con los requerimientos

Kg

NL

IEF 1918

373

10*2.23628.02

62

2

2

1

cm9.3156

419182

2

1

También el cilindro 1 cumple con los requerimientos de pandeo.

c) Calculo del tiempo de extensión del cilindro

Teniendo los diámetros y longitudes de las tres etapas del cilindro, calculamos el

tiempo aproximado que tardara el cilindro en extenderse por completo, para esto

asumimos un caudal de 30 Lts/min.

s

mLQ

3

000530.0min

30

FIGURA 6.8


Para la primera etapa del cilindro

sV

Lt

s

m

A

QV

mrA T

16.217.0

37.0

17.00029.0

0005.0

0029.02

061.0

2

1

11

1

1

2

22

12

11

Para la segunda etapa del cilindro

sV

Lt

s

m

A

QV

mrA T

6.411.0

38.0

11.00045.0

0005.0

0045.02

076.0

2

2

22

2

2

2

22

22

22

Para la tercera etapa del cilindro

sV

Lt

s

m

A

QV

mrA T

07.5076.0

39.0

076.00065.0

0005.0

0065.02

091.0

2

3

33

3

3

2

22

32

33

El tiempo aproximado que tarda el cilindro en extenderse será:

stttTt 128.1107.56.416.2321


d) Calculo de los diámetros de las tuberías de presión, succión y retorno

i. Tuberías de succión

cmA

D

cmV

QA

cmLQ

succ

succ

233.3*4*4

33.39000

30000

min30000

min30

2

3

min90005.1

cm

s

mVsucc

ii. Tuberías de presión

cmA

D

cmV

QA

cm

s

mV

pres

pres

pres

26.125.1*4*4

25.124000

30000

min240004

2

e) Calculo del espesor de los cilindros

Se calculan con la formula de resistencia de materiales:

ne

P

2

Cilindros de acero SAE 1045

2316445

cm

KgKps

2156

cm

KgP Factor de seguridad n=2

Para la tercera etapa del cilindro

mmeene

P4

)2

3164(2

)6.7(156

233

3

3


Para la segunda etapa del cilindro

mmeene

P3

)2

3164(2

)1.6(156

222

2

2

Para la carcasa

mmeene

PC

C

C 5.4

)2

3164(2

)1.9(156

22

Comprobamos estos espesores con los del cilindro elegido

cmemme 5.1157691 3233

cmemme 5.1156176 2122

cmemme CCC 7.117911082

f) Calculo del espesor de las tuberías

sP

sPe

2

i) Líneas de succión s = 8 para la línea de succión

mmcmepres 8.338.0150845002

21568

ii) Líneas de presión s = 4 para líneas de presión

mmcmepres 11.0156845002

26.11568

mmcmeret 4.224.0156845002

26.11568

Tomamos mmee presret 4.2 porque s = 8 para la linea de retorno y asegura mas

espesor de la tubería.


52

1 1088.581.92

076.020.0 xP

g) Calculo de las perdidas

1) Pérdidas en la válvula direccional

Las pérdidas de carga en este tipo de válvulas es

pequeña llegando a considerarse despreciable.

2) Perdidas en la válvula estranguladora

Las perdidas en la válvula estranguladora porque solo

hace efecto cuando el fluido esta de retorno, por ende

cuando el hazte este de bajada la bomba ya no esta en

funcionando por que baja por si sola, por la acción del

peso de la tolva.

3) Pérdidas localizadas

Estas perdidas se dan en los codos, restricial, válvulas

y otros, se calcula em funcion de la ecuacion de Darcy

Weissbach y la ecuacion es dado por la formula:

∆P1 = f(V2/2g)

FIGURA 6.9

d/D 0.10 0.32 0.45 0.55 0.63 0.71 0.78 0.84 0.90

f 0.50 0.47 0.42 0.38 0.34 0.30 0.25 0.20 0.09

83.091

76

D

d Aproximando a la tabla 0.84

Para 0.84 f = 0.20


Disminución de la primera etapa a la segunda

80.076

61

D

d de la misma tabla para 0.80

Para 0.84 f = 0.20

42

1 1023.181.92

11.020.0 xP

4) Pérdida en las tuberías

26.102.1

3012731273

dv

QNR

s

cm

s

mmv

22

26.1126

21.29715RN

2

4

1104.2

3164.0 x

N

f

R

mxx

dg

fLvP 5

222

1 1078.28.902.12

076.04104.2

2

Las perdidas totales serán las sumas de las perdidas parciales:

mxxxxPT

4645 1008.21037.11023.1108.5

22

2

2

3

3

4 5100

1

1

10

1

9.01008.2

cm

Kg

cm

mx

mm

dmx

dm

KgxmxP

2. PROYECTO DE UNA CIZALLA HIDRAULICA

FUNDAMENTO TEORICO

Antes de fabricar una pieza de lámina metálica se saca una pieza bruta de

dimensiones adecuados a partir de una lámina grande, mediante el cizallamiento,

corte o troquelado, donde la hoja se corta a esfuerzos cortantes, los que se

desarrollan entre un dado o matriz (figura 1)


La fuerza máxima (“F” en libras) requerida en las operaciones de corte

Se expresa con la ecuación

SeLSeDF

Donde:

S= Resisten del material al corte (lb/pulg2).

E=Espesor de la lamina (pulg).

L= longitud del corte (pulg).

NOTA: en la siguiente tabla 1 se dan valores aproximados “S”

Material Resistencia al corte (lb/pulg2) “S”

Alumínio 2S 5000

Alumínio 52S, 61S, 62S 9000-11000

Alumínio 75S 12000-18000

Zinc 22000

Acero 0.10C 34000

Acero inoxidable 57000

Acero al silício 65000

Niquel 35000

Desarrollo

Uno de los mecanismos mas útiles, de entre los que existen en la practica constituye el

denominado cizalladota hidráulica de escuadrar, previsto para cortar planchas metálicas.

En (a) de la fig. 1 se muestra el circulo hidráulico, los dos actuadores (A) al unísono

(sincronizadamente) y unidos mecánicamente se encargan de cortar la plancha,

mediante el dado (1) previamente los actuadores (B) se encargan de sujetar la plancha

mediante adaptador (2).

Observando ahora el circuito hidráulico, se puede apreciar que la función que cumple

las válvulas secuencia, es esencial para que se desarrollen todas y cada una de las fases

del ciclo. Para es preciso tarar (regular) esas válvulas a las presiones adecuadas, todas

ellas naturalmente por debajo de la presión tarada en la válvula de máxima de presión o

de seguridad del circulo, se utilizan válvula reguladoras de flujo sensible con

antirretorno, el mismo que permite pasar el fluido libremente después de la realización

del trabajo de los actuadores, estas aun existiendo variación de carga en los actuadores


hidráulicos (A), a consecuencia de ello variación de presión, nos permite mantener

constante el caudal que pasas por ella y la rotación del eje de la bomba hidráulica.

La válvula 4/2 inicialmente deja pasar fluido hidráulico a los actuadores lo que

garantiza que estos no se caigan, al accionar el solenoide 1 mediante una señal eléctrica

obtenemos el avance de los actuadores (B), llegando primero el fluido de la bomba ala

cámara trasera de los actuadores (B), comenzando su carrera de avance esto hasta llegar

a sujetar la plancha y alcanzar una presión establecida a la que esta regulada la válvula

secuencial y en consecuencia esta se abre y el fluido es enviado ala parte trasera de los

actuadores (A) dando lugar al corte de las plancha.

ESQUEMA DE CIRCUITO DE LA CIZALLADORA HIDRAULCA DE

ESCUADRAS

FIGURA 6.10


REPRESENTACION GRAFICA Y ALGEBRAICA DE LA SECUENCIA DEL

CIRCUITO

FIGURA 6.11

La secuencia se produce de la forma siguiente B+A-A-B

DIEMENCIONAMIENTO DEL PROYECTO

Datos iniciales

Donde : Fa1=Fa2=Fa

2

2

21

0

FFa

FFa

FFaFa

Fy

FIGURA 6.12

Ancho =1m=100cm=39.37pulg

e (espesor) =1/8 pulg = 0.3175 cm ;

V= 0.48 m/s =48 cm

FIGURA 6.13

De tablas S para acero SAE -S= 3400 [Lb/pulg2]

= 1543.6[kg/pulg2]

Según texto necessariamente para cortar plancha esta dada por F= 0.7*e*l*s

ACTUADOR A

F= ][5.53176.154337.398

17.0 kg

Fuerza de avance

- De un solo actuador Fa =5317.5/2=2658.754[kg] (F. real que ya quiero que tenga mi

actuador) Seria la fuerza de avance


Freal=Fteorica -Ffriccion ; Ffriccion =0.1 *Fteorica

Frea l=Favance ; Freal = Fteorica [1-0.1] Fteorica= Freal/0.9=2658.757/0.9=2954.17[kg]

Se requiere una Pmax200[Kg. /cm2] (Presión en el avance)

-Área del cilindro ][54.299.0200

2754.2658

9.0

2]1.01[

2

2cmP

FaA

APFa

-Diámetro del cilindro ][336.454.2922

4

24

2

cm

A

DD

A

Fr=258.603 *11.423

-Diámetro del hazte se lo calcula en función de la fuerza de avance, que también

viene dado en tablas. Por tablas tenemos, para el recorrido del hazte requerido (25 cm)

D= 13/16[pulg]=2.063[cm]

-Fuerza de retorno ArFrFaAr

Fr /)(Pr;Pr

)(*4

22 dDAr

Fr=258.603*11.423 ; Pr=2954.17/11.423 ; Ar= ][423.11063.2336.44

222 cm

Fr=2658.754[kg] Pr= 258.603[kg/cm2]

-Caudal min]/[85]/[4.1]/[9.141754.2948 3 LsLscmAVQ

ACTUADOR B

-Fuerza de avance FaB=FaA+0.FaA=2658.754[1+0.1]=2924.629[kg] ;

de un solo actuador Requerimiento P=110[kg/cm2]

-Área del cilindro ][08.599.0110

2629.2924

9.0

2 2cmP

FaA

-Diámetro del cilindro ][8.35

08.594

5

4

cm

A

D

Fr=258.603 *11.423

-Diámetro del hazte de tablas con FaB y con un recorrido <10[pulg]

d= 13/16[pulg]=2.063[cm]


-Fuerza de retorno Fr=FaB 2924.629[Kg]

-Presión de retorno Pr= 2924.629/8.1=360.8[kg/cm2]

-Área de retorno ][1.8063.28.34

222 cmAr

-Caudal min]/[12]/[2.0]/[23608.594 3 LsLscmAVQ

CALCULO DE LOS DIAMETROS DE LAS TUBERIAS

1) tubería de succión

Datos :

V=1.5[m/s]=9000 [cm/min]=150[cm/s] ;

AD

4

QA= 85[L/min] =85000[cm3/min] ; ][6.3

7.104cmD

2) tubería de Presión

Datos :

V=12[m/s]=72000 [cm/min] ; ][3.134.14

cmD

QA=85000[cm3/min]

3) tubería de Retorno

Datos :

V=4[m/s]=24000 [cm/min] ; ][2.204.44

cmD

QA=85000[cm3/min]

CALCULO DE LA ESPESURA DE LOS CIINDROS.

a) ][09.3275.16.258

36200

3.4

2200 mmsP

k

Di

eA

b) ][0.4275.18.360

36200

37

2200 mmsP

k

Di

eB


CALCULO DRE LAS ESPESURA DE LAS TUBERIAS

)(2 SP

DPSe

Donde: S=8 para las succión y retorno

S=4para las de presión

P=presión de trabajo del sistema

D=diámetro de las tuberías

=tensión de tracción máxima cuyo valor es de 3500 a 5000 [kg/cm2]

-Tubería de succión

Datos

P 1[kg/cm2](presión Atmosférica)

=3500[kg/cm2]

][101.4

1835002

6.318 3 cme

D=3.6[cm]

S=8

-Tubería de presión

P=258.6+390.5=649.1[kg/cm2]

=5000[kg/cm2]

][7.0

1.649450002

3.11.6494cmS

D=1.3[cm]

S=4

-Tubería de retorno

P=0.3P=194.73[kg/cm2]

=5000[kg/cm2]

][4.0

73.194850002

2.273.1948cmS

D=2.2[cm]

S=8

SELECCIÓN DE VALVULA DIRECCIONAL

Se dice selección debido a la complejidad y diversidad de válvulas que existen se la

hace con datos técnicos de catalogo del fabricante, este nos da características de la

válvula en función del caudal necesario, la presión del trabajo y otros elementos

característicos del sistema hidráulico.

Si no se tiene lo anterior, debe adoptarse una válvula cuyo diámetro de sus conexiones

sean iguales o inmediatamente superiores al diámetro de la tubería donde se utiliza la

válvula.

Entrando a catalogo técnico con la presión de trabajo y el caudal obtenemos valvuelas

con siguientes características.


Tipo de

válvula

Mando

directo

Mando

indirecto

Tipo Qmax

l/min

Pres

Max

Tamaño

nominal

Electroimanes

de CC seco

X WE 100 315 15

De nosotros Pt=200+1100=310[kg/cm2]

XWE, TN15; válvula que trabaja en un rango de Pres de 315[kg/cm2]

POTENCIA ABSORBIDA POR LA BOMBA

Se eligió una bomba de pistón por el requerimiento de presión del trabajo

P>310[kg/cm2]

- Características de la bomba de pistón

1.- Gracias al numero de pistones (impares) existe continuidad en la descarga del aceite

y poca pulsación (# de pistones generalmente 7 a11)

2.- Tolerancia reducidas entre pì9dtone y cilindros del orden de 0.0012[mm

3.-Nos dan presiones y rendimientos volumétricos mayores que los de paletas y

engranajes. El rendimiento volumétrico de estas bombas es del orden del 95%

-Potencia teórica

CVQPNCV tstt 689.139450/7.62962)858.360(450/)(

Ps= Presión de salida [kg/cm2]

Qt= Caudal teorico [l/min]

-Potencia absorbida por la bomba

CVab=CVt/ m=68/0.92=74[CV]

Qreal=Qt*1.2=102000[cm3/min]=102[L/min]

Desplazamiento o volumen geométrico

Vg= ]/[5.8495.01450

10004.1161000 3 revcmQ

v

]/[8.503108.360 2

12 cmkgPPP

Momento torsor

84.095.0

8.0

1000

62.1

v

tmh

mmh

t

PVgM

].[27.884.01000

8.505.8462.1mkpM t

Potencia de la bomba

P=8.2750.8=0.87[KW] =0.87[CV]


][975

CVM

P t ;

t

PQP

600

Nota:

Se selecciona un motor de pistones axiales tipo MCS serie 5 por su característica

Vg 600[cm3/rev].

CALCULO DE LA CAPACIDAD VOLUMETRICA DEL TANQUE

V=3.5 85=297.5 [Lts].

CARACTERSTICAS DEL ACEITE

El aceite hidráulico a utilizar es el H-L DIN 51524 equivalente al LUB-AOH46

producido por YPF.

SELECCIÓN DE VALVULAS DE PRESION

-Válvula limitadora de presión

-Válvula secuencial

F

DZ

5

D

P

3

10

210

Sin

demon

Sin

demon

Sin

demon

____


Selección de la Válvula de flujo

Selección de filtro

-Succión

-Presión

LF

BH

60

G

10

B

1

0

L24

Sin

denom

BYP

Sin

denom

____

- Retorno

Tipo de sujeción MF2 Brigada rectangular en el extremo de la base

Diámetro del pistón 125 D=125mm

Diámetro del vástago 70 d=70 mm

Longitud de carrera 25 Longitud de carrera

Principio constructivo A Brida en cabeza y base

Serie IX 10 hasta 19 medidas de instalación de

conexiones invariables conexiones invariables

Conexión de tubería 1 arriba –mirando hacia el vástago ubicado en cabeza

y base


Versión de vástago H Templado y cromado duro

Extremo del vástago G Rosca según ISO

Amortiguamiento de K Lado base, auto ajustable

posición final

Versión de junta M sistema de juntas stándar (adecuadas para aceite

mineral según DIN 51 524 H aceite mineral según DIN 51 524 HL, HLP y HFA)

Opción 1 W Si opción

Opción 2 W Si opción

Indicación Las presiones de servicio dadas valen para aaa

a aplicaciones libre de golpes. Para cargas extremas,

aaa por ej. Alta sucesión de ciclo, deben preverse aa a

a sistemas e fijación y conexión a vástago para

resistencia resistencia permanentes

CILINDRO REDONDO

Código CDM1 MF2/68/45/20ª1X/F1 HGUMWW

Descripción

Modo de operación CD Cilindro diferencial

Serie MI Serie MI

Tipo de sujeción MF2 Brida rectangular en el extremo de base

Diámetro del pistón 63 D=63mm

Válvula limitadora de presión

Código DBDH 30 G1X/100

Numero de material 00424237

Descripción

Tipo de producto DBO Válvula limitadora de presión mando directo

Tamaño nominal 30 tamaño nominal TN 30 Qmax =aprox. 350 L/min

Pmax=315 bar

Conexión G para conexión roscada

Elemento de ajuste H volante

Serie 1X Serie 10 hasta 13, medidas de instalación y

conexiones invariable

Presión de ajuste 100 Presión de ajuste hata100 bar

Junta juntas NDR adaptada para aceite mineral (ML, MLP) según DIN

5 51524 NETO (aceite de catza) fluidos hidráulicos ra

ra rápidamente degradadables en forma biológica según

V VDMA 24500

Diámetro de vástago 45 d=45 mm

Longitud de carrera 20 longitud de carrera

Principio constructivo A Brida en cabeza y base

Serie IX 10 hasta 15 medidas de instalación y conexiones

invariable invariable

Conexión de tubería E Conexión de brida ISO/DIN 6162.2 (2.5-31.5 version

versión MPa)


Conexión de tubería J Arriba mirando hacia el vastago ubicado en cabeza y b

base

Versión de vástago H Templado y cromado duro

Extremo de vástago G Roscado según ISO 6020/1 KK =M33x2A =45

NV=36

Amortiguación de U Sin

Posición final

Versión de junta M Sistema de juntas stándar (Adecuadas para aceite

mineral mineral según DIN 51 524 HL HLP y HFa)

Opción 1 W sin opción

Opción 2 W sin opción

Indicación las presión de servicio dadas valen para aplicación

libre libre de opciones. Para cargas extremas. Por ej.

Sucesión Sucesión de ciclo deben preverse sistemas e fijación

y y conexión a vástago para resistencia permanentes

PROBLEMA

Se precisa un momento torsor de 10 kgm. “F*r” y rotación de 150 a 600 rpm máximo,

sabiendo que se tiene un motor hidráulico de pistones cuyo volumen de absorción es de

50 cm3/rpm, y un momento torsor especifico de 0.065 kgm/kg*cm

2;

CALCULAR

a) El caudal de la bomba.

b) La presión de trabajo de la bomba.

c) La potencia necesaria para el motor hidráulico.

d) La potencia del motor eléctrico cuyo rendimiento es 0.9

DESARROLLO

a) Calculo del caudal de la bomba.

301050600 3

absVRPMQ l/min

b) Calculo de la presión de trabajo de la bomba.

154065.0

10

espec

tort

M

MP kg/cm

2

c) Potencia necesaria para el motor hidráulico;

El momento torsor o torque es representado por la formula

n

CVM t 2.716 de donde 37.8

2.716

60010

2.716

nMCV t


d) Potencia del motor eléctrico que acciona la bomba.

119.0450

15430

450

m

mn

PQN

PROBLEMA

Con una instalación bomba motor hidráulico se debe transportar 15 toneladas, el

conjunto tiene un coeficiente de fricción de 0.3, velocidad de 85 m/min; diámetro del

engranaje conductor 90 mm, volumen de absorción del motor hidráulico 70 cm3/rpm, y

una relación de transmisión de 2.5, rendimiento del 90%.

CALCULAR

a) El torque total

b) Torque necesario en el eje de rotación final.

c) Rotación en el eje del motor hidráulico.

d) Calculo del caudal de la bomba.

DESARROLLO

a) Torque total:

F = Peso * μ = 15000x0.3 = 4500 kg

r = 0.045 m

Mt = F× r = 4500 x 0.045 =202.5 kg

b) Calculo del momento torsor en el eje de

rotación final. FIGURA 6.17

815.2

5.202

t

ttf

r

MM kg

c) Calculo de la rotación en el motor hidráulico.

3011090

853

D

Vn rpm


1

22

P

PDd

2

12

d

DPP

d) Calculo del caudal del motor hidráulico.

31070301 absVRPMQ = 21 l/min

e) Calculo de la presión de operación del motor hidráulico.

n

QP

n

CVM t

4502.7162.716

Q

nMP t

2.716

450

6362.15090

9874305

217162

9.0301450811

P kg/cm

2

f) Calculo del momento torsor unitario específico.

31.0656

5.202tuM Kgm/kg*cm

2

PROBLEMA

En un cilindro multiplicador con embolo de diámetros de 190 mm y 150 mm, actúa una

presión de 140 kg/cm2, sobre el diámetro mayor. Calcular la presión resultante sobre el

diámetro menor.

FIGURA 6.18

62.224150

190140

22

1

2

112

d

DP

A

APP kg/cm

2

Se tiene como incógnitas D y d, se ha establecido que el valor mínimo de d es 120 mm

48.177160

3501202 d mm


Calculo de una grúa hidráulica.

FIGURA 6.19

Capacidad máxima: 400 kg = 4 ton.

Angulo de elevación: 72°.

Angulo de inclinación: 20°.

Peso propio (barra sup): 500 kg.

La situación más critica se presenta cuando se encuentra en posición horizontal debido

al momento que es mayor.

50

50tan

α = 45°

FIGURA 6.20

∑MA = 0

400 x 100 – Ry x 50=0

Ry = 12000 kg

Rx =12000 kg

R = 16970.56 kg


9.13768.126

1747011

PA

FP

Circuito hidráulico

FIGURA 6.21

Calculo del cilindro hidráulico.

FIGURA 6.22

Adoptamos una bomba de engranajes.

P = 210 kg / cm2 (el mas usado)

F1 = 16970 + 500 = 17470 kg

F2 = 500 kg

3.82210

17470

1

1 P

FAP cm

2

3.102.8344

uu

AD P

P cm

Adoptamos: Dp = 5” = 12.7 cm.

Por tanto:

68.1264

7.12

4

22

P

P

uDA cm

2 kg/cm

2


Según catalogo REXROTH seleccionamos:

Cilindro hidráulico tipo CD 210 B 125/56

Pmax = 210 kg/cm2

PN = 140 kg/cm2

RP 17240

Calculo del recorrido del pistón (S)

20° Lc2 = 50

2 + 50

2 – 2 x 50 x 2cos70°

50° Lc = 57 cm

70°

50 L2pc = 50

2 + 50

2 –2.50 x 50 x 50cos162°

Lpc = 99 cm

50

70°

50 Lpc

S = Lpc – Lc = 99-57

S = 42 cm

FIGURA 6.23

En función a la carga y el recorrido del pistón de la tabla 1 hallamos el diámetro del

hazte mínimo.

Dh = 2” = 5.08 cm

Área del hazte:

26.204

2

Dhu

Ah cm2

Área de la corona:

Ac = Ap – Ah = 1268-20.26

Ac = 106.42 cm2

698.442.106

5002 P kg/cm

2


Adoptamos:

V1 = 10 cm/seg.

V2 = 12 cm/seg. 2.410

42

1

1

1

1 V

St

t

SV seg

5.312

42

2

2

2

2 V

St

t

SV seg

Calculo del caudal:

8.126668.1261011 PAVQ cm3/seg

I 3

3

11000

1

min1

608.1266

cm

litroseg

seg

cmQ

Q1 = 76 litros/min

3

3

221000

1

min1

6004.127742.10612

cm

litroseg

seg

cmAcVQ

Q2 = 76.62 litros/min

II

1

11

t

VQ

4268.1261 SApV

V2 = 53 x 20.56 cm3

768.12662.4

56.5320 3

1 seg

cmQ Litros/min

2

22

t

VQ

4242.1062 SApV

V2 = 4469.64 cm3

62.7604.12775.3

64.4469 3

2 seg

cmQ Litros/min

P = 137.9 kg/cm2 = 2000 Pi

Q = 76.6 litros/min


Seleccionamos una bomba de engranaje.

n = 1700 rpm.

Y un motor eléctrico de 30 HP.

Seleccionamos una bomba de engranajes.

TIPO G3 Pmax = 250 kg/cm2

RP 10038 PN = 140 kg/cm2

- Válvula direccional 4/3 por una palanca manual.

TIPO WMM 10 Serie 10

RP 22320 Pmax = 350 kg/cm2

Qmax = 100 lt/min

PN = 140 kg/cm2

- Válvula de flujo con estrangulación en el retorno.

TIPO MK Pmax = 315 kg/cm2

RP 27542 PN = 140 kg/cm2

-Válvula reguladora de presión.

TIPO DB

RP 25803 Pmax = 315 kg/cm2

Qmax = 330 lt/min

- Válvula accionamiento del manómetro.

TIPO AF6

RP 30060 Pmax = 350 kg/cm2

- Filtro hidráulico de presión.

TIPO DF

RP 31278 Pmax = 420 kg/cm2

Qmax = 330 lt/min

- Filtro hidráulico de retorno.

TIPO RF

RP 31378 Pmax = 50 kg/cm2

Qmax = 1300 lt/min

UNIVERSIDAD MAYOR DE SAN SIMON FACULTAD DE CIENCIAS Y TECNOLOGÍA

DEPARTAMENTO DE ING. MECANICA ELECTROMECANICA

Docente: Ing. Fanor Rojas M.

Fecha: II - 2008

Cochabamba – Bolivia

Sistemas hidraulicos ing fanor

Engineering

Transcript of Sistemas hidraulicos ing fanor