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54784140 bombas-motores-hidrotransmisiones-fallas-y-acumuladores Document Transcript

  • 1. 1. BOMBAS HIDRAULICASTodas las bombas de los sistemas hidráulicos son unidades de desplazamientopositivo. Un sello mecánico separa la entrada y la salida. Estas bombastransforman la potencia disponible en potencia hidráulica por medio de la entregade un flujo al circuito hidráulico. La resistencia al fluir aumenta (crea) la presióndel sistema hidráulico. El flujo a presión es potencia hidráulica y puede serexpresado en unidades de caballos de potencia (HP), o kilovatios.1.1 FACTORES DE SELECCIÓNCuando consideramos una bomba hidráulica, los siguientes factores seránevaluados.1.1.1 Desplazamiento.Las bombas están generalmente clasificadas por su desplazamiento geométrico porrevolución, o por la carrera del elemento de bombeo. Esta clasificación se expresanormalmente en pulgadas cúbicas de desplazamiento por revolución o centímetroscúbicos por revolución, (Pul3/rev, cm3/rev). Otros métodos son usados confrecuencia para clasificar la bomba en galones por minuto o litros por minuto(G.P.M, L.P.M) a una velocidad de rotación específica. El desplazamiento teóricoes el 100% de la capacidad de la bomba sin deslizamientos ni pérdidas.El desplazamiento real de una bomba es menor que el desplazamiento teórico.Las pérdidas son debidas al deslizamiento o escape los cuales varían con lapresión, viscosidad y velocidad de empuje. También decrece el rendimiento por lanecesidad de precomprimir el fluido hidráulico antes de la entrega al circuito Qpresurizado. De aquí nace el concepto de eficiencia volumétrica, η vb = b , que Q Nbes la relación entre la entrega real de la bomba Qb y la nominal o teórica QNb (verfigura 1). Esta eficiencia volumétrica está entre un 92% a un 95%. Esimportante tener en cuenta de que ésta depende del nivel de presión a la que séeste trabajando.
  • 2. Figura 1. Parámetros involucrados en eficiencia volumétrica.La rata de flujo de perdidas también se expresa en la forma K∆PQ perdidas = = λ b ∆P donde K es la constante particular de cada bomba, µ es la µviscosidad dinámica del fluido y λb es el coeficiente de perdidas a temperaturaconstante. Figura 2. Muestra el funcionamiento de una bomba típica.La bomba esta especificada a 10 gpm a 1750 r.p.m. usando un fluido de 100ssu a140°F. Aunque la bomba teóricamente desplaza 10gpm, a 600psi entregasolamente 9.5gpm,y a 1500psi, solamente 8.0gpm. Esta disminución en elrendimiento de la bomba es el resultado de la disminución de la eficiencia
  • 3. volumétrica por el aumento de la presión. La eficiencia volumétrica está definidacomo la relación del desplazamiento real al desplazamiento teórico. El ejemplo dela figura 2, tiene 95% de eficiencia volumétrica a 600psi y 80% de eficienciavolumétrica a 1.500psi con el fluido especificado.1.1.2 Especificación de la presión.Las bombas están generalmente determinadas por la máxima presión deoperación. Operaciones más allá de estos puntos originan falla prematura. Confrecuencia una bomba esta determinada por dos presiones una continua y unaintermitente. Las curvas de funcionamiento mostradas en la figura 2, indican quela bomba puede operar a 1500psi. El fabricante puede especificar la bomba a1.000psi continua y 1500psi intermitente. Estos valores son una guía en ladeterminación de la vida relativa de las bombas bajo carga. Actualmente, no hayuna definición standard del ciclo de servicio, así el fabricante en particulardetermina el significado exacto de su servicio intermitente.1.1.3 Velocidad impulsora.La mayoría de bombas operan mejor entre las velocidades mínima y máximaespecificada. La excesiva baja velocidad puede ser tan indeseable como la altavelocidad exagerada.1.1.4 Dirección de la rotación.La rotación en el sentido horario es más común. Algunas bombas pueden rotar enambas direcciones y funcionar igualmente bien en los dos sentidos. Otras sinembargo, aunque igualmente pueden operar en ambas direcciones, primero debenser convertidas mecánicamente para funcionar en reverso.1.1.5 Requerimientos para el montaje.Dimensiones totales, configuración de la carcasa, tipo de montaje, adaptación delmotor orientación de la tubería (rígida) son los factores básicos para el montaje.Por ejemplo, algunas bombas tienen restricciones en la posición del montaje. Confrecuencia se restringe el tipo de accionamiento y deben evitarse las caras envoladizo y las transmisiones por correa en V.
  • 4. 1.1.6 Especificaciones del fluido.Para servicio y funcionamiento satisfactorio, se deberán observar recomendacionesde los fabricantes, teniendo en cuenta fluido, filtración, y el nivel de limpieza. Losfluidos son generalmente aceites hidráulicos con base de petróleo, o fluidossintéticos si se requiere resistencia al fuego. Son importantes el grado y laviscosidad del fluido como también la compatibilidad química del fluido con laspartes de la bomba. La mayoría de los fabricantes publican las listas de los fluidosrecomendados.1.1.7 Presiones de entrada.La mayoría de las bombas proporcionan su propio y continuo cebamiento tomandofluido para entregarlo al circuito. En algunas aplicaciones, el funcionamiento o lavida de la bomba, es significativamente mejorada si la entrada es precargada conuna presión positiva. El máximo vacío permitido a la entrada o la presión deentrada positiva recomendada con frecuencia es especificado por el fabricante dela bomba, normalmente la entrada de una bomba está cargada con aceite, debidoa la diferencia de presiones entre el depósito y la entrada de la bomba.Generalmente la presión en él deposito es la presión atmosférica, que es(101325Pa, 1 Atm, 14.7Psi). Es necesario tener un vació parcial o una presiónreducida a la entrada de la bomba, para que ésta pueda aspirar aceite, verfigura. 3 Figura 3. La presión atmosférica carga la bomba.Una consideración muy importante al instalar una bomba es el peso especifico delaceite, este origina una presión aproximadamente 0.09 kp/cm2 por cada metro dealtura (1.29 psi), para aplicar este principio consideramos los casos en que éldeposito de aceite este situado encima o debajo de la entrada de la bomba.
  • 5. Figura 4. Nivel de aceite por encima de la bomba.Cuando el nivel de aceite en él deposito esta por encima de la entrada de labomba, existe una presión positiva que empuja al aceite hacia la entrada de labomba. Sin embargo, si la bomba está situada por encima del nivel de aceite, senecesita un vacío equivalente a 0.09 kp/cm2 (1.29 psi) por cada metro que el nivelde aceite se encuentre por debajo de la bomba. Figura 5. Nivel de aceite por debajo de la bomba.En realidad, el aceite no es elevado por el vacío, sino que la presión atmosféricaimpulsa el aceite contra el vacío creado a la entrada de la bomba cuando estafuncionando.
  • 6. Figura 6. Localización del nivel de la bomba.
  • 7. Si fuese posible crear un vacío completo a la entrada de la bomba se dispondría de1.03 kp/cm2 (14.7 psi) para impulsar el aceite. Sin embargo, prácticamente ladiferencia de presión disponible es mucho menor. Uno de los motivos es que loslíquidos se evaporan en un vacío. Esto introduce burbujas de gas en el aceite.Las burbujas que son arrastradas a través de la bomba implotan con fuerzaconsiderable cuando se ven expuestas a la presión de salida y causan daños quepueden perjudicar el funcionamiento de la bomba y reducir su vida útil.1.1.8 Ruido.La mayoría de bombas operan bien, dentro de niveles de ruido aceptables losrangos en decibeles en los cuales operan la mayoría de las bombas oscilan entre55 db y 75 db. Si el ruido es critico, se chequea según las especificaciones deruido recomendadas por el fabricante.1.1.9 Restricciones especiales.En algunos casos, el fabricante de la bomba, define las limitaciones especiales.Ejemplos típicos incluyen: limites de presión por fugas en la carcasa o en el sellodel eje, aprovisionamiento para mantener llena de fluido la carcasa de la bomba encualquier momento y antes del arranque y la purga del aire durante el nuevoarranque de la bomba.1.1.10 Eficiencia total.Ordinariamente la eficiencia total de la bomba sé muestra en curvas defuncionamiento, similarmente también aquellos para la eficiencia volumétrica. Lapotencia adicional requerida para vencer las perdidas mecánicas dentro de labomba, ayuda a reducir la eficiencia total. La eficiencia mecánica es la razón dela potencia teórica hidráulica a la salida de la potencia requerida a la entrada. Laeficiencia total es el producto de las eficiencias mecánicas y volumétricas. η tb = η vb × η mb . En la figura 7, se aprecian las curvas de eficiencia total yvolumétrica, así como la potencia de entrada y el caudal.
  • 8. Figura 7. Curvas típicas de funcionamiento.1.1.11 Control de las bombas.La potencia neta de la bomba debe ser controlada para satisfacer losrequerimientos del circuito de potencia, durante todas las fases de operación delciclo normal. Si la bomba tiene un desplazamiento fijo, el control puede ser pormedio del elemento impulsor de la bomba o mediante válvulas de circuitohidráulico. Alternativamente las bombas de desplazamiento fijo pueden incluirválvulas integradas para proporcionar el tipo de control más común, tales como lasfunciones de presión de alivio y descarga. (Ver figura 8 y figura 9) válvula direccional de cuatro vias tres posiciones,centro tanden bomba alta presión válvula de alivio
  • 9. Figura 8. Bomba fija con descarga por válvula de seguridad o por la direccional, cuando esta centrada. válvula direccional de cuatro vias tres posiciones,centro tanden válvula bomba cheque alta presión válvula válvula de bomba de descarga baja alivio presión Figura 9. Circuito con bombas en paralelo.En la figura 9 inicialmente ambas bombas alimentan el sistema, luego la bombade baja presión descarga el fluido por la válvula de descarga, cuando se venza sutaraje, y el circuito continúa con la bomba de alta presión, hasta vencer la presiónde taraje de la válvula de alivio.Las bombas de desplazamiento variable se pueden ajustar para variar su entregatotal de volumen para el circuito en proporción a una señal originada a unadistancia, o nivel de presión predeterminado.1.1.12 Costo.Con frecuencia, el costo inicial de una bomba es solamente el costo que se evalúa.A un cuando el costo inicial es el mas obvio, no es siempre el mayor factor delcosto. En general, las unidades del tipo de engranajes tienen el costo inicial masbajo, las bombas de paletas son intermedias, y las bombas de pistones tienen unalto costo inicial. El costo de instalación; servicio y operación de la máquina,aunque con frecuencia pasado por alto, debe ser considerado en el diseño delsistema y en la selección de la bomba.1.1.13 Temperatura.
  • 10. Las temperaturas de operación, ambientales máxima y mínima para la bombadeben ser determinadas, tal que los sellos, fluidos y cualesquiera otroscomponentes sensibles a la temperatura pueden seleccionarse para satisfacer losrequisitos del sistema.1.1.14 Mecanismos de las bombas.Esta forma de clasificar a las bombas hidráulicas está relacionada con la dinámicadel bombeo, teniéndose así dos tipos de bombas, las rotativas y las reciprocantes.Esta clasificación es frecuentemente usada por diversos autores. Las bombasrotativas típicas son las de engranajes, paletas, tornillos y algunos diseños depistones. Por su parte las bombas reciprocantes típicas son las de diafragma yalgunos otros diseños de pistones. En general las bombas rotativas arrojan flujosmás suaves, con menos intensidad de las pulsaciones, mientras las bombasreciprocantes tienen mayor capacidad de carga (presión).1.2 COMPARACIÓN DE LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS Y BOMBAS DESPLAZAMIENTO POSITIVOLas bombas hidrodinámicas o de desplazamiento no positivo tales como los tiposcentrífugos o de turbina, se usan principalmente para transferir fluidos donde laúnica resistencia que se encuentra es la creada por el peso del mismo fluido y elrozamiento.La mayoría de Las bombas de desplazamiento no positivo funcionan mediante lafuerza centrifuga, según la cual el fluido, al entrar por el centro del cuerpo de labomba, es expulsado hacia el exterior por medio de un impulsor que girarápidamente. No existe ninguna separación entre los orificios de entrada y salida,y su capacidad de presión depende de la velocidad de rotación. Aunque estasbombas suministran un caudal uniforme y continuo, su desplazamiento disminuyecuando aumenta la resistencia. Es, de hecho, posible bloquear completamente elorificio de salida en pleno funcionamiento de la bomba, esta operación se puedeefectuar gracias a que no existe una separación mecánica entre el puerto deentrada y el puerto de salida.1.2.1 Bombas Centrifugas.
  • 11. Este diseño de bomba, (Ver figura 10), se muestra la configuración básica deuna bomba centrifuga de flujo radial, la bomba de tipo cinético más común. Elfluido se alimenta hacia el centro del impulsor y después se lanza hacia afuera através de las paletas. Al dejar el impulsor, el fluido pasa a través de una voluta enforma de espiral en donde es frenado en forma gradual, provocando que parte dela energía cinética se convierta en presión de fluido. Figura 10. Bomba centrifuga.El tipo de impulsor en una bomba depende de la acción hidrodinámica de las hojasimpulsoras para levantar y acelerar el fluido. Las bombas centrífugas puedentransportar grandes cantidades de fluido, pero su eficiencia y flujo caenrápidamente a medida que la presión o la viscosidad aumentan. Pueden tambiénutilizarse como bombas de precarga de las bombas de desplazamiento positivo.
  • 12. Figura 11. Curva de funcionamiento para una bomba centrifuga.A plena carga las bombas centrifugas tienen una mayor eficiencia que las bombasreciprocantes (Ver figura 12). Figura 12. Curvas de rendimiento.
  • 13. Sin embargo en las instalaciones hidráulicas de potencia fluida los tiempos muertos(tiempos de descanso), hacen parte de una buena porción del tiempo de trabajo.Las perdidas durante el descanso son solamente alrededor del 10% de la cargacompleta para las bombas de desplazamiento positivo y superiores al 60% o 70%para las bombas centrifugas (Ver figura 13 y 14).Figura 13. Curva de rendimiento de bombas centrifugas y bombas de desplazamiento positivo. Figura 14. Gráfica de ciclos de trabajo.1.2.2 Bombas de desplazamiento positivo.
  • 14. Todo sistema hidráulico incluye una bomba. Su función consiste en transformar laenergía mecánica en energía hidráulica, impulsando el fluido hidráulico en elsistema. Las bombas de desplazamiento positivo, también llamadas bombashidráulicas, funcionan desplazando una cantidad definida de fluido con cadacarrera, revolución o ciclo. Esto se produce porque el fluido es atrapado en losespacios que se crean entre los elementos de bombeo y la carcasa estacionaria.Los elementos de bombeo principalmente incluyen diseños con engranajes,lóbulos, pistones, paletas y tornillos.La figura 15, muestra que el fluido entra en la bomba atravesando una válvulaantirretorno en la carrera de entrada. En la salida, la válvula antirretorno se cierra,obturando la entrada. Cuando el pistón se mueve hacia delante, el fluidodesplazado debe pasar por el orificio de salida. Figura 15. Principio de funcionamiento de una bomba de desplazamiento positivo.La presión viene determinada por la carga de trabajo y exceptuando una pequeñacantidad de fugas, el caudal de salida es independiente de la presión. Esto haceque la bomba de desplazamiento positivo sea más adecuada para utilizarse en latransmisión de potencia. La bomba de desplazamiento positivo a diferencia de lascentrífugas producirá el mismo flujo a un valor de r.p.m. dado sin importar quepresión de descarga se tenga. A consecuencia de lo anterior una bomba dedesplazamiento positivo no puede ser operada contra una válvula cerrada en ellado de la descarga. Sí ello ocurriera, la bomba seguirá produciendo flujo, lo cualhará que la presión de salida aumente hasta que las líneas se rompan, o elimpulsor, o la bomba, se dañen severamente.1.3 CARACTERISTICAS DE LAS BOMBASLas bombas se clasifican normalmente por su presión máxima de funcionamiento ypor su caudal de salida en (litros/minuto, g.p.m, etc.) a una velocidad de rotacióndeterminada.1.3.1 Valores nominales de la presión.
  • 15. El fabricante determina la presión nominal ∆P basada en una duración razonableen condiciones de funcionamiento determinadas. Es importante anotar que nohay un factor de seguridad normalizado correspondiente a esta estimación.Trabajando a presiones mayores se puede reducir la duración de la bomba, causardaños serios y ocasionar fallas.En las figuras de los sistemas hidráulicos, se adopto el código de colores ysímbolos gráficos que corresponden a la norma Americana ASA denominadaposteriormente ANSI (American National Standards Institute). De esta manera sepueden apreciar los cambios de presión de manera didáctica. Presión del sistema. Caudal de retorno. Aspiración o drenaje. Caudal controlado. Presión reducida, presión piloto o presión de descarga. Presión intensificada. Fluido inactivo.1.3.2 Desplazamiento.Es el volumen de líquido transferido en una revolución, es igual al volumen de unacámara multiplicada por el número de cámaras que pasan por el orificio de salidadurante una revolución de la bomba. El desplazamiento se expresa en Cb(cm3/rev, in3/rev, etc.). La mayoría de las bombas tienen un desplazamiento fijoque solo pude modificarse sustituyendo ciertos componentes. En algunas bombases posible variar las dimensiones de la cámara de bombeo por medio de controlesexternos, variando así su desplazamiento. En ciertas bombas de paletas noequilibradas hidráulicamente y en muchas bombas de pistones puede variarse eldesplazamiento desde cero hasta un valor máximo teniendo algunas la posibilidadde invertir la dirección del caudal cuando el control pasa por la posición central oneutra.1.3.3 Caudal.Una bomba viene caracterizada por su caudal nominal QNb en (litros/min,g.p.m) Enrealidad puede bombear más caudal en ausencia de carga y menos a su presión defuncionamiento nominal.
  • 16. 1.3.4 Eficiencia.1.3.4.1 Eficiencia volumétrica (ηvb).En teoría, una bomba suministra una cantidad de fluido igual a su desplazamientopor ciclo o revolución. En realidad el desplazamiento efectivo es menor, debido alas fugas internas. A medida que aumenta la presión, las fugas también aumentany la eficiencia volumétrica disminuye. Las fugas pueden ser de dos tipos, depuerto a puerto, lo que significa que hay un flujo de retorno desde el puertopresurizado de salida hasta el puerto de entrada; o, en algunos diseños debombas, puede haber fugas hacia la carcasa, que va al tanque por la línea dedrenaje. La viscosidad del fluido, la temperatura y la presión de operación son laspropiedades que afectan la eficiencia volumétrica.La eficiencia volumétrica es igual al caudal real de la bomba dividido por el caudalteórico. Se expresa en forma de porcentaje. QEficiencia volumétrica = Caudal real / Caudal teórico, η vb = b , el valor de Q Nbeficiencia volumétrica oscila entre [0.92-0.96]Por ejemplo, sí una bomba tiene un desplazamiento de 15 pulg3/rev. A 1750 r.p.m.podría entregar: Pul 3 rev 1galQNb= 15 × 1750 × = 113.63 G.P.M rev min 231Pul 3Sí el caudal obtenido a 1750 r.p.m. es de 104.25 G.P.M, la bomba tendrá unaeficiencia volumétrica de:ηvb = 104.2 G.P.M / 113.63 G.P.M = 91.74%Debido a que la ineficiencia volumétrica no produce trabajo mecánico, las fugasproducen calor. Sí la bomba opera con una presión de descarga de 1800 psi, larata de generación de calor debido a las fugas es:Qf=1.48 Qperdidas∆P [BTU/h]= (113.63 G.P.M - 104.2 G.P.M) x 1800 psi = 25077Btu/h1.3.4.2 η Eficiencia mecánica (ηmb).
  • 17. Otro tipo de ineficiencia es la producida por la fricción mecánica durante laoperación de la bomba. Si la bomba fuera a entregar flujo a presión cero,entonces no habría requerimientos de fuerza (torque).Si nuevamente consideramos la bomba de 15 pulg3/rev de desplazamiento,operando a 1800 psi, el torque teórico será: Pul 3 15 × 1800PSI C × ∆p revT= b = = 4297 lbf-pulg 2π 2πSuponiendo que el torque requerido para mover la bomba a 1800 psi es de 4530lbf-pulg, la eficiencia mecánica será:ηmb = To/Tr=4297 lbf-pulg / 4530 lbf-pulg = 94.86%Un aspecto, que vale la pena resaltar, es que la relación entre la eficienciavolumétrica y la mecánica cambian con la presión y la velocidad de operación. Auna baja presión, la eficiencia volumétrica es alta; pero la eficiencia mecánica,baja. A una alta presión, una mejor lubricación incrementa la eficiencia mecánica,pero las fugas disminuyen la eficiencia volumétrica. Con respecto a la velocidad, laeficiencia mecánica es alta a bajas velocidades. Sin embargo, la eficienciavolumétrica es más alta a la máxima velocidad. Esto es debido a que las fugasdependen de la presión. En consecuencia, las fugas son un pequeño porcentajede la gran cantidad de flujo producido a alta velocidad.1.3.4.3 Eficiencia global o total (ηTb).En el proceso de seleccionar una bomba hidráulica es importante que se comparenlas eficiencias. Es muy común que la literatura técnica tenga en cuenta un tipo deeficiencia pero no el otro. Sin embargo, la mejor forma de comparar es a partir dela eficiencia global, que incluye ambas, la volumétrica y la mecánica.Matemáticamente, la eficiencia global, es la simple multiplicación de los dosvalores. La eficiencia global, para la bomba del ejemplo, sería: . η tb = η vb × η mbηTb = 91.7% x 94.86% = 87.03%Otra forma de determinar la eficiencia de una bomba es la potencia teórica desalida con los requerimientos de potencia del motor primario. Si la bomba produce104.25 gpm a 1800 psi, la potencia de salida será: Q × ∆P 104.25G.P.M × 1800PSIPots= b = = 109.46 HP 1714 1714Y la potencia de entrada: Tr × N 4530Lb − Pul × 1750r.p.mPote = = = 125.83 HP 63000 63000La eficiencia global será:
  • 18. ηTb = Pots/ Pote= 109.46 HP / 125.78 HP = 87.03%Este valor es igual al anteriormente obtenido multiplicando las eficienciasvolumétrica y mecánica.1.3.5 λ Coeficiente de perdidas: (λb).Este valor esta involucrado en el caudal que se pierde por drenaje a tanque y esfunción de la velocidad la temperatura y la presión con frecuencia el diseñador debombas calcula este valor experimentalmente, controlando los diferentesparámetros. Κλb = µΚ= constante particular para cada bomba.µ= viscosidad dinámica del fluido.1.4 FORMULAS BASICASEstas ecuaciones son desarrolladas por la lógica de la maquinaQb= caudal de entrega QNb= caudal nominal o teóricoQ1= caudal de perdidas Nb= revoluciones por minutoCb= desplazamiento o capacidad ∆P= cambio de presiónηvb= eficiencia volumétrica ηmb= eficiencia mecánicaηTb= eficiencia global o total λb= coeficiente de perdidasTr= torque real To= torque teóricoQf= calor disipado Hp= potencia de consumo
  • 19. Figura 16. Parámetros bomba de desplazamiento positivo. ηQb = Cb* Nb*ηvb < QNb= Cb* Nbη tb = η vb × η mb , ηvb= (Qb/ QNb)*100, ηmb=(Tr/To)*100 C b × ∆p C b × ∆pTo= , Tr= × η mb 2π 2π K∆P ηQ1= Cb* Nb*(1-ηvb), Q1 = = λ b ∆P µQf=1.48 Q1*∆P (BTU/h), Qf=1.56 Q1*∆P (kj/h) Q b × ∆P Q b × ∆PPot= [HP] Pot= [Kw] 1714 × η Tb 2298 × η Tb Q Nb × ∆P Q Nb × ∆PPot= [HP] Pot= [Kw] 1714 × η m 2298 × η m1.5 CLASIFICACIÓN DE LAS BOMBAS HIDRAULICASTres tipos de bombas son las mas comúnmente usados; de engranajes, de aspas opaletas y de pistones.
  • 20. CLASIFICACIÓN DE BOMBAS HIDRAULICAS Bombas hidráulicas de desplazamiento positivo Desplazameinto Desplazamiento Fijo Variable Engranajes Paletas Pistones Paletas Pistones BalanceadasExternos Internos Radial Axial Eje Operadas Operadas Pistones Pistones Eje Quebrado directamente por piloto Radial Axial Quebrado Luna Georotor Creciente Cuadro sinóptico clasificación de las bombas (Racine-Rexroth)1.6 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO FIJO1.6.1 Bombas de engranajes externos. Figura 17. Bomba de engranajes externos.Una bomba de engranajes (Ver figura 17), suministra un caudal, transportandoel fluido entre los dientes de dos engranajes bien acoplados. Uno de losengranajes es accionado por el eje de la bomba y hace girar al otro. Las cámarasde bombeo, formadas entre los dientes de los engranajes, están cerradas por elcuerpo de la bomba y por placas laterales llamadas frecuentemente placas depresión o de desgaste, algunas bombas poseen un campo de presión opressure field (Ver figura 18) que consiste en un compartimento en la cara
  • 21. frontal y posterior donde se aloja el aceite cuando la bomba esta en operaciónevitando que pierda eficiencia volumétrica debido a la alta presión a la cual estaoperando. Figura 18. Bomba de engranajes con campos de presión.En general, las bombas de engranajes no están equilibradas hidráulicamentedebido a que la alta presión en el orificio de salida impone una carga noequilibrada sobre los engranajes y cojinetes. Cojinetes grandes incorporados eneste diseño equilibran las cargas. Estas bombas pueden llegar a trabajar apresiones de hasta 3600 psi con una compensación adecuada de las cargasaxiales.El volumen se forma entre los flancos de los dientes y las paredes de la carcasa.V= m×z×b×h×π.m= modulo.z= cantidad de dientes.b= ancho de dientes investigar.h= altura de dientes
  • 22. 1.6.1.1 Despiece bomba de engranajes externos. Figura 19. Despiece de bomba de engranajes externos.1.6.1.2 Nivel de filtración.Las bombas de engranajes requieren altos niveles de filtración debido a que entrela tolerancia radial que existe entre el diente del engrane y la pista de la carcasa(ver figura 20), es muy susceptible a ser rayada lo cual traerá comoconsecuencia que la bomba ya no levante la presión con la cual fue diseñada, serecomienda utilizar filtros con malla numero 100 o un nivel superior, también esposible utilizar filtros en serie para una adecuada filtración en el puerto de succiónde la bomba. Figura 20. Tolerancias bombas de engranajes externos.1.6.1.3 Fugas en bombas de engranajes.Las fugas pueden ser internas, cuando hay flujos de retorno al puerto de succión;o externas, cuando hay flujos a través de la carcasa, los cuales son conducidos aldepósito por el drenaje de la bomba o el motor. En general la mayoría de lasbombas de engranajes no tienen fugas externas. Consecuentemente su eficiencia
  • 23. volumétrica es afectada sólo por las fugas desde el puerto de presión al puerto desucción, fugas internas.Las fugas internas de las bombas de engranajes pueden tomar dos trayectorias. Laprimera es la que recorre el fluido presurizado que pasa por el juego que hay entrela envoltura y las puntas de los dientes de los engranajes. No obstante también sepresentan fugas entre los mismos dientes de los engranajes estrechamenteajustados. Se debe recordar que es necesario el juego, ya que los engranajesdeben girar dentro de la envoltura de la bomba. Este juego permitirá que ellíquido a presión fluya por las paredes hasta el lado de succión.Las bombas de engranajes de alta presión están diseñadas con placas de desgasteflotantes también conocidas como placas de empuje. Estas dos placas de desgasteestán localizadas dentro de la envoltura de la bomba, a cada lado de losengranajes. Para facilitar el arranque de la bomba las placas de desgastegeneralmente tienen superficies de bronce y están mecánicamente forzadas contralas caras de los engranajes pero con una carga ligera. A medida que la presiónaumenta, esta crea una fuerza hidráulica que tiende a alejar a las placas dedesgaste de los engranajes. Sin embargo la fuerza hidráulica es balanceada poruna cavidad de presión creada en el lado opuesto de una (o a veces ambas,dependiendo del diseño de la bomba) de las placas de desgaste. El área efectivade esta cavidad de presión esta precisamente diseñada de tal forma que unapequeña fuerza hidráulica siempre exista para forzar las placas de desgaste contrala superficie de los engranajes. Durante su operación, las placas autoajustan eljuego de la bomba, de acuerdo con el nivel de presión. Por supuesto a más alta lapresión del sistema más alta es la carga hidráulica en las placas de desgaste. Lasplacas de desgaste presurizadas reducen las fugas a un mínimo sin crear excesivafricción mecánica. Por otro lado permiten que la bomba compense por sí misma eldesgaste.1.6.1.4 Niveles de ruido.En el pasado las bombas de engranajes tenían mala fama debido al alto nivel deruido durante su operación. Este es una combinación de ruido mecánico debido alengranar de los dientes, e hidráulico creado por la alta frecuencia de los pulsos depresión ocasionados por el alto número de cámaras de bombeo. Afortunadamentelos diseños computarizados de engranajes y las nuevas técnicas de fabricación hanproducido bombas de engranajes que operan con niveles de ruido muysatisfactorios. Las bombas con engranajes helicoidales son silenciosas, peroproducen un empuje axial no deseado. Este tipo de empuje se puede abolir conel uso de engranajes herringbone (espina de pescado).
  • 24. 1.6.1.5 Dirección de rotación.Cuando se selecciona una bomba de engranajes se debe ser cuidadoso al ordenarque tenga una correcta dirección de rotación. Esta precaución es necesaria dadoque la mayoría de las bombas de engranajes no pueden ser convertidas fácilmentepara cambiar de una dirección de rotación a otra. De hecho pueden requerir unaenvoltura separada (disposición invertida) para convertir la dirección de rotación.Si observamos cualquiera de las ilustraciones de corte transversal de una bombade engranajes, a primera vista parece que la dirección de rotación puede sercambiada simplemente variando el sentido de giro. En teoría esto hará que elmecanismo bombee al revés, por lo que simplemente requiere que se conecten laslíneas de succión y de presión en los puertos opuestos. Sin embargo este no es elcaso. La mayoría de las bombas con capacidad de autocebado tienen un puertode succión más grande que el de descarga. Esto facilita el uso de la tubería desucción adecuada en la entrada de la bomba. En consecuencia, sí sólo se cambiala dirección de rotación, la bomba tratara de impulsar el flujo a través de un puertomás pequeño, mientras que bombea a un puerto más grande. Esto no seríarecomendable.Otro problema en cambiar la dirección de rotación de una bomba de engranajes esque la mayoría no tienen un drenaje externo. Dado que la carcasa no estáconectada al depósito, la baja capacidad de presión de sellado del sello del ejehace que tenga que ser internamente conectado a la succión de la bomba. Si estono se hace cuando la dirección de rotación de la bomba es cambiada, el fluido aalta presión puede causar fallas inevitables en este sello.Las bombas con placas de desgaste presurizadas pueden requerir placastotalmente diferentes para operar en dirección contraria. Esto se debe a que lacavidad de presión creada detrás de la placa no es simétrica. De hecho debe sercargada con mayor intensidad en el lado de presión que en el de succión. Aloperar estas bombas en dirección equivocada, no se tendrá el sello adecuado dadopor las placas de desgaste.1.6.1.6 Funcionamiento.Básicamente el bombeo se produce por dos ruedas dentadas que engranan ydesengranan produciendo el flujo. Las bombas de engranajes externos usan dosruedas idénticas girando una contra otra. Una rueda es conducida por el motor, yesta a su vez conduce a la otra rueda. Sin embargo, si el diseño de la bomba esde menos de seis dientes, la rueda conducida suele ser impulsada externamentepor la acción de un engranaje externo que la mueve a la misma velocidad que larueda acoplada directamente al eje. Cada rueda es soportada por un eje conrodamientos en ambos lados.
  • 25. Según se describe en la figura 21, los pasos en el funcionamiento de una bombade engranajes externos son:1. A medida que las ruedas desengranan van generando un volumen en expansión en la entrada de la bomba. El líquido fluye hacia adentro y es atrapado por los dientes de los engranes a medida que giran.2. El líquido viaja alrededor de la parte interior de la carcasa dentro de las cavidades formadas por los dientes y la carcasa. No pasa por entre las ruedas.3. Finalmente, al engranar las ruedas se fuerza al líquido a salir por el puerto de descarga presurizado. Figura 21. Funcionamiento de las bombas de engranajes externos.Cuando los dientes engranan, el fluido que está en la cámara desarrolla un nivelelevado de presión. Unas muescas de descompresión mecanizadas en las placaslaterales descomprimen el fluido. El líquido a presión se canaliza en una ranurapara lubricar los cojinetes.Debido a que las ruedas son apoyadas en los dos extremos, las bombas deengranajes externos pueden ser muy silenciosas y son usadas frecuentementepara aplicaciones de alta presión, como aplicaciones hidráulicas. Sin cargas envoladizo sobre los rodamientos, en el eje del rotor no hay deflección evitandodesgastes prematuros.1.6.1.7 Desbalanceo hidráulico.La principal causa de falla en las bombas de engranajes externos probablementesea debida a fallas en los cojinetes. Como se aprecia en la figura 22, en estetipo de bombas se generan altas cargas mecánicas en los ejes y cojinetes debidasa las fuerzas de presión desbalanceadas. Estas cargas son significativas apresiones normales de trabajo, haciendo que el tamaño y el diseño de loscojinetes, así como la precisión de su alineamiento, sean factores críticos en su
  • 26. diseño. Por estas razones las bombas de engranajes baratas están usualmentelimitadas a presiones de operación máximas de 1500 psi o menos. Figura 22. Fuerzas debidas a la presión en las bombas de engranajes.
  • 27. Figura 23. Efecto de las fuerzas de contacto entre los dientes.Como se muestra en la figura 23 las fuerzas de contacto entre los dientes sesuman a la carga que tienen que soportar los cojinetes de la rueda conducida,pero se restan de las cargas de los cojinetes de la rueda conductora. Las fuerzasde contacto son de cerca de un 10% de las fuerzas de presión, por lo que se tieneuna capacidad sobrante en el cojinete de la rueda conductora, permitiendomanejar algunas cargas desbalanceadas de una polea o un engranaje conductor.También se concluye de lo anterior que en los casos de operación extrema, cuandolas cargas permitidas de los cojinetes se exceden, se puede esperar que el cojinetede la rueda conducida falle primero.Cuando se usan cojinetes de deslizamiento las cargas son soportadas por películashidrodinámicas de lubricante. Para tener un espesor adecuado de la película yevitar el contacto metal a metal y el desgaste, se requiere de unas r.p.m. mínimasy de una viscosidad del fluido mínima. Por tanto, se debe evitar la operación encondiciones de altas cargas, bajas r.p.m. y altas temperaturas.Las bombas de engranajes externos pueden operar a altas presiones (más de 4500psi), simplemente equipándolas con una estructura de apoyo adecuada parasoportar estas cargas hidráulicas desbalanceadas. Las bombas de alta presióntienen ejes de gran diámetro que ofrecen resistencia y permiten el uso derodamientos más grandes. Dependiendo del diseño de la bomba estos cojinetessuelen ser rodamientos de agujas o bujes hidrodinámicos (lubricados a presión).1.6.1.8 Tipos de engranajes.Los engranajes pueden ser rectos, helicoidales o de doble helicoide (espina depescado). Los engranajes helicoidales y de espina de pescado ofrecen un flujomás uniforme que los engranajes rectos, aunque todos los tipos de engranajeproducen flujos relativamente uniformes. Las bombas de engranajes externos degran capacidad, normalmente usan engranajes helicoidales o de espina depescado.1.6.1.9 Curvas de desempeño.Las curvas típicas de desempeño se muestran en las figuras 24 y 25 Laspresiones nominales entre los 2000 y 3000 psi (140 a 210 bares) son comunespara la mayoría de los diseños. Algunas bombas de trabajo pesado tienen rangosde presión de hasta 4000 psi (280 bares).
  • 28. Figura 24. Eficiencia de una bomba de engranajes de trabajo mediano.Figura 25. Eficiencia de una bomba de engranajes de trabajo pesado.
  • 29. 1.6.2 Bombas de engranajes internos. Figura 26. Bomba de engranajes internos.Los diseños de bombas de engranajes internos fueron utilizados por primera vezen Bélgica, son simples y compactos y tienen un bajo nivel de ruido. Aunque losniveles de presión de operación no son generalmente tan altos como los de otrasunidades de desplazamiento positivo, y la eficiencia tiende a caer a medida que latemperatura aumenta, son muy apropiadas para ciertas aplicaciones industrialesdonde la temperatura es moderada, las cargas son ligeras o intermitentes y elconsumo de potencia es bajo.Por cada revolución de una bomba de engranajes internos, las ruedas tienenbastante tiempo para desengranar permitiendo que los espacios entre los dientesse llenen completamente, evitando la cavitación. El aumento de volumen seproduce en un ángulo de giro de aproximadamente 120º. Las bombas deengranajes internos logran bombear fluidos con viscosidades por encima de1320.000 cSt (6000.000 SSU) y también líquidos de muy baja viscosidad, como elpropano y el amoniaco. Además, las bajas velocidades y la baja presión deentrada proporcionan una descarga constante y bastante pareja a pesar de quehaya variaciones en las condiciones de presión.La mayor ventaja de cualquier bomba de engranajes internos es que las ruedasengranan en un diámetro interno. La rueda interna sigue a la externa a través demás grados de rotación. Esto significa que las ruedas engranan y desengranan auna velocidad relativamente más baja. Esto genera un flujo más uniforme hacia ydesde la bomba. En el lado de succión de la bomba, este desengrane a velocidadrelativamente baja proporciona un mejor llenado de la bomba. La menor velocidaddel flujo le permite a la bomba arrancar con fluidos más viscosos durante lascondiciones frías de encendido. Asimismo, el desengranar menos radical de losdientes a la salida de la bomba, significa un flujo de salida más uniforme, y enconsecuencia, un menor nivel de ruido durante la operación.
  • 30. El volumen se forma entre los flancos de los dientes, las paredes de la carcasa y lapieza de llenadoV= m×z×b×h×π.m= modulo.z= cantidad de dientes de la rueda dentada interior.b= ancho de dientes.h= altura de dientes.1.6.2.1 Despiece. Figura 27. Despiece de una bomba de engranajes internos.
  • 31. 1.6.2.2 Niveles de ruido.Una característica muy favorable de las bombas de engranajes internos es su bajonivel de ruido. La figura 28 muestra las curvas de sonido de una unidad típicaoperando sobre un rango de presiones y velocidades. El nivel de sonido esuniformemente bajo. El gran arco en el que engranan las ruedas provee unacoplamiento gradual de los dientes y un flujo de salida suave, minimizando tantoel ruido directamente transmitido al aire, como él generado por el fluido. Figura 28. Niveles de sonido de una bomba de engranajes internos.1.6.2.3 Dirección de rotación.Debido a que solo tienen dos partes móviles, son confiables, simples de operar yfáciles de mantener. Pueden ser operadas en ambas direcciones lo que permiteobtener una mayor utilidad en una variedad de aplicaciones. Están disponibles enconfiguraciones simples y múltiples.
  • 32. 1.6.2.4 Funcionamiento.Una bomba de engranajes internos consta de una rueda interior, una exterior yuna pieza en forma de medialuna la cual actúa como sello. La figura 29 muestrauna configuración típica. Tal como en la de engranajes internos, el fluido esconducido en los espacios entre los dientes. Figura 29. Bomba de engranajes internos.Según se describe en la figura 30, los pasos en el funcionamiento de una bombade engranajes internos, son:1. El líquido entra al puerto de succión entre los dientes del rotor (engranajegrande exterior) y del conducido (pequeño engranaje interior). Las flechas indicanla dirección de la bomba y del líquido.2. El líquido viaja a través de la bomba dentro de los dientes de los engranajes.La medialuna divide el líquido y actúa como un sello entre la succión y la descarga.3. La bomba esta casi completamente inundada, justo antes de forzar al fluido asalir por la descarga. Los espacios entre los dientes del engranaje rotor yconducido forman paquetes cerrados de líquido, lo que asegura un control delvolumen.4. Los dientes del engranaje rotor y el conducido engranan completamenteformando sello entre la descarga y la succión, y forzando al líquido a salir por ladescarga. Figura 30. Funcionamiento de las bombas de engranajes Internos.
  • 33. 1.6.2.5 Desbalanceo hidráulico.Las ruedas giran entre placas laterales fijas con tolerancias fijas. Sin embargo,algunos diseños tienen una placa lateral, o placas, cargadas con presión, paracontrolar las tolerancias en las caras de los engranes o para permitir la expansióntérmica de las ruedas durante la operación.La fuerza debida a la presión desbalanceada en la rueda interna, es soportada poruna chumacera. Tal como en las bombas de engranajes externos, el tamaño de larueda debe ser reducido a medida que se trabaja con presiones mayores, paramantener la carga de los cojinetes dentro de los límites aceptables. Las fuerzas depresión actuando hacia afuera en el engranaje exterior son en partecontrarrestadas por la presión hidrostática del fluido filtrado en el perímetro de larueda.1.6.2.6 Desempeño.Aunque hay algunas bombas de engranajes internos diseñadas para operar apresiones por encima de los 3000 psi (210 bares), la mayoría son usadas enaplicaciones industriales a 2000 psi (140 bares) o menos. Los diseños parapresiones mayores usualmente no sólo emplean placas laterales cargadas conpresión, sino que también usan una medialuna o cuña cargada con presión hacialos dientes para controlar las tolerancias y reducir las fugas. También se tienendiseños con un soporte hidrostático para la rueda exterior.Una forma alternativa de lograr altas presiones es empleando unidades demúltiples etapas. La salida de la primera etapa es conducida directamente hacia lasegunda, etc. En estos diseños, el aumento de presión obtenido por etapa estalimitado a 1500 psi (100 bar). Obviamente, el diseño de múltiples etapas ya notiene las ventajas de tamaño compacto y simplicidad de una bomba simple.El desempeño típico de una bomba con tolerancias fijas se muestra en la figura31. El uso de placas laterales cargadas con presión ayudará a mantener unaeficiencia razonable a medida que la temperatura aumenta y la viscosidad delfluido se hace menor. Un aumento de la temperatura de 38ºC (100 F) hasta unos70ºC (160 F), puede cambiar la viscosidad por un factor de 3 o más, con elcorrespondiente aumento de las fugas en las unidades de tolerancias fijas.
  • 34. Figura 31. Desempeño de una bomba de engranajes internos.La eficiencia de las bombas de engranajes internos es buena a bajas temperaturasy presiones. Esta tiende a bajar a medida que la temperatura aumenta y lascondiciones de operación máximas son alcanzadas. Sin embargo, la potenciadesperdiciada es pequeña y el desempeño aceptable, en aplicaciones donde losciclos de trabajo son intermitentes.1.6.3 Bomba Georotor. Figura 32. Componentes internos de una bomba georotor.
  • 35. Un tipo especial de bomba de engranajes internos es la bomba georotor (verfigura 32). El término georotor (o gerotor) viene del inglés "generated rotor", yeste hace referencia al nombre comercial del tipo de engranaje interno.Aunque se encuentra clasificada como bomba de transporte de fluidos altamenteviscosos, se ha utilizado en hidráulica por su bajo nivel de ruido y por su excelentedesempeño en condiciones de baja temperatura. El rotor dentado esta unido a lamaquina de accionamiento. Con el movimiento de rotación del rotor dentado y dela rueda dentada interior aumenta el volumen entre los flancos de los dientes. Labomba "aspira".Posee una marcha sumamente tranquila y buena conducta de aspiración. En elsector de la pieza de llenado el fluido se transporta con una variación del volumena medida que las dos piezas van rotando simultáneamente.La cámara que sigue a la pieza de llenado esta unida a la conexión de presión.Aquí se reduce el volumen entre los flancos de los dientes y el fluido esdesplazado.Esta bomba combina un engranaje interno dentro de otro externo, (Ver figura32). El engranaje interno normalmente es el conductor, está enchavetado en eleje, y lleva un diente menos que el engranaje exterior.Cuando los engranajes giran, cada diente del engranaje interno está en constantecontacto con el engranaje externo, pero con un diente de más, el engranajeexterno gira más despacio. El fluido entra a la bomba cuando los espacios entrelos dientes giratorios aumentan durante la primera mitad de cada giro. Cuandoestos espacios disminuyen en la segunda mitad del ciclo, obligan a salir al fluido.En el sector de engrane dentado la forma especial de los dientes resulta ventajosa,dado que entre el rotor dentado y la rueda dentada prácticamente no existe unespacio muerto, por esta razón no presentan pulsaciones de presión y sonsumamente silenciosas.El rotor tiene un diente menos que el estator de dentado interior. Movimientoplanetario del rotor.V= z×(Amax- Amin) ×b.z= cantidad de dientes de rotor.b= ancho de dientes
  • 36. DESPIECE BOMBA GEOROTOR
  • 37. 1.6.3.1 Despiece de la bomba Georotor. Figura 33. Despiece de la bomba georotor.1.6.4 Bomba de Paletas. Figura 34. Bomba con válvula de alivio incorporada.
  • 38. En los primeros años de la oleohidráulica, las bombas de paletas ganaron granaceptación sobre los diseños de engranajes. Esto se debió a dos causasprincipalmente. La primera es que debido a los métodos disponibles en esa época,los engranes no se podían maquinar con un alto grado de precisión. Estoredundaba en bombas de engranajes que producían mucho ruido mecánico amedida que los dientes engranaban a altas velocidades.La segunda razón, el limitado conocimiento sobre materiales de manufactura,permitía que se produjeran fallas en los dientes de los engranajes, así como en losrodamientos. Estas fallas eran causadas por los diseños básicos, con altodesbalance de presión. Las bombas de paletas cubren la zona de caudalespequeños y medios con presiones de funcionamiento hasta 3000 psi. Son fiables,de rendimiento elevado, y de fácil mantenimiento. Además, tienen un bajo nivelsonoro y una larga duración.Las bombas de paletas más comunes son las de paletas deslizantes, las cuales seencuentran en diseños equilibrados hidráulicamente (dos carreras) y noequilibrados (una carrera) hidráulicamente. A su vez, estos dos tipos seencuentran en versiones de desplazamiento fijo y variable. Sin embargo, ambasconstrucciones poseen el mismo grupo constructivo principal que se componen derotor y paletas. Las paletas en el rotor se mueven radialmente. Lo que varía es laforma del así denominado estator, que limita la carrera de las paletas.Se diseñan en un conjunto de cuatro o más paletas con cinemática plana, el rotores un cilindro hueco con ranuras radiales, en las cuales se deslizan las paletas(desplazadoras). El rotor va dispuesto de modo excéntrico respecto a la superficieinterior del estator, debido a la cual las paletas, durante la rotación del rotorrealizan desplazamientos de vaivén respecto al rotor. Posen unos taladrados en la superficie por donde llega el fluido hidráulico de lazona de descarga y entra por la parte interior de la paleta obligándola adesplazarse.Bajo la acción de las fuerzas centrípeta, las paletas se aprietan contrasus extremos libres a la superficie exterior del estator y se deslizan poresta, y con los extremos interiores se desplazan por el así llamado árbolflotante sin cojinetes.El liquido llena el espacio entre las dos paletas vecinas y las superficies del rotor ydel estator. Este espacio es la cámara de trabajo, cuyo volumen aumenta duranteel giro del rotor, y después, al alcanzar el valor máximo, se cierra y se traslada ala cavidad de impelencia de la bomba. Al mismo tiempo empieza el
  • 39. desalojamiento del líquido en la cámara de trabajo en una cantidad igual a suvolumen útil.El volumen se forma entre el estator circular, el rotor y las paletas.V= 2π×b×e×D.e= excentricidad.b= ancho de las paletas1.6.4.1 Despiece bomba de paletas no balanceada hidráulicamente. Figura 35. Despiece de bomba de paletas.1.6.4.2 Nivel de filtración.Debido al diseño de paletas estas bombas requieren altos niveles de filtración, elcontacto de la paleta con el anillo es por medio de la fuerza centrifuga provocadapor la velocidad de rotación del rotor es por esta razón que si un cuerpo de mayordureza que la paleta entra en contacto con la pista y la paleta, puede provocar una
  • 40. ralladura que traería como consecuencia, que la bomba no levante la presión parala cual fue diseñada y por lo cual su desempeño se vería gravemente afectado,además del desgaste que provocaría con respecto a las paletas que se encuentranen desplazamiento lineal relativo a la rotación del rotor, para evitar tal efecto enlas bombas de paletas se recomienda utilizar sistemas de filtración magnéticospara capturar partículas de hierro o acero que lleva el fluido. Estudios recienteshan demostrado que partículas tan pequeñas como 1.5 micras tienen efectosdegradantes, originando fallos en las bombas de paletas, acelerando el desgaste ydegradando el fluido hidráulico en muchos casos.1.6.4.3 Niveles de Ruido.Debido a la forma en que la presión es elevada por cada paleta sucesiva, hace quela operación de este tipo de bombas sea suave y silenciosa. La figura 36 muestralos bajos niveles acústicos alcanzados con las modernas bombas de paletasindustriales. Figura 36. Niveles de sonido de una bomba de paletas no equilibrada.La mayoría de las bombas de paletas en los Estados Unidos son operadas a 1200r.p.m. y a presiones entre los 1000 y 2000 psi (70 a 140 bares). Sobre este rango,el nivel acústico de la bomba es de 63 dB(A) o menos, medidos usando losprocedimientos estándar de la NFPA. (El nivel acústico normal es de 60 db(A). Labomba entrega 40 HP (30 KW) de potencia hidráulica a 1200 r.p.m. y 2000 psi(140 bares). Incluso a 1800 r.p.m. y 2000 psi (140 bares), donde la bombaentrega 60 HP (45 KW) de potencia hidráulica, el nivel acústico es de sólo 70dB(A).
  • 41. 1.6.4.4 Dirección de rotación.Las bombas de paletas equilibradas son normalmente convertibles, de un sentidode giro a otro. Lo que se busca con esto es invertir la dirección de rotación deleje sin cambiar la dirección del caudal dentro de la bomba. La dirección derotación se cambia simplemente acomodando el anillo guía orientado a 90º de suposición original, (Ver figura 37). Esto permite que las cámaras de bombeoaumenten de tamaño cuando pasan por el orificio de entrada y disminuyan cuandopasan por la salida. El caudal que atraviesa la bomba no varía, aun cuando se hayainvertido la rotación del eje. Con algunos diseños de bombas, las paletas deben serreposicionadas en sus ranuras de tal forma que tengan el sentido correcto paragirar sobre el anillo guía. Figura 37. Dirección de rotación bombas de paletas.1.6.4.5 Funcionamiento. Figura 38. Funcionamiento de las bombas de paletas.Según se describe en la figura 38, las etapas en el funcionamiento de una bombade paletas, son:
  • 42. Etapa 1Un rotor ranurado o impulsor, esta acoplado al eje de accionamiento colocadodentro de un anillo (también llamado carcasa o leva tipo anillo). Entre el rotor y elanillo se tienen unas cavidades en forma de medialuna. En el caso de las bombasno equilibradas hidráulicamente se forma una cavidad, la cual se debe al espacioque queda entre el rotor ubicado excéntricamente y el anillo, en este caso circular.En las bombas equilibradas hidráulicamente el anillo tiene forma elíptica,formándose dos cavidades simétricas a lado y lado del rotor ubicado en el centrodel anillo.El rotor esta sellado dentro del anillo por dos placas laterales. Las paletas o aspasencajan dentro de las ranuras del impulsor. A medida que el impulsor rota (flechaamarilla) y el fluido entra a la bomba, la fuerza centrífuga y la presión hidráulica,fuerzan las paletas a que sigan la superficie interna del anillo. Generalmente, serequiere una velocidad mínima de 600 r.p.m. en el arranque para que lafuerza centrífuga y la presión aplicada en la parte inferior de las paletaslas mantenga apoyadas contra el anillo.El estrecho sello entre las paletas, el rotor, el anillo y las placas laterales, es lo queocasiona las buenas características de succión comunes a todas las bombas depaletas. Etapa 2El fluido entra en las cámaras de bombeo a través de unos agujeros en las paredesdel anillo (flechas rojas en la parte inferior de la bomba). El líquido entra a lascavidades creadas por las paletas, el rotor, el anillo y las placas laterales. Etapa 3A medida que el impulsor continúa girando las paletas arrastran el fluido al ladoopuesto de la medialuna, donde es expulsado a través de los agujeros de descargaen las paredes del anillo (flecha roja pequeña al lado de la bomba). Entonces elfluido sale de la bomba. El desplazamiento de la bomba depende de la anchuradel anillo, del rotor y de la distancia que la paleta pueda extenderse desde lasuperficie del rotor a la del anillo. El contacto entre la superficie interna del anilloy la punta de las paletas significa que ambos están sometidos a desgaste. Paramantener un grado constante de contacto, las paletas salen más de sus ranurascuando se desgastan.1.6.4.6 Desempeño.El desempeño típico de algunas bombas de paletas equilibradas hidráulicamentede desplazamiento fijo es mostrado en las figuras 39 y 40. Para aplicacionesindustriales, los valores nominales están generalmente por encima de 1800 r.p.m.
  • 43. y 3000 psi (210 bares) a 65ºC (150 F). Para equipos móviles, las velocidadesestán entre 2000 y 2500 r.p.m., dependiendo del tamaño, con presiones de 4000psi (280 bares) y temperaturas continuas de 95ºC (200 F) y 110ºC (225 F) porcortos períodos. Figura 39. Desempeño de una bomba de paletas equilibrada. Figura 40. Desempeño de una bomba de paletas equilibrada hidráulicamente de desplazamiento fijo para aplicaciones móviles.
  • 44. 1.6.4.7 Bombas de paletas equilibradas.El funcionamiento de estas bombas es esencialmente el mismo que el de lasbombas no equilibradas, exceptuando que el anillo no es circular sino elíptico, (Verfigura 41). Figura 41. Principio de operación de las bombas de paletas equilibradas. Figura 42. Bomba de paletas equilibrada hidráulicamente.
  • 45. Figura 43. Dirección de rotación bomba tipo doble paleta equilibrada hidráulicamente.Esta configuración permite utilizar dos conjuntos de orificios internossimultáneamente, en lados opuestos del rotor que están conectados mediantepasajes dentro del cuerpo. Debido a que los orificios están separados 180º, lasfuerzas de presión sobre el rotor se cancelan, evitándose así, las cargas laterales
  • 46. sobre el eje y los cojinetes. Debido a esto, la vida de este tipo de bombas enmuchas aplicaciones ha sido excepcionalmente buena. Se obtienen tiempos deoperación de 24,000 horas o más en aplicaciones industriales; en condiciones másseveras, que se encuentran en las aplicaciones móviles, se alcanzanfrecuentemente tiempos de operación sin problemas de 5,000 a 10,000 horas.Además, el diseño con doble acción simultánea de bombeo las hace máscompactas. Se dispone de anillos intercambiables, los cuales hacen posiblemodificar una bomba para aumentar o disminuir su desplazamiento. Figura 44. Despiece de bomba de paletas equilibrada.
  • 47. 1.6.4.8 Placas laterales flexibles cargadas con presión (placas de presión).Para mantener una alta eficiencia volumétrica y a su vez adaptarse a lasexpansiones térmicas, algunas bombas están equipadas con placas lateralesflexibles cargadas con presión, las cuales automáticamente se ajustan a laexpansión y contracción térmica del rotor, y al desgaste del mismo. Las placasestán recubiertas con un material de buenas características antifricción, paraasegurar una larga vida. La construcción general es ilustrada en la figura 45 Figura 45. Bomba de paletas con placas laterales flexibles cargadas con presión, diseño (Sperry-Vickers)..1.6.4.9 Bombas de paletas tipo "Inserto".Esta serie de bombas, también conocidas como bombas de paletas de "altorendimiento". También son conocidas como de "doble paleta", sin embargo aquíse usa ese término para describir otro tipo de diseño. Tienen más capacidad depresión (2500 psi) y velocidad (1800 r.p.m.) que las anteriores. (Ver Figura 46)puede verse una bomba simple típica de este diseño.
  • 48. Figura 46. Bomba simple tipo "inserto" (Sperry-Vickers).1.6.4.10 Diseño del inserto.Este tipo de diseño es exclusivo de casa fabricante (Sperry-Vickers), es el modelomas reciente de bombas de paletas equilibradas hidráulicamente que pertenece ala serie de alto rendimiento, para obtener presiones mas elevadas y mayoresvelocidades de accionamiento. Los cartuchos de alto rendimiento llevanincorporadas unas pequeñas paletas internas dentro de las paletas mayores, (Verfigura 47) cuyo propósito es hacer variar la fuerza de contacto de éstas contra elanillo.
  • 49. Figura 47. Paleta interna en una bomba simple tipo "inserto".Las bombas de paleta tipo inserto, anteriormente mencionadas, utilizan la presiónde salida en la parte inferior de las paletas en todo momento. En las unidades dealto rendimiento, debido a las relaciones de tamaño y presión disponibles, esacaracterística podría originar cargas elevadas y desgastes prematuros entre laspuntas de las paletas y el contorno interno del anillo; para evitar esto, unosagujeros, taladrados a través de los segmentos del rotor, mantienen siempre lamisma presión en los dos extremos de la paleta. La presión de salida se aplicaconstantemente a la pequeña superficie entre la paleta y la paleta interna; estapresión, además de la fuerza centrífuga, mantiene las paletas en contacto con elanillo, en los cuadrantes de entrada, para asegurar un funcionamiento correcto.Cuando la paleta esta en una zona de baja presión, sólo una pequeña área (la dela paleta interna) recibe la alta presión de salida, lo cual disminuye la fuerza quemantiene a la paleta en contacto con el anillo, (Ver figura 48). Pero cuando lapaleta esta en una zona de alta presión, toda el área proyectada inferior de lapaleta recibe la presión alta de salida, produciendo en conjunto una mayor fuerzade contacto que se equilibra con la generada por la presión sobre la punta de lapaleta, (Ver figura 49)
  • 50. Figura 48. Figura 49.1.6.4.11 Bombas de paleta tipo "Doble paleta".Con el objeto de resolver el mismo problema y obtener bombas de paletas de altorendimiento las cuales desempeñaran altas presiones de operación y mayoresvelocidades de accionamiento, la casa fabricante Mannesman-Rexroth, empleoel diseño de doble paleta, para mitigar los problemas asociados con el diseño depaleta simple, alcanzando un alto desempeño, las bombas tipo "paletas doble"incorporan dos paletas en cada ranura del rotor. Primero, las dos paletas proveenun doble sello entre las cámaras de bombeo. Segundo, la construcción en doblepaleta permite un balance hidráulico de las paletas, reduciendo por tanto la cargaen las puntas de las paletas.La figura 50 muestra un ensamblaje típico de doble paleta. Suponiendo unarotación en el sentido del reloj se aprecia que las paletas son colapsadas dentro delas ranuras para producir la acción de bombeo en la salida de la bomba. Con estediseño, la presión en la base de la paleta es canalizada al área entre las puntas delas paletas. Esta presión balancea la carga de la paleta contra el anillo,obteniéndose cargas óptimas sobre la punta de las paletas a presiones de 2500psi.
  • 51. Figura 50. Bomba simple tipo "doble paleta".Figura 51. Detalle de las paletas dobles en una bomba de paletas (Mannesman-Rexroth).
  • 52. 1.6.4.12 Diseños de los cartuchos.Hoy en día, muchas bombas de paletas balanceadas vienen en diseños decartucho, (Ver figura 52 y 53). Esto simplemente significa que los elementos debombeo (anillos, rotor y paletas) son suministrados como una unidad contenidaentre dos placas para puertos. Figura 52. Bomba de paletas tipo cartucho. Figura 53. Cartucho de recambio.La carcasa de la bomba soporta el cartucho y contiene los ejes de los engranajes ylas tuberías de conexión. El diseño de cartuchos permite que una bomba gastadasé reacondicione en cuestión de minutos, simplemente removiendo cuatro pernosy cambiando el cartucho de bombeo. La operación es simple y rápida, y puede serrealizada sin perturbar las conexiones hidráulicas. Para una carcasa dada hay
  • 53. disponibles cartuchos de diversos desplazamientos. Esto da flexibilidad al adecuarla bomba al sistema. Figura 54. Detalle del interior de un cartucho.1.6.4.13 Bombas de paletas múltiples.Las bombas de paletas están disponibles en unidades simples, dobles e inclusotriples, las cuales tienen una entrada común y salidas separadas, como se muestraen las (Ver figuras 55, 56 y 57) Figura 55. Bomba de paletas simple (Sperry-Vickers).
  • 54. Figura 56. Corte de una bomba de paletas simples (Parker Hydraulics).Figura 57. Sección transversal bombas de paletas simples (Parker Hydraulics).
  • 55. Las bombas dobles (Ver Figura 58), suministran una sola fuente de potenciacapaz de alimentar dos circuitos independientes o suministrar un volumen mayorde fluido mediante una combinación de caudales. La mayoría de estas bombasllevan una entrada común en el centro del cuerpo. Generalmente la mayor de lasdos, está en el extremo del eje. La segunda salida está en la tapa. Algunos tiposde bombas dobles llevan entradas separadas, aunque pueden montarse comobombas múltiples. Ambos tipos necesitan sólo un motor de accionamiento, noobstante, las bombas dobles que llevan entradas separadas requieren tuberíasseparadas. Figura 58. Bombas de paletas dobles con una sola entrada.
  • 56. También están disponibles unidades con eje pasante, permitiendo el montaje devarias bombas en serie, como se muestra en la figura 59. Se pueden obtenercombinaciones como la de una bomba fija y una bomba variable, mostrada en lafigura 59 y figura 60. Figura 59. Bombas de paletas múltiples ensambladas (Eaton Hydraulics). Figura 60. Montaje de bomba de paletas con bomba de pistones de desplazamiento variable (Eaton Hydraulics).
  • 57. 1.6.4.14 Bombas de paletas tipo “redondo”.Un modelo antiguo de la bomba Vickers equilibrada hidráulicamente puede verseen la figura 61. Debido a la forma del cuerpo y de la tapa, estas bombas seconocen con el nombre de bombas redondas. El conjunto rotativo o cartuchoestá formado por un anillo, rotor, paletas, pasador de posición y dos placaslaterales denominadas generalmente anillos porque sus partes centrales estánmecanizadas para encajar en las partes centrales del rotor. Los cojinetes desoporte del eje de accionamiento están situados en la tapa y en el cuerpo.Figura 61. Sección de una bomba tipo “redondo” (Sperry-Vickers).
  • 58. Figura 62. Bomba doble tipo “redondo” (Sperry-Vickers).La bomba redonda también se fabrica en versión doble, con dos conjuntosrotatorios accionados por el mismo eje. En la figura 62 puede apreciarse unabomba típica de dos etapas. Las aplicaciones con las que generalmente se veninvolucradas son obtención de dos velocidades de un mismo actuador, ya que elconjunto trabaja con una disposición de dos bombas en paralelo.1.6.5 Bombas de pistones radiales.Las bombas de pistones radiales convierten el movimiento rotacional del eje en unmovimiento reciprocante radial de los pistones. Generalmente se encuentran endiseños de desplazamiento variable. Aunque existe una ventaja primordial de lasbombas de pistones radiales, por su alta eficiencia volumétrica y gran capacidad depresión, no son tan usadas como las de tipo axial.En una bomba radial, el bloque de cilindros gira sobre un pivote estacionario ydentro de un anillo circular o rotor (Ver figura 63). A medida que el bloque vagirando, la fuerza centrífuga, la presión hidráulica o alguna forma de acciónmecánica, obliga a los pistones a seguir la superficie interna del anillo, que esexcéntrico con relación al bloque de cilindros. Al tiempo que los pistones sedesplazan alternativamente en sus cilindros, los orificios localizados en el anillo de
  • 59. distribución les permiten aspirar fluido cuando se mueven hacia afuera ydescargarlo cuando se mueven hacia adentro. Figura 63. Bomba de pistones radiales (Mannesman-Rexroth).El desplazamiento de la bomba viene determinado por el tamaño, número depistones y, naturalmente, por la longitud de su carrera. Los modelos dedesplazamiento variable funcionan moviendo el anillo circular para aumentar odisminuir la carrera de los pistones. Hay disponibles controles externos de variostipos para este fin.La mayoría de las bombas radiales de desplazamiento variable pueden funcionar apresiones superiores a los 3,000 psi. Algunas bombas radiales de desplazamientofijo pueden funcionar sobre los 10,000 psi.1.6.5.1 Principio de operación.La bomba de pistones en general causa una acción de bombeo simple, con unpistón reciprocante, abriendo una válvula y realizando la acción de succión delfluido en una de las cámaras y luego cerrando y desplazando el fluido hacia elpuerto de presión, este es el principio de operación de una bomba de pistonesradiales. Actualmente una bomba de pistones radiales no es mas que un numeroimpar de pistones reciprocantes que operan mecánicamente contenidos en unacarcasa, el hecho de que sea un numero impar de pistones se debe a que lamanera de entrega de fluido lo haga de una forma continua superponiendo elvolumen desplazado en cada una de las cámaras y no tener una variación tanpulsante en caso de tener un numero de pistones par como se muestra en laFigura 64.
  • 60. Figura 64. Diferencia entre una bomba de pistones par y una impar. Figura 65. Principio de operación de bomba de pistones radial (Mannesman-Rexroth).La Figura 65 presenta una sección transversal de una bomba de pistones radialestípica. Se pueden ver tres pistones radiales dispuestos en simetría polar a 120°alrededor del eje conductor, el suministro de aceite para cada uno de los pistoneses individual y llega al centro de la carcasa (verde) mientras que la presión desalida es conectada por medio de un canal común (mostrado en rojo) los pistonesson accionados por medio de un rodamiento de bolas excéntrico en el ejeconductor, cada pistón individual puede ser considerado como tres bombasseparadas operadas por un eje excéntrico común.Asumiendo que la bomba esta siendo conducida en dirección contra reloj, lospistones 1,2 y 3 nos muestran tres modos separados de bombeo.
  • 61. Pistón#1 esta aprovechando la porción baja leva siendo retraído del extremo porresortes presentando una condición de vacío permitiendo que el aceite sea llevadode la carcasa a la cámara a través de la válvula cheque para asegurar un completollenado del elemento pistón, el aceite es dirigido dentro de la carcasa de la bombaa través de unos taladrados axiales y radiales en él eje conductor. Los agujerosradiales en el eje rotan a una velocidad distribuyendo el aceite, dentro de lacarcasa de la bomba de igual forma que lo haría una bomba centrifuga. Estaacción de bombeo centrifugo permite a la bomba autocebarse en el caso de que labomba este en un valor muy cercano a la presión atmosférica, esta acción no solomejora las características de succión, también permite un bajo nivel de ruido.Pistón #2 se encuentra realizando la acción de subida de la leva, la válvulacheque que permite el paso de la entrada del fluido a cerrado sellando la cámara,pero la presión de esta no es todavía igual a la que le impone el sistema (naranja),en este punto de operación se empieza a elevar la presión debido a la fuerzamecánica que le impone la leva, a medida que se presenta la rotación de la levaesta empuja con fuerza el pistón, desarrollando rápidamente la presión que elsistema le imponga al fluido contenido el la cámara.Pistón#3 Está aprovechando el final de su carrera de ascenso, como el pistón haterminado de moverse hacia el final del ascenso el fluido es forzado a fluir a travésde los pasajes internos del lado de descarga hacia el sistema, la válvula cheque dellado descarga (mostrada en la posición abierta) se cerrara tan pronto como elpistón empiece a retraerse dentro de su camisa y este actúa como cierre herméticoentre los puertos de descarga y succión de la bomba.1.6.5.2 Bombas de iso flujo. Figura 66. Bombas de iso flujo (Mannesman-Rexroth).
  • 62. En la figura 66 se muestra la sección transversal de una bomba con todos suselementos conectados a un puerto de presión común, como consecuencia eldesplazamiento de la bomba esta determinado simplemente por la adición de cadauno de los desplazamientos individuales.Los elementos de bombeo se pueden encontrar de diferentes diámetros ydesplazamientos el usuario determinara la selección del sistema de bombeo.Sin embargo una segunda, característica exclusiva de las bombas de pistonesradiales, es que se puede abastecer de varios puertos de presión aislada, la bombade pistones aislada, no es más que una carcasa modificada la cual conecta algunospistones a un puerto de presión, mientras que los otros pistones están conectadosa un puerto de descarga separado. De hecho una tercera bomba de pistonespuede ser abastecida por una cantidad de puertos tan grande como si fueran tresen uno por cada pistón.La ilustración de corte seccional (Ver figura 66) muestra un diseño de unabomba de pistones radial moderna, aunque su función es similar al diseñopreviamente discutido, está bomba en particular ofrece características superioresde funcionamiento trabajando con niveles muy bajos de ruido.La variación del diseño principal es que se genera una película de aceite en formade cojinete hidrodinámico remplazando al rodamiento de bolas (Ver Figura 67),en este tipo de diseño, el fluido presurizado del puerto de descarga de la bomba esllevado entre las superficies del cojinete. Durante esta operación las superficiesdel eje y del cojinete están completamente separadas por la película de aceite,virtualmente eliminando el contacto metal - metal. En la aplicación de la bombahidráulica, este cojinete ha probado exceder la vida esperada de un rodamiento deagujas como de bolas.Son también capaces de mantener altos niveles de carga, para proveer protecciónadecuada durante las condiciones de inicio. Los cojinetes están compuestos deun teflón recubierto de bronce.
  • 63. Figura 67. Cojinete bomba de pistones radiales Principios de operación bombas de isoflujo (Mannesman- Rexroth).Las dos anteriores ilustraciones de corte transversal muestran la disposición de loselementos del pistón, el eje conductor excéntrico la carcasa y los rodamientos talcomo se muestran, los pistones están dispuestos radialmente con respecto al ejeconductor excéntrico cada elemento del pistón consiste en un pistón hueco, conuna válvula cheque del puerto de succión integral, un cojinete de soporte delpistón, una válvula cheque de descarga, y un resorte.A medida que el eje conductor es rotádo en dirección de las manecillas del reloj, labase del pistón se mantiene en contacto con la leva excéntrica por el resorte. Elradio de la superficie del cojinete hidrodinámico es equivalente al radio de la levaexcéntrica.El movimiento hacia abajo del pistón causa un incremento de volumen en lacámara de bombeo, el vacío creado abre la válvula cheque del puerto de succión,permitiendo que el aceite entre en la cámara, la base del pistón esta expuesta alaceite a través de un taladrado semianular, maquinado dentro de la levaexcéntrica (Ver figura 68).
  • 64. Figura 68. Acción de bombeo en una bomba de pistones de isoflujo (Mannesman-Rexroth).Una mayor rotación del eje conductor, causa que la leva excéntrica empuje elpistón hacia atrás dentro del casquillo cilíndrico, la válvula cheque del puerto desucción se cierra, la presión se incrementa rápidamente dentro del volumencapturado del fluido, cuando la presión del fluido que se encuentra en la cámarade bombeo es igual a la presión del sistema, la válvula cheque del puerto dedescarga se abre, permitiendo el flujo desde el puerto de presión de la válvula, lomismo que en cualquier bomba de desplazamiento positivo, entre más alto sea elsistema de presión más alta será la exigencia de torque de entrada requerido porla bomba.
  • 65. Funcionamiento de una bomba de iso flujo Figura 69. Funcionamiento de bomba de iso flujo (Mannesman- Rexroth).1.6.5.3 Característica de la bomba de pistones radiales.La bomba de pistones radiales, tiene una capacidad más alta de presión continua,cuando es comparada con cualquier otra bomba. Las bombas de pistón radialestán disponibles, con rangos de presión continua en una proximidad de 10.000Psi, sin embargo, no tienen una capacidad volumétrica mayor a 0.5 pul3/rev.Cuando son requeridas para operar en niveles de extrema presión. Es importantedarse cuenta que una bomba de 0.5 pul3/rev operando a 1750 r.p.m. puedesolamente enviar 36.8 gpm pero requiere de un motor eléctrico de 25 HP paraoperar a 10.000psi.La bomba de pistones radial se vuelve absolutamente necesaria para los sistemasde operación con una presión superior a los 5000 psi. Las aplicaciones típicaspueden incluir abastecimiento de potencia para maquinas herramientas manuales,gatos hidráulicos, extractores de rodamientos, tenazas hidráulicas y en circuitos de
  • 66. abrazadera de alta presión. Como consecuencia de una exigencia de nivel depresión alto la capacidad de flujo baja, pero esto hace que la bomba de pistonesradiales sea una posibilidad ideal para sostener presión durante un ciclo.Por otro lado la bomba de pistones radiales es una unidad altamente eficiente,incluso a 10.000 psi una bomba típica opera a una eficiencia volumétrica superioral 93% con una eficiencia total promedio de 86% por esta razón las bombas depistones radiales pueden ser operadas en un circuito que no demande mayoresexigencias de caudal.1.6.5.4 Presión y rangos de flujo en una bomba de pistones radiales.En general el desplazamiento de una bomba de pistones radiales fija estadeterminado por el diámetro del pistón y la carrera. Asumiendo un número depistones dados. Aunque las bombas de pistones radiales están disponibles convarios diámetros de pistón, las capacidades de presión más altas son obtenidasúnicamente con diámetros de pistón pequeño. En otras palabras al incrementar eldiámetro del pistón obtenemos grandes capacidades de flujo, pero bajaran loslimites de presión. La sobrepresurización en las bombas de pistones de grantamaño de pistón generalmente causa daños en los cojinetes.1.6.5.5 Cebado de una bomba de pistones radiales.En general las precauciones que deben ser tomadas durante la operación de unabomba de pistones radiales, se presentan en el arranque a menudo ocurre que enuna bomba. En este caso de tres pistones radiales en la acción de encendido dospistones se encuentran bombeando fluido y el tercero presenta un inconveniente.
  • 67. Figura 70. Cebado de una bomba de pistones radiales. En este ejemplo durante el arranque 2 de 3 pistones están siendo cebados, asíque la bomba únicamente estará produciendo 2/3 de la rata de flujo, la terceraposición recibe una cantidad de aire, del puerto de succión, y a medida que sepresenta la acción reciprocante del pistón, el aire presurizado en la cámara debombeo se incrementa, pero debido a que el aire es compresible la presión en estacámara no puede alcanzar el valor suficiente que puede abrir la válvula chequeque se encuentra por el otro lado con la presión que le esta ejerciendo el sistema.En esta condición creada es muy posible que el pistón nunca permita cebarse, elaire no puede escapar a través de la válvula cheque mientras que al mismo tiempola presión del aire se incrementa permitiendo que el aceite entre por el puerto desucción.Si esta precaución no es tomada el elemento pistón fallaría, presentándose unamala lubricación, afortunadamente este problema es fácil de solucionar.Una bomba la cual esta operando con uno o más pistones no cebados estamecánicamente desbalanceada. Se necesita un mayor torque para mover el ejecuando pasa por los pistones cebados, presentándose un torque desbalanceadopara mover la bomba, creando una excesiva vibración mecánica y ruido, estasituación es similar a la de un motor de un automóvil cuando no están trabajandotodos sus cilindros.Cuando se inicia el arranque en una instalación con una bomba de pistonesradiales. Es aconsejable descargar el puerto de salida de la bomba. De estamanera la presión del sistema no se creara detrás de la válvula cheque de
  • 68. descarga, permitiendo que el aire escape de la cámara de bombeo, si después deque se presente la carrera del pistón por varios minutos en la condición dedescarga, el problema no es resuelto, es decir ruidos y vibraciones se presentán enoperación, es necesario hacer un sangrado de toda la cámara.En un caso aislado, algunas veces sucede, que el puerto de descarga de presión laválvula cheque no puede ser abierta por la presión del aire en el elemento debombeo, así el puerto de presión de la bomba este descargado, este problemapuede ser resuelto, desaflojando el tornillo de la válvula cheque la cualdescomprime el resorte permitiendo al elemento ser cebado. La tuerca debe serreapretada tan pronto cuando todo el aire haya escapado. Figura 71. Descarga del aire en la cámara de bombeo.1.6.6 Bomba de pistones axiales. Figura 72. Bomba de pistones axiales.
  • 69. Las bombas de pistones axiales convierten el movimiento rotacional del eje en unmovimiento reciprocante axial del pistón. Pueden ser de desplazamiento fijo ovariable.Las bombas de pistones axiales tienen una alta eficiencia volumétrica, puedenoperar a presiones alrededor de 5000 psi, y pueden girar a velocidades de hasta6000 r.p.m. Su relación de peso por caballo es relativamente baja. Los tipos másdifundidos de estas bombas son los diseños en línea y en ángulo. Ambos diseños,en sus versiones de desplazamiento fijo, son usados más frecuentemente comomotores. También ambos están disponibles en versiones de desplazamientovariable.1.6.6.1 Bomba de pistones axiales en línea. Figura 73. Bomba de pistones en línea.En las bombas de pistones en línea, el conjunto de los cilindros y el eje deaccionamiento tienen la misma línea central y los pistones se muevenalternativamente en sentido paralelo al eje. El tipo más sencillo de estas bombasse muestra en la figura 73.
  • 70. 1.6.6.2 Despiece de una bomba de pistones en línea.Figura 74. Despiece bomba de pistones en línea (Sperry-Vickers).Figura 75. Corte transversal de la bomba de pistones en línea de desplazamiento fijo (Sperry-Vickers).Las bombas de pistones axiales en línea han tenido una gran acogida debido quepueden manejar altas capacidades de flujo 100 G.P.M y una alta operación depresión relativa 5000 PSI. En este diseño (Ver figura 75) la bomba incluye un
  • 71. cilindro con taladrados donde se alojan los pistones y está ubicado paralelo al ejede conducción comúnmente llamado la camisa de los pistones. Generalmente lasbombas de pistones se encuentran diseñadas entre 5 y 15 pistones. Figura 76. Bomba de pistones axiales (Mannesmann Rexroth). Figura 77. Corte bomba de pistones en línea (Mannesmann Rexroth).La (figura 77) presenta una sección transversal de una bomba de pistones enlínea de alta presión.
  • 72. 1.6.6.3 Principio de funcionamiento de una bomba de pistones en línea. Figura 78. Bomba de nueve pistones axiales.En esta bomba en particular los nueve pistones son contenidos en una camisa. Lacamisa esta insertada en el eje conductor. Los pistones presentan un movimientoreciprocante en cada uno de sus respectivos alojamientos dentro de la camisa,efectuando la acción de bombeo por el movimiento del plato inclinado dedesplazamiento fijo.El plato de desplazamiento fijo no es mas que un anillo de acero con un ángulo de15° con respecto a la vertical de la carcasa en la bomba, la película de lubricaciónhidrodinámica entre la superficie del pistón y el plato de lubricación es creada porun patín cojinete de bronce, este patín cojinete tiene una cavidad esférica queconecta el pistón contra el plato de lubricación por un anillo de retención.Refiriéndose nuevamente a la ilustración transversal (Ver figura 77) notara quelos puertos de aceite y de la camisa de los pistones están conectados a una válvulade distribución, esta válvula es un anillo de bronce con dos semicírculos en formade riñón, que están conectados por unos pasajes en la carcasa de la bomba a lospuertos de succión y de descarga en la bomba. Dependiendo de la rotación de labomba el ángulo de la placa de lubricación determina los puertos de descarga y desucción. A medida que la camisa rota, lleva cada uno de los pistones, exactamente durantemedia revolución los pistones son empujados de sus respectivas cavidades debidoa que el anillo de retención gira en forma inclinada.
  • 73. Cuando han alcanzado la máxima posición de extensión, los pistones comienzan asubir entregando el fluido por el puerto de descarga. El desplazamiento de labomba es determinado por él número de pistones, por el diámetro de los pistonesy por la longitud de la carrera. El ángulo del plato de lubricación determina lalongitud de la carrera de los pistones.Figura 79. La placa de presión origina el movimiento reciproco de los pistones. Figura 80. Placa de puertos bomba de pistones axiales.
  • 74. En la figura 77 notará que los puertos de aceite y de la camisa de los pistones,están conectados a una válvula de distribución, esta válvula es un anillo de broncecon dos semicírculos en forma de riñón, que están conectados por unos pasajesinternos a la carcasa de la bomba a los puertos de succión y de descarga en labomba. Dependiendo de la rotación de la bomba y del ángulo de la placa delubricación se determinan los puertos de descarga y de succión.1.6.6.4 Conexión de drenaje a tanque.Las bombas de pistones en línea se han diseñado con un puerto separado dedrenaje a tanque, en estas bombas la elevada presión del aceite, la cual pasa através de las tolerancias de los pistones, la camisa y la válvula de distribución; nopuede estar conectadas al mismo puerto de succión de la bomba, por esta razón,este aceite es drenado por un puerto separado hacia el tanque. Este aceitetambién lubrica los rodamientos y todas las partes que se encuentran enmovimiento, debido a esto es necesario que la carcasa de la bomba de pistones enlínea sea precargada con aceite antes de comenzar la acción de bombeo y que elpuerto de drenaje a tanque permanezca lleno de aceite. Se debe tener especialcuidado en la ubicación de la línea de drenaje dentro del tanque la cual se debeubicar por debajo del nivel de aceite en el tanque, pero por encima de la líneaprincipal de succión de lo contrario presentara el fenómeno de sifón. Esta líneade drenaje adicional, debe operar con un rango de presión entre los 5 psi y los 15psi.1.6.6.5 Presión cargada entre EL BARRILETE de los pistones.Para asegurar una alta eficiencia volumétrica. El barrilete (camisa) de los pistonesdebe ser cargado con presión contra la superficie de la válvula distribuidora, sinembargo esta presión debe ser balanceada de tal manera que permita crear unapelícula de lubricación para poder mantener las superficies lubricadas entre lacamisa de los pistones que se encuentra rotando y la válvula de distribuciónestacionaria. Si asumimos que la bomba se detiene instantáneamente las fuerzasde presión actúan sobre la camisa produciendo un alto esfuerzo sobre esta. Encualquier diseño de bomba de pistones axiales la camisa que contiene los pistones,necesariamente irá cargada hidráulicamente contra la válvula de distribución.Si se atascan las áreas de flujo dentro de los taladrados del pistón y la válvula dedistribución, es fácil ver que la presión en la camisa trabaja contra el área creadapor la mitad del numero total de taladrados del pistón del lado de descarga, estogenera una fuerza contra los pistones que empuja la camisa contra la válvuladistribuidora en lado de descarga de presión de la bomba.
  • 75. La segunda fuerza que trabaja sobre la camisa esta relacionada con el área enforma de riñón de la placa de puertos, este campo de presión trabaja contra lacara de la camisa que lleva los pistones, y crea una fuerza en el puerto dedescarga que tiende a separar la placa de puertos de la camisa (ver figura 81). Figura 81. Fuerzas sobre la camisa de una bomba de pistones axiales en línea.Para un óptimo balanceo de estas fuerzas generadas por la presión al interior de lacamisa, se ha creado el diseño en forma de área de riñón en la válvula de lospuertos de descarga y de succión, la cual tiene menos área efectiva que produzcauna fuerza de presión mayor en la camisa contra el plato de puertos. Es inútildecir que una alta presión en el sistema definitivamente separa el plato quecontiene los puertos con la camisa de los pistones, puesto que estos doscomponentes siempre se mantendrán en contacto.1.6.6.6 Desventaja de la bomba de pistones en línea.Para asegurar una buena operación y una satisfactoria vida de servicio en labomba de pistones en línea se debe entender el principio básico de operación ydiseño del patín cojinete de deslizamiento, de lo contrario en una mala instalaciónpodría causar una falla catastrófica.
  • 76. Básicamente hay 4 condiciones de operación las cuales causan la falla del patíncojinete de deslizamiento.* Operación con un fluido contaminado.* Demasiada condición de vacío en el puerto de succión de la bomba.* Excesiva presión en el drenaje.* Alta velocidad de operación.1.6.6.7 Operación con un fluido contaminado.El fluido contaminado causa un bloqueo de los pasajes de lubricación. El principiodel patín cojinete de deslizamiento utiliza la fuerza hidráulica, la cual empuja elpistón hacia el plato de lubricación. Esta es compensada por una fuerza igual endirección opuesta producida por la presión de trabajo, como se muestra en lasección transversal de la figura 82 un pequeño taladrado a través de la rotula delpistón, comunica al fluido presurizado entre el plato de lubricación y el cojinetepatín de deslizamiento.El cojinete patín de deslizamiento esta diseñado para tener un área efectiva la cualbalancea las fuerzas de presión en el pistón. Figura 82. Falla por contaminación de fluido.
  • 77. El pequeño taladrado, en el pistón mantiene un alto nivel de eficiencia volumétricaen la bomba, si la bomba esta operando en un sistema con alto nivel decontaminantes, tapará este pequeño pasaje, el cual provocara una falla delcojinete patín de deslizamiento porque se perderá la lubricación y no sebalancearán las fuerzas correctamente.1.6.6.8 Demasiada condición de vacío en el puerto de succión de la bomba.Esta también puede ser una falla catastrófica de la bomba, en general una bombade pistones en línea. Requiere de unas mejores condiciones de succión quecualquier otra bomba; la cavidad esférica, la cual sujeta al cojinete patín dedeslizamiento con la rotula del pistón, presenta un buen comportamiento ante losesfuerzos de compresión pero su comportamiento es deficiente ante los grandesesfuerzos de tensión provocados por una alta presión de vacío. Durante lasucción, el anillo de retención extrae el pistón empujándolo sobre el cojinete patínde deslizamiento; si el vacío creado por el puerto de succión es demasiado alto, elcojinete patín de deslizamiento construido en bronce, simplemente es jalado haciaafuera de la rotula del pistón (Ver figura 83). Desafortunadamente esto nopuede escucharse en la operación de la bomba, la bomba continúa operando hastasu destrucción total. Figura 83. Daños en el patín de deslizamiento.
  • 78. 1.6.6.9 Excesiva presión en el drenaje.El mismo efecto en la rotula del pistón presentado con demasiada condición devacío en el puerto de succión de la bomba, también se aprecia cuando existe unaexcesiva presión en el drenaje. Se puede ver en las ilustraciones figura 82 yfigura 83 estas dos condiciones, una presión excesiva y un alto vacío resisten laextracción del pistón enfrente del taladrado. En consecuencia ambas fuerzaspueden actuar conjuntamente para retener el anillo empujándolo sobre el cojinetepatín deslizante y girarlo sobre la rotula.Para evitar el daño de cada una de estas 2 razones mencionadas, es recomendableque el puerto de succión y el drenaje sean optimizados, por ejemplo en el montajede la bomba de pistones en línea se recomienda que se haga en la parte inferiordel reservorio para obtener una cabeza de presión positiva que obligue el aceite aentrar por el puerto de succión.Cuando se tiene una bomba de gran desplazamiento está debe ser precargada conuna bomba auxiliar. Generalmente se recomienda una bomba de engranajesinternos con desplazamiento menor conectada en serie al puerto de succión de labomba de pistones en línea, con una válvula de alivio tarada entre 150 a 300 PSI.La bomba de precarga se enciende antes de encender la bomba principal.Por otra parte también es necesario proveer de una adecuada instalación dedrenaje, la línea de drenaje debe estar completamente llena y poseer un diámetroajustado a las condiciones de diseño, además debe estar por debajo del mínimonivel de aceite en el reservorio, con un tramo lo mas corto posible pero tampoco ala medida. Es importante que esta línea de drenaje sea independiente y que notenga ninguna otra conexión con otras líneas de retorno. Si la línea de drenajeextrae excesivo calor, es importante tener un buen reservorio para liberarlomediante un adecuado sistema de enfriamiento. En la instalación de drenaje esaconsejable el uso de una té o cualquier otro adaptador conveniente de llenado,en el puerto de drenaje, esto facilitará el llenado de la línea de drenaje en labomba cuando se arranque.
  • 79. Figura 84. Llenado de la carcasa con aceite antes de comenzar.1.6.6.10 Alta velocidad de operación.Una alta velocidad de operación causa el daño prematuro de la bomba. Durantecada revolución, un pistón se moverá de su posición de llenado a su posición deextracción de aceite. Durante cada uno de estos dos movimientos reciprocantesel pistón cambia su velocidad de cero a un máximo y nuevamente regresará acero, se puede pensar que la rótula del pistón y el cojinete patín de deslizamientoestán sujetos a unas considerables fuerzas de aceleración y desaceleración, estasfuerzas son el resultado de la masa del pistón por su aceleración. Para disminuirla acción de esta fuerza se construye el pistón hueco, con el propósito de reducirmasa y por consiguiente reducir el efecto de las fuerzas dinámicas. Puesto que laaceleración del pistón está directamente relacionada con la velocidad del ejeconductor, una velocidad excesiva incrementa la fuerza dinámica.Estas fuerzas cambian, de tensión producida por la fuerza dinámica a una fuerzade compresión producida por el puerto de descarga. Debido a que el cambio escíclico, la rótula del pistón esta sometida a un esfuerzo cíclico que puede causar lafalla por fatiga de la unión.
  • 80. 1.6.6.11 Curvas de desempeño bombas de pistones en línea diseño de desplazamiento fijo.En las figuras 85 y 86 se muestran las curvas de eficiencia típicas para bombasde pistones en línea diseñadas para operar en niveles de presión y temperaturapara trabajo medio y trabajo pesado. Figura 85. Desempeño de una bomba de pistones en línea para trabajo medio. Figura 86. Desempeño de una bomba de pistones en línea para trabajo pesado.
  • 81. Aún más importante que la eficiencia puede ser la habilidad de las bombas depistones para operar con alta confiabilidad a niveles continuos de alta potencia.Los modelos diseñados para trabajo pesado son realmente resistentes, capaces desoportar choques de presión, altas temperaturas, y otras demandas severas, sinuna apreciable pérdida en la vida útil o el desempeño. Esta misma habilidad haceque las unidades de pistones, y en particular los diseños en línea, sean los únicoscapaces de dar un servicio prolongado con fluidos basados en agua con 5% deaceite soluble a presiones de 2000 psi (140 bares) o más. Otros tipos de bombasestán generalmente limitados a 1500 psi (100 bares) o menos. Además, la altaeficiencia volumétrica de las bombas de pistones en línea, les da una ventaja sobreotras bombas en su desempeño con ese tipo de fluidos.1.6.6.12 Transformación del torque en presión.En el diseño de una bomba de pistones en línea el torque primario crea una fuerzaen la camisa de los pistones la cual origina un momento perpendicular al eje derotación, el cilindro gira transmitiendo esta fuerza contra la cara lateral del ladopistón sobre el lado de la bomba, esta fuerza lateral arrastra el cojinete patín dedeslizamiento ensamblado junto con el plato de lubricación. Una fuerza creadatiende a levantar el pistón dentro del taladrado en la camisa, esto crea unaineficiencia mecánica en la bomba estos efectos se puede apreciar en la figura87. Figura 87. Diagrama de fuerzas de una bomba de pistones en línea.
  • 82. 1.6.7 Bomba de pistones axiales de eje quebrado. Figura 88. Corte longitudinal de una bomba de pistones axiales de eje quebrado y desplazamiento fijo.Una bomba de pistones axiales de eje quebrado esta diseñada para trabajo severo.En general este diseño esta en capacidad de cubrir las exigencias de altos flujos,altas presiones, y altas velocidades de operación.
  • 83. Figura 89. Partes de una bomba de pistones axiales de eje quebrado.1.6.7.1 Funcionamiento.La ilustración nos muestra una idea de ensamble general de una bomba depistones axiales de eje quebrado de desplazamiento fijo. En esta bomba lacamisa del pistón gira con el eje, pero formando un ángulo quebrado con el ejeque transmite el torque primario (torque proveniente del motor), el rodillo delpistón conecta el pistón con el eje conductor. Se puede ver que el pistónpresenta un movimiento reciprocante dentro del taladrado de la camisa, cuando ladistancia entre la pestaña del eje conductor y la camisa cambia. En la figura 89se muestra que cuando el eje es girado en la dirección de la flecha, el pistón de laderecha esta siendo sustraído del taladrado de la camisa, creando una condiciónde succión, cuando el pistón pasa por encima del centro muerto, los pistones sonempujados a regresar al interior de su taladrado, forzando el flujo de aceite a salirpor el puerto de descarga de la bomba.Una bomba de pistones en ángulo, (Ver figura 90), presenta característicassimilares, a los diseños en línea, como la eficiencia, niveles de ruido, confiabilidad,etc.
  • 84. Figura 90. Bomba de pistones en ángulo.Figura 91. Componentes principales de una bomba de eje quebrado.
  • 85. La figura 91, presenta un corte transversal donde se pueden apreciar losprincipales componentes de una bomba de eje quebrado. Una unión universalune el bloque de cilindros al eje de accionamiento para mantener la alineación ypara asegurar que las dos unidades giran simultáneamente. Esta unión notransmite fuerza excepto para acelerar o desacelerar el bloque de cilindros y paravencer su resistencia cuando gira dentro de la carcasa llena de aceite. Losmodelos de desplazamiento constante están disponibles, generalmente, conángulos de 23 a 30º.Figura 92. Funcionamiento de una bomba de pistones en ángulo.
  • 86. 1.6.7.2 Transformación del torque en presión.Una de las mayores ventajas del diseño de una bomba de pistones axiales de ejequebrado, es que el movimiento del torque primario es transformado directamenteen una fuerza de presión lineal y esta a su vez esta relacionada directamente conla presión del sistema.En una bomba de pistones axiales de eje quebrado el torque de entrada estransformado directamente en una fuerza lineal que crea la presión, el torqueprimero trabajo en la rótula que conecta el rodillo del pistón con el eje conductorcomo se aprecia en la figura 93. La única resistencia en la fuerza que actúaaxialmente sobre el pistón, es la presión que desarrolla el sistema sobre el área delpistón. Esta es la verdadera fuerza de presión que debe empujar el pistón cuandoocurre la rotación.Figura 93. Diagrama de fuerzas de una bomba de pistones axiales de eje quebrado.En el diagrama de fuerzas mostrado en la ilustración figura 93, es importanterecordar, que la carga del lado lateral del pistón, no esta directamente involucradaen crear una fuerza colineal con el pistón, el rodillo del pistón transmiteúnicamente el torque que se presenta por causa de la aceleración de la masa de lacamisa portapistones, la rotación permite que el aceite llene la carcasa.
  • 87. 1.6.7.3 Mejor Capacidad de succión.Una bomba de pistones axiales de eje quebrado es más conveniente enaplicaciones que están sujetas a autocebado a diferencia de la bomba de pistonesaxiales en línea.Entre los factores que permiten un mejor autocebado se encuentra la capacidaddel pistón a soportar las fuerzas de tensión, causadas por el vacío y el tamaño delpuerto de succión. En la bomba de pistones axiales en línea un alto vacío podríaseparar el cojinete patín de deslizamiento del pistón, en una bomba de pistonesaxiales de eje quebrado esto no ocurre.El pistón esta unido a un rodillo por ajuste en frío. Como muestra la figura 94, deesta manera se cierran las tolerancias en la unión. La cual es extremadamenteconveniente para transmitir las fuerzas de tensión. Al final del rodillo del pistónhay una unión en forma de bola. La cual esta sujeta en la pestaña del ejeconductor, con un anillo de retención.Figura 94. Detalle del pistón en bomba de pistones axiales de eje quebrado.Trabajando juntas, estas dos uniones en forma de bola, son muy fuertes y puedensoportar fuerzas de tensión considerables, por consiguiente una bomba depistones axiales de eje quebrado puede desarrollar una alta condición de vacío enla camisa sin presentar daños mecánicos. En efecto una bomba de pistonesaxiales de eje quebrado. Puede crear un vacío equivalente a 9" de mercurio, yestá en capacidad de bombear un fluido con una viscosidad por encima de4600s.u.s durante el arranque en frío. Considerando las aplicaciones deautocebado, se puede considerar como ventaja que el puerto de succión puedehacerse más grande que el mismo puerto de una bomba de pistones axiales enlínea. En la figura 95 se muestra que la válvula de distribución, está localizadaal final del grupo de rotación, a diferencia de la bomba de pistones en línea laválvula de distribución y la camisa se pueden construir en diámetros máspequeños; esto se debe a que el eje no atraviesa el centro permitiendo que losriñones de descarga y de succión se localicen en el centro de la revolución, lo cualtraerá los siguientes beneficios.
  • 88. Figura 95. Detalle de la localización de la válvula de distribución.Por estar localizados los riñones en el centro de revolución, la velocidad centrípetarelativa entre la rotación de la camisa y el puerto de platos estacionario, esconsiderablemente reducida. Esto tiene como resultado minimizar la turbulenciadel flujo, en el aceite cuando pasa por la válvula estacionaria dentro de la rotaciónde la camisa, la cual involucra el llenado de las cámaras de bombeo. Se puede verque cada riñón tiene una gran área de flujo en la sección transversal por lo tantohay menos resistencia al flujo cuando el aceite entra a la camisa en el llenado.El ángulo de taladrado en los pasajes de la camisa crea una fuerza centrifuga en elaceite. El efecto principal de esta fuerza centrifuga en la bomba es incrementar lapresión del fluido. El incremento de la presión es directamente proporcional a lavelocidad de rotación esto mejora las condiciones de llenado de la cámara debombeo, particularmente a altos niveles de R.P.M.
  • 89. Figura 96. Diseño de una válvula de distribución y camisa en una bomba de pistones de eje quebrado. Figura 97. Diferencia entre las áreas de flujo de una bomba de pistones en línea y una bomba de pistones axiales de eje quebrado.1.6.7.4 Carga hidráulica de la camisa.En el diseño de una bomba de eje quebrado, la localización del puerto de la propiacamisa puede ofrecer ventajas significativas en las características de cebado de la
  • 90. bomba. Sin embargo en el movimiento del centro de rotación los riñones delplato de distribución se cierran y el balanceo de las fuerzas llega a ser más difícil,el movimiento del área en forma de riñón termina en el centro de rotaciónincrementando la separación de la fuerza que genera la presión, la cual actúasobre la camisa, creando un pequeño torque y separando la válvula dedistribución.1.6.7.5 Diseño de la válvula de distribución esférica.3.5.1.8.1.1.1.1.1La superficie esférica de la válvula de distribución usada en muchas bombasaxiales de eje quebrado, previene la posibilidad de la separación de la placa depuertos. En lugar de tratar de mantener la camisa en posición por un eje sólido yrodamientos, la placa de puertos esférica ataca este problema de una maneradiferente. El principio de operación de la válvula de distribución esférica esta dadopor un apoyo del cilindro libre de torque, ya que todas las fuerzas actuantes sobreel cilindro pasan a través de un punto. Desviaciones laterales como consecuenciade deformaciones elásticas no conducen a mayores pérdidas por fugas entrecilindro y la válvula de distribución esférica, la válvula de distribución esféricasimplemente autocompensa esta deflección causada por el desbalance de lasfuerzas de presión. Figura 98. Diagrama de fuerzas producidas por una válvula dedistribución tipo esférica en una bomba de pistones axiales de eje quebrado.Nótese en la conexión entre el taladrado de la camisa y la placa de puertosesférica existe un taladrado en forma de ángulo localizado en el pasaje cerradocon el centro de revolución, como se muestra en la figura 98, la fuerza creadapor el área del riñón esta más hacia el centro. Pero trabaja en la dirección la cuales perpendicular a la tangente en la superficie esférica. La fuerza de presión
  • 91. debido al pistón, trabaja paralela a la rotación axial en el eje en la direcciónmostrada, siendo esta ligeramente mas larga en magnitud que la componentehorizontal. Debido a la fuerza creada por el área del riñón, el momento que actúaen el centro es soportado por el pín del centro. Cuando la presión de operaciónincrementa, el momento del centro necesariamente aumenta en magnitud, sinembargo si el momento llega ha ser muy grande causa una deformación elásticaen el pín central, reposicionando la camisa sobre la superficie esférica de la válvulade distribución.
  • 92. 1.7 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO VARIABLEUna bomba de desplazamiento variable ofrece varias ventajas en los circuitoshidráulicos simples, debido a que el desplazamiento de la bomba puede sercambiado, este cambio en el desplazamiento puede ser un simple ajuste, o puedeestar acompañado de una automatización total en interface con un programa decomputador. Los tipos más comunes de circuitos en los cuales una bomba dedesplazamiento variable puede ser usada son:• Circuito abierto• Circuito cerrado• Circuitos semi cerrado1.7.1 Bombas en circuitos abiertos.En las aplicaciones de un circuito abierto, (Ver figura.99), la bomba transporta elfluido de un reservorio y empuja este fluido dentro de un sistema hidráulico,después de pasar a través de una válvula de control y el actuador hidráulico, elfluido retorna nuevamente al reservorio el tamaño del reservorio debe ser tangrande en volumen que se recomienda utilizar como mínimo tres veces el volumende fluido transportado por la bomba en un minuto, ejemplo si una bomba trabajaa 30 G.P.M el tamaño del reservorio será 90 galones.Una bomba la cual se encuentre operando en un circuito abierto debe tenerúnicamente una dirección, por esta razón el diámetro del puerto de succión esmayor que el diámetro del puerto de descarga. En el diseño de una circuitoabierto la dirección de movimiento del actuador es independiente al sentido deflujo en la bomba ya que esta puede ser controlada por una válvula direccional.La principal ventaja en un circuito abierto esta en que varios actuadores puedenser instalados realizando diferentes funciones simultáneamente, si es necesario poruna bomba simple. El mismo reservorio puede ser utilizado como base paraconstruir toda la unidad hidráulica. En este tipo de sistema autocontenido lascondiciones del aceite son optimizadas por el diseño del reservorio, la únicadesventaja del diseño de circuito abierto, es su gran tamaño y peso debido al granvolumen de aceite requerido.
  • 93. control direccional válvula de alivio Figura 99. Bomba variable en circuito lazo abierto.1.7.2 Bombas en circuitos cerrados.Bombas en circuitos cerrados:En el diseño de un circuito cerrado se elimina la necesidad de un gran deposito deaceite, además de esta característica este tipo de circuito puede ser utilizado enequipos de maquinaria móvil, existe un gran numero de circuitos cerradosutilizados en la industria hidráulica, son muy comunes circuitos con bombas depistones axiales de desplazamiento variable.
  • 94. motor bidireccional válvulas de contrabalance válvula de sangrado de aceite caliente Figura 100. Bomba variable en circuito lazo cerrado. En el diseño de este circuito cerrado, (Ver figura.100). Una bomba dedesplazamiento variable es usada para manejar un motor hidráulico bidireccional,en este circuito el aceite que pasa a través del motor al lado de baja presión en labomba y regresa nuevamente al motor con una mayor presión, la bomba puederecibir la misma cantidad de aceite en el puerto de succión que el aceite bombeadoen el puerto de descarga.En un circuito cerrado, siempre se debe utilizar un circuito adicional de precarga,este circuito de precarga consiste en una bomba de desplazamiento fijo(usualmente de un 15% de desplazamiento de la bomba principal), válvula deseguridad, intercambiador de calor y un pequeño reservorio de aceite.
  • 95. Durante la operación, la bomba principal puede causar un desplazamiento quecentra el plato de los pistones, lo cual significa que la bomba estará en capacidadde levantar presión por cualquiera de los dos puertos principales en otras palabrasla bomba estará en disposición para dirigir el flujo en el sentido del reloj ocontrareloj a través del lazo cerrado de bombeo. Este giro permite al motoroperar en cada sentido de rotación, cambiando de la misma forma el puerto dealta presión en la entrada del motor debido al cambio en el sentido de rotación.El circuito de precarga siempre trabaja a una presión menor que la secciónprincipal de bombeo, el aceite es filtrado y conducido a través de unas válvulascheques que sirven de anticavitación hacia el sistema, mientras que un porcentajede aceite es sangrado mediante una válvula de sangrado de aceite, este aceite esenfriado en un intercambiador de calor y almacenado en un pequeño depositoantes de retornar al sistema principal.La presión en la rama de precarga es mantenida por una válvula de descarga,tarada entre 100 y 300 psi, está presión es determinada de acuerdo a losrequerimientos de la bomba o el motor y las condiciones de operación del sistema.En el circuito de lazo cerrado, la presión, el flujo, y el control direccional son todosconseguidos mediante los elementos de control de la bomba, el sistema deválvulas contrabalance es incorporado únicamente para protección del motor en elcaso en que una sobrecarga induzca una alta presión que pueda afectar loselementos del motor. Estas no pueden funcionar como válvulas de alivio delsistema, esto ocacionaría un incremento de calor en el circuito.Entre las ventajas de un sistema de bombeo en lazo cerrado están, grandessistemas de potencia compactos, operando con un tamaño de deposito de aceitemínimo. Los sistemas son altamente eficientes, sí los controles de la bomba sondiseñados para suministrar únicamente la cantidad de flujo requerido por el motor,debido a la presión que induce la carga. La bomba controla la dirección,aceleración y desaceleración, máxima velocidad y máximo torque requerido por elmotor, eliminando la necesidad de una válvula de alivio principal en el sistema yreguladoras de caudal para variar la velocidad en el motor.La mayor desventaja del circuito en lazo cerrado esta en que una bomba variablesolo puede controlar la salida de potencia que va a un actuador rotatorio parapoder así cerrar el circuito.
  • 96. 1.7.3 Bombas en circuitos semicerrados.Este circuito es característico en el diseño de bombas de pistones de eje quebradovariables, es similar al circuito de lazo cerrado excepto que en este circuito puedeser utilizado un actuador de desplazamiento lineal de áreas diferenciales, como semuestra esquemáticamente la extensión del cilindro en la figura 101, la bombacrea un gran flujo contenido en la cámara del lado pistón que regresa por la ramaizquierda hacia la bomba. El aceite extra es tomado por la bomba del reservorio, através de la succión por las válvulas cheques, lo cual es una parte integral de labomba. El flujo de exceso es descargado hacia el tanque por medio de unaválvula de descarga, este flujo descargado al reservorio es suministrado por unaceite que pasa del reservorio hacia la bomba esta es la rama del lazo cerrado enel circuito permitiendo filtrar y enfriar el fluido. a c tu a d o r c ilin d r ic o d e á rea d i f e r e n c ia l v á lv u la d e s o b re c a rg a v á lv u la s d e filtr o c o n tr a b a la n c e bom ba de o is to n e s d e e je q u e b r a d o in te r c a m b ia d o r d e s p la z a m ie n to d e c a lo r v a r ia b le d e p o s ito v á lv u la s cheques in c o r p o r a d a s e n la bom ba Figura 101. Bomba de pistones de ángulo variable circuito semicerrado.
  • 97. 1.7.4 Bomba de paletas de mando directo con cilindrada variable.En este tipo de bomba la posición del estator se puede influenciar con tresdispositivos de posicionamiento como se indica en la figura 102:Tornillo de posicionamiento para cilindrada (1)La distancia estator - rotor determina directamente la cilindrada de la bomba.Tornillo de ajuste de la altura (2)Aquí se varía la posición del estator en sentido vertical (influye directamente sobreel ruido y la dinámica de la bomba).Tornillo de ajuste para precisión máxima de servicio (3)La pretensión del resorte determina la presión máxima de servicio.En función de la resistencia en el hidrosistema se forma una presión. Esta actúaen la bomba en el sector marcado con rojo y actúa sobre la superficie interna delestator.La fuerza de presión en este sector se puede representar como vector de fuerza (Fp). Si este vector se divide en sus componentes verticales y horizontales, seproduce una gran fuerza (Fv) que es absorbida por el tornillo de ajuste vertical, yuna pequeña fuerza que actúa sobre el resorte de presión (Fh). Mientras la fuerzadel resorte (Ff) sea superior a la fuerza (Fh), el estator permanece en la posiciónindicada. Si aumenta la presión en el sistema, aumenta la fuerza (Fp) y por ende(Fv) y (Fh).Si la fuerza (Fh) supera la fuerza del resorte (Ff) el estator se desplaza de laposición excéntrica a una posición casi concéntrica. El volumen de las cámaras dedesplazamiento se reduce hasta que el caudal efectivo a la salida de la bomba seanulo. La bomba sólo entregara tanto aceite como el que fluye como fuga a travésdel intersticio interno hacia el tanque. La bomba mantiene la presión en elsistema. El valor de la presión se puede influenciar directamente a través de lapretensión del resorte.Las bombas de paletas con cilindrada variable y función de excentricidad cero(Q=0), al alcanzar la presión máxima tarada, siempre poseen una conexión defugas. A través de dicha conexión se drena el aceite que fluye por el intersticiodentro de la bomba del selector de presión (rojo) hacia la carcasa (rosado).
  • 98. Con el aceite de fugas se elimina calor por fricción y se asegura la lubricación delas piezas internas en servicio de carrera nula. Figura 102. Bomba de paletas de mando directo con cilindrada variable. Figura 103. Bomba de paletas variable montaje en manifold (Mannesman-Rexroth).
  • 99. 1.7.4.1 Principio de funcionamiento de una bomba de paletas variable operada directamente.El circuito abierto con bomba de paletas compensada con presión esprobablemente el uso más popular de bomba de desplazamiento variable, ensistemas hidráulicos industriales. Se puede discutir la operación de la bombacomo un conjunto. Figura 104. Diseño básico de una bomba de paletas variable con compensador (Mannesman-Rexroth).La figura 104 muestra lo básico del diseño de la bomba de paletas de volumenvariable operada directamente con un compensador de presión. A diferencia desu contra parte (la bomba de paletas de desplazamiento fijo), la bomba de paletasde desplazamiento variable no esta balanceada hidráulicamente, el anillo quecompone la cámara de bombeo es circular, como se muestra la bomba desplaza unfluido porque el resorte mantiene el anillo en una posición excéntrica con respectoal rotor.Asumiendo que el eje de la bomba esta siendo rotado en dirección de lasmanecillas del reloj, se puede ver que las paletas tienen un movimientoreciprocante con respecto a sus cavidades en el rotor cuando este es girado. Elprincipio de operación es básicamente similar a las bombas de paletas balanceadasde desplazamiento fijo. La razón por la cual la bomba de paletas dedesplazamiento variable no es balanceada hidráulicamente se debe a que lasfuerzas de presión entre el anillo y el rotor son una parte integral del control de la
  • 100. bomba. A medida que la bomba encuentra una resistencia al flujo dentro delsistema la presión se incrementa entre el rotor y el anillo que forma las cámarasde bombeo y sale por el puerto de descarga, esto se debe a la geometría de labomba y a la localización de los puertos de presión, debido a la fuerza resultante lapresión empuja el anillo hacia arriba y hacia la derecha, cuando la componentehorizontal de la fuerza de presión excede la fuerza debida al resorte el anillo de lascámaras de bombeo se mueve hacia la posición derecha tomando una posiciónconcéntrica con respecto al rotor; en esta posición la bomba no entregará masfluido. Figura 105. Fuerzas que actúan sobre el anillo en una bomba de paletas de desplazamiento variable.
  • 101. 1.7.4.2 Máximo control de volumen.El máximo control de volumen no es más que un simple tornillo de ajustemecánico el cual limita la excentricidad del anillo, si se limita la excentricidadentonces se limitara el desplazamiento de las paletas en el rotor. Generalmente sehabla de limite de la carrera esto es entendido como la máxima capacidad de labomba para un flujo requerido en un sistema, no debe confundirse con lafrecuencia de flujo.Se notará que entre menor sea la distancia entre el estator y el rotor ajustado porel tornillo de posicionamiento para cilindrada, necesariamente la bomba desplazaramenos fluido. Sin embargo si el máximo flujo en la bomba es ajustado a un valormenor del 50% de la máxima capacidad de flujo, en la bomba la eficienciavolumétrica caerá considerablemente.Ejemplo: si nosotros consideramos una bomba a 10 G.P.M la cual a 1500 P.S.Iposee una eficiencia volumétrica del 90% la bomba efectivamente entregara 9G.P.M al sistema y 1 G.P.M sé ira por el drenaje de la bomba. Si nosotros ahoranecesitamos 4 G.P.M encontramos que la bomba todavía envía 1 G.P.M por elpuerto de drenaje manteniendo una presión de entrega en la bomba de 1500P.S.I, esto se debe a que el drenaje en la bomba esta estrictamente determinadopor la presión de entrega y las tolerancias de la bomba, por lo tanto la eficienciavolumétrica de esta bomba caería a un 75% en consecuencia se recomendaríacambiar de bomba por una de menor tamaño, para esta aplicación. Las bombas de desplazamiento variable son más caras en el costo inicial que lasbombas de desplazamiento fijo, pero el costo de las válvulas de control requeridascon las bombas de desplazamiento fijo usualmente compensan en gran parte laeconomía.
  • 102. 1.7.4.3 Ajuste del compensador de presión en bombas de paleta desplazamiento variable operadas directamente. Figura 106. Corte transversal de una bomba de paletas variable operada directamente y compensada. Figura 107. Bomba de paletas variable operada directamente y compensada por presión (Sperry-Vickers).
  • 103. El propósito básico de usar un compensador de presión es la limitación de lapresión máxima del sistema. El desplazamiento de la bomba es cambiadoautomáticamente para suplir la rata de flujo exacta requerida por el sistema. Lapresión del sistema es mantenida en un valor cercano determinado por el ajustedel compensador.Cuando el sistema hidráulico no requiere mayor flujo, la presión en el anillodevuelve a este a una posición cercana a la neutra, y suministra solamente lasperdidas por fugas a la presión establecida. Cuando se requiere que la bombaentregue totalmente el flujo, el anillo es desplazado como resultado de unapequeña disminución en la presión del circuito.En bombas con compensador de presión, la potencia consumida es reducida amedida que decrece la rata de flujo. Puesto que el fluido no es desviado a tanqueno se genera calor excesivo. La bomba de desplazamiento variable reduce lacomplejidad del circuito hidráulico. No se requieren válvulas de alivio, ni válvulasde descarga. Sin embargo el circuito permanece presurizado para actuardispositivos que operan por señal piloto.Figura 108. Bomba de paletas de desplazamiento variable operada directamente y compensada por presión (Hydraulic-Products).
  • 104. Existen compensadores de dos presiones. El solenoide actúa hidráulicamente; elcompensador de dos presiones se muestra en la figura 109. Figura 109. Bomba de paletas compensada con dos niveles de presión, operada con solenoide (Hydraulic-Products).Cuando la cámara del resorte de control no está bajo presión, la presión máximade la bomba depende solamente de que tan comprimido este el resorte. Cuandose admite el fluido hidráulico en la cámara del resorte, la presión máxima de labomba se ajusta por medio de una pequeña válvula de control de presión. Lapresión hidráulica añadida a la fuerza del resorte permite que el anillo permanezcaen posición de flujo total para una presión más alta. Así ambas presiones, baja yalta, son ajustables y el operador puede cambiar de una a otra por medio de unaválvula solenoide. El control de dos presiones puede mantener el nivel de presiónpiloto, pero reduce el flujo a un nivel bajo para disminuir las perdidas de potencia.
  • 105. El anillo está mantenido en la posición excéntrica mediante el muelle delcompensador. Cuando la presión del sistema llega a su taraje, empuja contra lasuperficie del anillo haciendo que éste se desplace a la izquierda hacia la posiciónconcéntrica o neutra. La bomba suministra únicamente el caudal suficiente paracompensar las fugas y mantener el taraje del compensador. El tope deldesplazamiento máximo está diametralmente opuesto al control por compensadory proporciona un ajuste manual de la excentricidad máxima del anillo y, porconsiguiente, del caudal máximo. La fuerza generada por la presión de salida, queactúa en 180º del perímetro del rotor, es soportada por cojinetes de deslizamiento,como se muestra en la figura 110. Como en el caso de las bombas deengranajes, el diámetro del rotor debe estar de acuerdo al rango de presión, de talforma que se mantengan las cargas sobre los cojinetes dentro de los rangosaceptables. El diseño de los rodamientos y la precisión de la alineación sonfactores fundamentales para obtener una operación confiable a las presionesdadas. Figura 110. Cojinetes y placas laterales.El rotor y las paletas giran dentro de las placas laterales, una de las cuales esusada para llevar el fluido a la entrada y a la salida. Las tolerancias deben sercontroladas para evitar las fugas.
  • 106. La ventaja principal de la bomba de paletas compensada por presión sobre labomba de desplazamiento constante es el ahorro de energía (no se desperdiciapotencia). Por ejemplo, cuando el sistema no requiere ningún caudal, la bombase ajusta automáticamente a esta condición, puesto que el fluido no es desviado atanque no se genera calor excesivo. La bomba de desplazamiento variable reducela complejidad del circuito hidráulico. No se requieren válvulas de alivio, niválvulas de descarga o válvulas de desvío. Sin embargo el circuito permanecepresurizado para actuar dispositivos que operen por señal piloto.1.7.4.4 Rango de operación ajustable del compensador en bombas de paletas variables.Las perdidas de potencia se manifiestan en calor, el cual es absorbido por elaceite. La mayoría del calor es extraído por el flujo que sale de la bomba, cuandoel desplazamiento es suficientemente alto. Para los casos en que se tienendesplazamientos bajos, y por tanto flujos bajos, se tiene un puerto deenfriamiento, por donde fluye caudal al depósito evitando el sobrecalentamiento. Figura 111. Gráfica de presión Vs relación de flujo para una bomba de paletas operada directamente.
  • 107. La forma de esta curva depende del resorte seleccionado para una presión deoperación dada. El decrecimiento gradual en el flujo para una presión mínimaocurre en un punto posterior a la compensación de presión en la bomba y essolamente función del drenaje interno.En el punto de corte de presión del compensador, representa la acción del resorte,el cual ya a comenzado a alcanzar su punto de taraje y se encuentra losuficientemente rígido por consiguiente no permite un mayor desplazamientoocasionando el decrecimiento inmediato del flujo debido a que empieza a centrarseel anillo de las cámaras de bombeo. El desplazamiento del resorte comienza en unpunto donde el flujo empieza a caer drásticamente con respecto al incremento depresión, la diferencia de presión entre el flujo máximo y el flujo mínimo dependede la rigidez del resorte.Ejemplo se ha seleccionado un resorte para una presión de operación a 900 Psi, enesta comparación notará que el resorte el cual presenta una optima eficiencia a1500 psi es inadecuado para operar a 900 psi, como la presión del resorte esajustada por debajo obtendremos una baja presión de operación, prácticamenteestaríamos muy cerca del limite inferior ajustable del compensador. Figura 112. Gráficas de resortes de 1000 psi y 1500 psi en una bomba de paletas variable compensada por presión.
  • 108. El rango de presión de trabajo que se encuentra entre el punto de corte depresión del compensador y la cabeza muerta es muy ancho, él limite de estadiferencia de presión afecta la salida de velocidad del actuador dentro del rango demarcado entre el punto de corte de presión del compensador y la presión decabeza muerta. Los requerimientos de presión del sistema podrían permitir que elactuador operara a una velocidad reducida entre el flujo máximo y la cabezamuerta. Idealmente esto no debería ocurrir en un sistema compensado porpresión. El resorte nunca debe ser ajustado por debajo del 60% del máximo rangode operación si por alguna razón su sistema opera con una diferencia de presiónpor debajo de la inicialmente calculada es posible cambiar el resorte delcompensador, sin embargo se debe consultar con el fabricante de la bomba lastolerancias y el tamaño de la placa de puertos esto puede influir en la capacidadde presión de operación de la bomba.1.7.5 Bombas de paletas con mando indirecto.El principio básico de estas bombas es muy similar al de las bombas con mandodirecto. Las diferencias radican en los dispositivos de variación del estator (anillo).El estator se mueve mediante pistones de posicionamiento cargados con presiónen lugar de moverse con uno o varios resortes de presión.Ambos pistones de posicionamiento tienen distinto diámetro (relación desuperficies aprox 2:1)1.7.5.1 Principio de funcionamiento de una bomba de paletas variable operada con mando indirecto.Detrás del pistón de posicionamiento con el diámetro más grande se encuentra unresorte. Dicho resorte hace que al ser puesta en marcha la bomba, el estator seencuentre en posición excéntrica.La presión que se forma en el hidrosistema se conduce a través de canalesinternos detrás del pistón de posicionamiento más pequeño, hacia el regulador Ry luego hacia el pistón de posicionamiento más grande.
  • 109. Si las presiones detrás de ambos pistones son iguales, el estator permanece en laposición indicada, dadas las distintas superficies en los pistones deposicionamiento. Figura 113. Bombas de paletas de mando directo y mando indirecto (precomandadas).Como se muestra en la figura 113 la sección transversal, el anillo de las cámarasde bombeo se encuentra entre dos pistones de control, ambos pistones tienenárea diferencial, el pistón derecho es asistido por un resorte concéntrico y estaforzado ofreciendo una presión entre (250 y 375 PSI), durante el arranque esteresorte mantiene forzado el anillo de las cámaras de bombeo en una posiciónexcéntrica. La bomba comienza el desplazamiento del fluido a medida que éstaencuentra una resistencia al flujo. Figura 114. Bomba de paletas variable operada con piloto (Mannesman-Rexroth).
  • 110. Figura 115. Bomba de paletas variable compensada y operada por piloto (Mannesman-Rexroth).Los dos pistones de control y el final del spool en la válvula de sobrecarga-secuencia operada directamente son igualmente expuestas a la presión, a medidaque la presión sobre los dos pistones no exceda el taraje de la válvula piloto, semantendrá el anillo de las cámaras de bombeo excéntrico con respecto al rotor porconsiguiente la bomba desplazara el fluido.La presión del sistema es ajustada de acuerdo al taraje del resorte en la válvulapiloto, cuando la presión del sistema sobre pase el taraje del resorte el aceitecontenido en el área menor del pistón es venteada a tanque, el pistón pequeño dela izquierda el cual todavía esta presurizado empuja el anillo de la cámara debombeo a una posición concéntrica y la bomba no envía fluido al sistema. Estaposición es mantenida hasta que la presión del sistema sea reducida por debajodel taraje del resorte de la válvula piloto. En este punto, la carga hidráulica deambos pistones de control es restablecida y el anillo de la cámara de bombeoregresa a la posición de flujo.Una bomba de paletas de flujo variable con compensador de presión y operada porpiloto esta sujeta a presiones mayores que su contraparte (la bomba de paletasvariable con compensador de presión operada directamente). La presión deoperación de una bomba de paletas operada directamente está limitada a 1500psi y un flujo máximo de 20 g.p.m, por otra parte la bomba de paletas operada porpiloto maneja una presión de hasta 2400 psi y flujos por encima de 60 g.p.m.Como se había mencionado anteriormente, se ha mejorado el diseño por una doblepaleta incrementando la eficiencia volumétrica de la bomba y mejorando lascondiciones de presión en la descarga.
  • 111. 1.7.5.2 Niveles de ruido en bombas de paletas variable.Las bombas de paletas variables operadas directamente ó operadas por piloto, talvez sean las únicas bombas las cuales están ajustadas para un optimo nivel deruido. En todas las bombas de paletas variables se ha aplicado el mas avanzadonivel de tecnología para lograr este objetivo, sin embargo la influencia de ajustar lapresión contra las características de flujo. Puede causar fallas catastróficas en labomba, se debe consultar con el fabricante de la bomba para realizar algún ajustede esta forma mejorar su nivel de ruido.Como la bomba transfiere aceite desde el puerto de succión al puerto de presión,es en este punto en el cual el volumen de aceite es llevado entre las paletas y laspartes adyacentes. También durante este período de traspaso la cantidad devolumen puede disminuir, debido a la precompresión del aceite, estáprecompresión es utilizada para elevar la presión del aceite y ajustarla de acuerdoa las exigencias de presión en el sistema, por tal motivo existe un suave traspasodel aceite, obteniendo un bajo nivel de ruido. Obviamente este suave traspasopermite ser optimizado mediante un sistema específico de presión.Desde que la bomba es fabricada se conoce de antemano su máxima presión deoperación, el ajuste del ruido se realiza mediante el tornillo de afinado de laposición vertical, este sistema de afinación del ruido permite el ajuste de lascámaras de bombeo. Figura 116. Sección transversal, muestra el ajuste del tornillo vertical y sus implicaciones en el funcionamiento de la bomba (Mannesman-Rexroth).
  • 112. Como se muestra en la figura 116, el tornillo simplemente ajusta la posiciónvertical del anillo de bombeo con respecto al rotor y las placas de puertos, estecambio de excentricidad del anillo de las cámaras de bombeo ajusta el cambio devolumen durante el periodo de traspaso del aceite. Una rotación en sentido delreloj del tornillo empuja y desplaza hacia abajo el anillo de las cámaras debombeo, causando un cambio radical en el volumen y además incrementa laprecompresión de presión en el fluido, girando el tornillo en sentido contrario,causa un decrecimiento de la precompresión de presión debido a una disminuciónen el cambio de volumen.Recordando que el nivel de ruido ideal es conseguido cuando no hay ni implosiónni explosión del fluido precomprimido podemos entender la razón por la cual labomba se hace más ruidosa en condiciones de flujo que cuando se encuentra encabeza muerta.El ajuste del ruido esta fuera de la necesidad del tornillo de posicionamientovertical el cual se encuentra ajustado de acuerdo a la operación normal de labomba. Esto significa que si la bomba opera en un alto porcentaje de tiempo enla posición de cabeza muerta, el tornillo de ajuste vertical puede estar ajustadocon respecto a la posición de no-flujo en la bomba. Por otro lado si la bomba seencuentra normalmente bombeando fluido a una baja presión, el tornillo de ajustevertical puede estar ajustado de acuerdo a la condición de flujo de la bomba, estosin embargo sacrificará el óptimo nivel de ruido de la bomba cuando se encuentraen la posición de cabeza muerta (no-flujo).Finalmente si nosotros consideramos el hecho de que el fluido es no compresiblepodemos entender el efecto que causaría realizar muchos cambios por minuto enla compresión de volumen, esto afectaría drásticamente la precompresión depresión, es básicamente por esta razón que el tornillo de ajuste verticalúnicamente admite una rotación de ±60°. La fabrica encargada de la construcciónde la bomba marca la posición central por la cual el máximo y mínimo ajuste nodeberá exceder los 120°de rotación, un sobre ajuste causaría daños catastróficosen la bomba.
  • 113. 1.7.6 Montaje del regulador de presión en bombas de paletas de desplazamiento variable de mando indirecto.El regulador de presión se compone de pistón regulador (1), carcasa (2), resorte(3) y dispositivo variador (4). En la posición inicial el resorte empuja el pistónregulador a la posición indicada en la carcasa del regulador. El fluido hidráulicollega a través de canales en la bomba al pistón regulador. El pistón reguladordispone de un taladrado longitudinal y dos taladrados transversales. Además, unatobera limita el caudal que puede circular a través del pistón regulador. En laposición indicada fluye Líquido, que se encuentra bajo La presión del sistema,sobre el taladrado longitudinal y el taladrado transversal hacia el pistón grande deposicionamiento. La conexión al tanque está cerrada mediante un a nervadura enel pistón regulador.La presión actual en el sistema hidráulico actúa contra la superficie anular delpistón regulador. Mientras la fuerza Fp resultante de la presión sea inferior a lafuerza opuesta del resorte Ff, la bomba permanecerá en el estado indicado. Detrásde ambos pistones de posicionamiento actúa la misma presión. Figura 117. Regulador de presión, bomba en posición de transporte.
  • 114. En la figura 117, la presión de servicio es inferior a la presión máxima ajustableen el regulador de presión. Si con el aumento de presión en el sistema hidráulicoaumenta la fuerza Fp, el pistón regulador se desplazará contra el resorte.En el regulador se abre la unión hacia el tanque. El fluido que drena conduce auna reducción de presión detrás del pistón grande de posicionamiento. El pistónde posicionamiento pequeño aún está sujeto a la presión del sistema y desplaza elestator contra el pistón de posicionamiento grande, sujeto a presión reducida,aproximadamente a la posición media.Se produce un equilibrio de fuerzas:Superficie del pistón pequeño x alta presión = superficie del pistón grande x bajapresión.El caudal llega a cero, la presión del sistema se mantiene. Figura 118. Bomba completamente compensada en la posición excéntrica no-flujo, la potencia de consumo es la de cabeza muerta.Gracias a esta conducta la potencia de pérdida en el sistema al alcanzar la presiónmáxima tarada es baja. El calentamiento del fluido permanece bajo y el consumode energía resulta mínimo.
  • 115. Si en el sistema hidráulico la presión vuelve a disminuir, el resorte en el reguladorde presión desplaza al pistón regulador. De este modo se cierra la unión al tanquey toda la presión del sistema actúa detrás del pistón grande de posicionamiento.El equilibrio de fuerzas del pistón de posicionamiento desaparece y el pistóngrande desplaza el estator a la posición excéntrica. La bomba nuevamentetransporta hacia el hidrosistema.En la bomba de paletas de desplazamiento variable con compensador de presiónoperada por piloto de la Figura 118, se observa que el anillo de las cámaras debombeo se encuentra como un sándwich entre dos pistones de control, ambospistones tienen área diferencial, el pistón derecho es asistido por un resorteconcéntrico y esta forzado ofreciendo una presión entre (250 y 375 Psi) durante elarranque este resorte mantiene forzado el anillo de las cámaras de bombeo en unaposición excéntrica, y la bomba comienza el desplazamiento de fluido a medidaque la bomba encuentra una resistencia al flujo. Los dos pistones de control y elfinal del spool de la válvula de sobrecarga/secuencia operada directamente sonigualmente expuestas a la presión del sistema. A medida que la presión sobre losdos pistones no exceda el taraje de la válvula de sobrecarga/secuencia, semantendrá el anillo de las cámaras de bombeo excéntrico con respecto al rotor y labomba desplazara el fluido.La presión del sistema es ajustada de acuerdo al taraje del resorte en la válvula desobrecarga/secuencia, cuando la presión del sistema sobre pase el tarje delresorte, el aceite contenido en el área menor del pistón es venteado a tanque, elpistón pequeño de la izquierda el cual todavía esta presurizado empuja la cámarade bombeo a una posición concéntrica y la bomba no envía fluido al sistema. Estaposición es mantenida hasta que la presión del sistema se haya reducido pordebajo del taraje del resorte de la válvula de sobrecarga/secuencia. En estepunto, la carga hidráulica de ambos pistones de control es restablecida y el anillode las cámaras de bombeo regresa a la posición de flujo.En la bomba de paletas de desplazamiento variable con compensador de presiónoperada por piloto esta sujeta a presiones mayores que su contraparte (La bombade paletas de desplazamiento variable con compensador de presión operadadirectamente) la presión de operación de una bomba de paletas dedesplazamiento variable con compensador de presión operada directamente estálimitada a 1500 psi y un flujo máximo de 20 G.P.M. por otra parte la bomba depaletas de desplazamiento variable con compensador de presión operada porpiloto maneja presiones de hasta 2400 psi y flujos por encima de 60 G.P.M. notaráque en el diseño de la paleta esta se compone de una doble paleta incrementandola eficiencia volumétrica de la bomba y mejorando las condiciones de presión en ladescarga.
  • 116. 1.7.7 Características de eficiencia de la bomba de paletas compensada por piloto Vs operada directamente.El dispositivo de compensador de presión operado por piloto presenta una mejorcurva característica de presión Vs flujo que la bomba de paletas dedesplazamiento variable operada directamente. Figura 119. Curvas de desempeño de bombas de paletas de desplazamiento variable operadas directamente y por piloto. La primera ventaja es que la bomba tiene una alta eficiencia volumétrica porquela presión es cargada sobre los platos.La segunda ventaja es el control operado por piloto no es directamenteinfluenciado por un resorte constante, en la comparación de las curvas se nota ladiferencia entre el desempeño de una bomba operada por piloto y una operadadirectamente. Podemos notar que ambas bombas poseen igual desplazamiento.Ambas tienen una entrega de fluido muy cercana en las mismas condiciones debaja presión. La figura 119 muestra las 2 principales diferencias del diseño deestas 2 bombas.
  • 117. Los efectos de la presión cargada sobre el plato de puertos, y la construcción de ladoble paleta. Hacen que la bomba operada por piloto posea una mejorcaracterística de eficiencia volumétrica, es por esta razón que existe un menordecrecimiento en el flujo con el incremento de la presión y la pendiente inicial de lagráfica de presión Vs flujo cae de una manera más gradual.La bomba de paletas compensada por presión y operada por piloto no seencuentra afectada por la presión tarada y por lo tanto tiene una mayor influenciaen la curva de flujo Vs presión, la gráfica muestra que no importa si la bombaoperada por piloto esta tarada 500 psi o 1500 psi la diferencia de presión entre elpunto de corte y la cabeza siempre es el mismo. Por la misma razón que unaválvula de descarga operada por piloto no es afectada por la presión que pasasobre ella. La bomba de paletas compensada por presión y operada por pilototiene menos presión diferencial entre el punto de corte ya la cabeza muerta.1.7.8 Bomba de pistones axiales de desplazamiento variable. Figura 120. Corte transversal, Bomba de pistones axiales de Desplazamiento variable.
  • 118. Figura 121. Bomba de pistones en línea desplazamiento variable. Las bombas de pistones en línea de desplazamiento variable, desarrollan flujo ypresión de la misma manera que las bombas de desplazamiento fijo. El eje delmotor gira y arrastra con el dentado del cilindro y este a su vez arrastra lospistones. Los pistones se apoyan mediante patines sobre la superficie dedeslizamiento de la placa inclinada recorriendo una carrera (Ver figura 120). Lospatines son mantenidos y conducidos forzosamente sobre la superficie dedeslizamiento mediante un dispositivo recuperador. En unidades variables lavariación del ángulo de inclinación de la placa se realiza mecánicamente, a travésde un pivote o hidráulicamente mediante un pistón de posicionamiento. La placainclinada se mueve con facilidad, está apoyada sobre cojinetes de deslizamiento yla posición cero esta centrada por el resorte; al aumentar el ángulo debasculamiento también aumenta la cilindrada y el par de giro; en caso dereducción en el ángulo estos valores se reducen correspondientemente. Sí no hayángulo de inclinación la cilindrada es igual a cero.
  • 119. Normalmente se emplean variadores de efecto mecánico o hidráulico, los cuales asu vez. Se comandan o regulan mecánica, hidráulica o eléctricamente.Variadores muy utilizados son mando electroproporcional, regulación de presión(regulación de carrera nula), regulación de potencia.La sección transversal de la figura 120 y 121, muestra la posición del cilindrocompletamente extendido. En esta posición el plato de lubricación de los pistonesde la parte superior, se encuentran completamente extendidos. Mientras que lospistones de la parte inferior se encuentran retraídos en sus respectivos taladrados.Asumiendo que la rotación es sentido del reloj el puerto A es de succión y elpuerto B es de descarga.La carcasa de la bomba de pistones en línea de desplazamiento variable, tiene unyugo el cual es soportado por el pivote como se muestra en la figura 122 laposición del yugo es controlada por la acción doble de una varilla cilíndrica, elcilindro esta posicionado a la mitad de la carrera, en esta posición el plato seencuentra en la posición vertical (perpendicular al eje de rotación) porconsiguiente los pistones dejan de realizar su movimiento reciprocante, esto dacomo resultado el no-flujo hacia el sistema, debido a que los pistones no creandesplazamiento de volumen durante la rotación.Esta bomba es usada en circuitos de lazo cerrado, en el cual se puede conseguir lainversión de flujo. Cuando la posición del cilindro es completamente retraído.Los pistones de la parte superior se encuentran completamente encajados dentrode sus respectivos taladrados, mientras que los pistones de la parte de abajo seencuentran completamente extraídos, por lo tanto se invierten los puertos desucción y de descarga.
  • 120. Figura 122. Detalle de las partes de una bomba de pistones axiales de desplazamiento variable, compensada por presión (Sperry-Vickers). En las bombas de pistones en línea, el conjunto de los cilindros y el eje deaccionamiento tienen la misma línea central y los pistones se muevealternativamente en sentido paralelo al eje. El tipo más sencillo de estas Bombasse muestran la figura 123. El eje de accionamiento hace girar el barrilete,conteniendo los pistones, que están ajustados en sus alojamientos y conectadosmediante patines y un anillo inclinado, de forma que los patines están apoyadossobre una placa circular inclinada (placa de presión). A medida que el barriletegira, los patines siguen la inclinación de la placa, provocando que los pistonestengan un movimiento alternativo. Los orificios, en la placa de distribución, estándispuestos de tal forma que los pistones pasan por la entrada cuando empiezan asalir de sus alojamientos y por la salida cuando se les obliga a entrar.
  • 121. Figura 123. Detalle de las partes de una bomba de pistonesaxiales de desplazamiento variable, compensada por presión.Figura 124. Corte de una bomba de pistones en línea variable compensada tipo Volvo serie V-30.
  • 122. En el diseño de está bomba se observa el compensador de presión, una línea quesale del compensador y controla la presión del sistema y otra línea de aceite quecontrola la posición del bloque basculante. Estas bombas poseen bajo nivel deruido y presentan un buen comportamiento de la presión de trabajo, a pesar de lasvariaciones de la velocidad de rotación que se puedan presentar en el eje deaccionamiento.1.7.8.1 Desplazamiento. En estas Bombas el desplazamiento viene también determinado por el número ytamaño de los pistones así como por la longitud de su carrera, que depende delángulo de la placa circular inclinada. En los modelos desplazamiento variable, laplaca circular está instalada en un bloque o soporte móvil. Moviendo este bloqueel ángulo de la placa circular varía para aumentar disminuir la carrera de lospistones. El bloque puede posicionarse manualmente con un servocontrol con uncompensador hidráulico o por varios otros métodos la figura 123, muestra uncompensador hidráulico. El ángulo máximo en las unidades indicadas estálimitado a 17.5°.En la bomba de pistones en línea de desplazamiento variable se recomiendabuenas características de succión generalmente se conecta con una bomba deprellenado. En los diseños en línea, las fuerzas producidas por las presioneshidráulicas en el bloque de cilindros y los patines de los pistones, estánampliamente balanceadas hidrostáticamente. Además, las fuerzas laterales de lospistones, las cuales producen cargas sobre los cojinetes del eje giratorio,virtualmente desaparecen cuando el bloque basculante es posicionado para flujosbajos. Un gran porcentaje del tiempo de operación de las bombas variables estausualmente en los rangos de caudal bajo. Estas características, el balancehidrostático de la presión y las bajas cargas sobre los cojinetes de los ejes,permiten a las bombas en línea ser diseñadas para una larga vida a grandespresiones de operación. Rangos de presiones nominales de 5000 psi (350 bares) omás son alcanzados por algunos diseños.Los rangos nominales de velocidad de todas las bombas esta limitado porconsideraciones de la presión de entrada. La acción de bombeo de cualquier tipode bomba de desplazamiento positivo genera un vacío parcial en la cámara debombeo y la presión absoluta en el fluido de entrada debe ser lo suficiente paraacelerar el fluido a la velocidad de las paletas, dientes de engranajes o pistonespara prevenir daños por cavilación. Las bombas de pistones están ligeramentemás limitadas en este aspecto que las otras unidades de desplazamiento positivo
  • 123. más compactas. Sin embargo, son capaces de operar a velocidades aceptablescon presión atmosférica en la entrada e incluso un ligero vacío.Por otro lado, los rangos de velocidad de las bombas de pistones pueden serextendidos ampliamente presurizando el caudal de entrada. Una forma es a travésdel uso de depósitos presurizados como es común en los circuitos usados enaviones. Alternativamente, una bomba adicional de precarga es usada en algunoscasos. Figura 125. Variación del desplazamiento de la bomba.En la figura 125, se puede apreciar la facilidad con que sé varia el Cb de acuerdoa los requerimientos del sistema. Si la placa pasa los 90˚, la bomba cambiará ladirección del fluido algo típico de las bombas bidireccionales.
  • 124. 1.7.8.2 Bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática.Figura 126. Bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática (Mannesmann–Rexroth). Figura 127. Corte transversal de bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática.
  • 125. Si la bomba de pistones en línea variable es usada en un circuito de lazo cerradoes responsabilidad del ingeniero diseñador, seleccionar los componentesnecesarios para una operación adecuada. Los componentes mínimos se incluyenen la siguiente lista.Bomba de precargaVálvula de alivio para bomba de precarga2 válvulas cheques para anticavitación2 válvulas contrabalancesistema de filtraciónSistema de enfriamiento de aceite.Además de debe escoger una bomba con los puertos apropiados en los cualesambos sirvan para trabajar a alta presión.La bomba de precarga permite un incremento de 30% o más en el rango develocidad de esta clase de bombas de pistones, produciendo una considerablemayor potencia con el mismo paquete. Esto además presenta las siguientesventajas:El flujo de la bomba de precarga puede ser filtrado antes de entrar a la bombaprincipal. Esto no sólo aumenta el tiempo de vida y la confiabilidad de la bombaprincipal, también lo hace con los elementos a los que le llega el flujoposteriormente. El caudal de exceso de la bomba de precarga puede ser pasadoa través de la carcasa de la bomba principal para ayudar al enfriamiento.El caudal en la línea de entrada está en constante movimiento y no necesita seracelerado cuando se requiera un aumento repentino de flujo en la bombaprincipal. Esto aumenta la velocidad de respuesta del sistema y evita periodosmomentáneos de cavitación en la entrada de la bomba principal.1.7.8.3 Diferencias entre bomba de pistones estándar y bomba en línea variable para transmisión hidrostática.Observemos las diferencias entre las bombas de pistones estándar y una bombade pistones en línea variable para transmisión hidrostática de la casa fabricanteMannesmann–Rexroth.La bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática esta diseñadaespecíficamente para aplicaciones de circuito cerrado porque en ella se incluyentodos los componentes necesarios, dentro de la carcasa de la bomba. Elmecanismo principal de esta bomba consiste en una variación especial de lascaracterísticas básicas de bomba de pistones en línea de desplazamiento variable,
  • 126. además de copiar el grupo rotatorio de esta bomba, La bomba de pistones en líneavariable para transmisión hidrostática incluye una bomba de engranajes internospara la precarga del circuito de lazo cerrado, las válvulas de descarga de la bombade precarga, las válvulas contrabalance, cheque anticavitación. Todo estoincorporado en la parte posterior de la carcasa.La bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática esta diseñadaprincipalmente para manejar equipo móvil por esta razón debe ser losuficientemente robusta, para contrarrestar las variaciones de velocidad y las altasvelocidades de los motores de combustión interna que es el motor primario el cualentrega potencia a la bomba, que por lo general se encuentra operando enequipos de movimientos de tierras. Además de contrarrestar las fuerzas de latransmisión de la potencia del motor, ya sean fuerzas de los engranajes o correasen V que generan carga radial sobre el eje.Con respecto al grupo rotatorio la mayor diferencia entre esta bomba y laestándar, esta en el diseño de los pistones en línea. Los pistones de esta bombano son completamente paralelos al eje si no por el contrario poseen una inclinaciónde 5° con respecto al eje. Este ángulo es usado para crear una fuerza centrifugasobre el pistón y así obtener una mayor ventaja mecánica.En las bombas de pistones en línea de desplazamiento fijo ya se había explicado lainfluencia de la masa a una alta velocidad la cual podría separar el pistón del platode deslizamiento en el diseño de la bomba de pistones en línea variable paratransmisión hidrostática la masa es una ventaja, por lo tanto los pistones seconstruyen macizos simplemente se les hace el taladrado para la lubricación delpatín de deslizamiento. Esto es posible gracias a que está diseñado con unageometría diferente.
  • 127. Figura 128. Análisis de las cargas sobre el pistón en una bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática.La rotación del eje causa una fuerza centrifuga sobre el pistón la cual tiende aretraer el pistón de su taladrado la componente axial de esta fuerza es ejercidasobre el patín de deslizamiento y la rotula del pistón y tiende a mantener encontacto el patín de deslizamiento con la placa de lubricación. Esto permite que labomba pueda ser operada con altas velocidades sobre el eje, suministradas por elmotor de combustión interna sin provocar daños sobre el patín de deslizamiento ysobre los rodamientos.Las fugas que atraviesan los pistones, los patines de los pistones y la cara delbloque de cilindros son conducidas a través de la carcasa de la bomba pasando porun drenaje hasta el depósito. Estas fugas arrastran el calor generado por lasineficiencias de la bomba y previenen el sobrecalentamiento dentro de la bomba.
  • 128. Figura 129. Cuadro de bombas variables de pistones en línea basculable para maquinaria de movimiento de tierras.La figura 129, presenta un cuadro de las principales bombas para el movimientode tierras de la casa Mannesmann–rexroth, además su simbología de acuerdo alcódigo Iso 1219 y la descripción del equipo.
  • 129. 1.7.9 Funcionamiento del compensador de presión en una bomba de pistones axiales de desplazamiento variable. Figura 130. Bomba de pistones de desplazamiento variable compensada (Parker Hydraulics).En la Figura 130 se pueden observar los elementos que conforman una Bombade pistones de desplazamiento variable compensada, entre ellos se destacan laplaca basculable el pistón de sostenimiento y el resorte del compensador.
  • 130. Figura 131. Funcionamiento del compensador en una bomba de pistones axiles de desplazamiento variable (Sperry- Vickers).
  • 131. El funcionamiento del compensador de una bomba de pistones en línea puedeverse esquemáticamente en la Figura 131. EL control consiste una válvulacompensadora, equilibrada entre la presión del sistema y las fuerzas de unmuelle, un pistón controlado por la válvula para mover el bloque y un muelle deretorno del bloque.Cuando no hay presión de salida, el muelle de retorno del bloque sitúa a éste ensu posición de inclinación máxima que corresponde al desplazamiento máximo. Amedida que la presión del sistema va aumentando, actúa en el extremo de lacorredera de la válvula; cuando la presión es lo suficientemente elevada paravencer al muelle de la válvula, la corredera se desplaza y el aceite entra en elpistón del bloque, que es actuado por el aceite a presión y disminuye eldesplazamiento de la bomba. Si la presión de sistema disminuye, la corredera semueve en sentido contrario, el aceite del pistón se descarga dentro del cuerpo dela bomba, y el muelle empuja el bloque a un ángulo mayor. El compensadorregula así la salida de la bomba para obtener el volumen requerido por el sistema,para mantener una presión predeterminada, lo cual evita una pérdida excesiva depotencia, que ocurre normalmente a través de la válvula de seguridad, cuando labomba descarga por ella todo su caudal durante las operaciones de fijación omantenimiento.Puede notarse en la figura 131, que la bomba de pistones en línea es unabomba del tipo placa oscilante. En esta bomba, el cilindro es estacionario y laplaca inclinada es accionada por el eje. Cuando la placa gira, “oscila”, empujandolos pistones apoyados por muelles, obligándoles a efectuar un movimientoalternativo. Se requieren válvulas antirretorno separadas para los orificios deentrada y de salida, como en toda bomba alternativa, porque los cilindros,estando estacionarios, no pasan por los orificios.
  • 132. Figura 132. Curva de desempeño del compensador para bomba variable de pistones axiales.La bomba se mantiene en desplazamiento total por medio del resorte que estaunido a la placa de deslizamiento, entregando QNb y por medio del tornillo seajusta el taraje del compensador, este taraje será igual a la máxima presiónalcanzada por el sistema. A medida que se va incrementando la presión la bombaentregará menos caudal, debido a que la placa se va desplazando a su posiciónperpendicular con respecto al eje. Cuando el sistema alcance la presión delcompensador, la placa se desplaza totalmente perpendicular al eje. En este puntoocurre la compensación, la bomba ya no desplaza mas fluido y la presión semantiene gracias al resorte del compensador. Sin embargo existe un consumo depotencia debido a las perdidas debidas al drenaje interno de la bomba quepermiten mantener la presión en el fluido. En la gráfica este consumo de potenciaesta determinado, por el corte de la línea de potencia de cabeza muerta y lapresión de taraje del compensador.
  • 133. 1.7.10 Bomba variable de pistones de eje quebrado. Figura 133. Bomba variable de pistones de eje quebrado.El mecanismo propulsor de eje Inclinado es una máquina de desplazamiento,cuyos pistones están dispuestos en forma inclinada respecto del eje motor.1.7.10.1 Principio de funcionamiento de Bomba variable de pistones de eje quebrado.Girando el eje motor, el cilindro es arrastrado sin cardán a través de pistonesarticulados y comienza a rotar. En los agujeros del cilindro, los pistones recorrenuna carrera. Cuya magnitud depende del ángulo de inclinación del eje inclinado.El fluido es conducido hacia la bomba del lado de baja presión (entrada) ytransportado por los pistones del lado de alta presión (salida) hacia el sistema.
  • 134. Figura 134. Partes principales de una bomba de pistones de eje quebrado de caudal variable (Sperry-Vickers).En una bomba de pistones en ángulo figura 134, el bloque de pistones gira conel eje de accionamiento pero formando un ángulo con él. Los vástagos de lospistones están fijados a la brida del eje mediante juntas esféricas, y se vandesplazando hacia dentro y hacia afuera de sus alojamientos a medida que varía ladistancia entre la brida del eje del bloque de cilindros.
  • 135. La unión universal une el bloque de cilindros al eje de accionamiento paramantener la alineación y para segurar que las dos unidades giransimultáneamente. Esta unión no trasmite fuerza excepto para acelerar o decelerarel bloque de cilindros que para vencer la resistencia del bloque, que gira dentro dela carcasa llena de aceite.El ángulo de Inclinación / basculamiento de la unidad constante, es definido por lacarcasa y, por ende, es fijo. En una unidad variable este ángulo se puede ajustaren forma continua dentro de ciertos limites. Mediante variación del ángulo debasculamiento se producen carreras distintas del émbolo y, por lo tanto, unacilindrada variable.La variación del ángulo de bascuIamiento del eje Inclinado se produce porejemplo. Mecánicamente por medio de un husillo de posicionamiento ohidráulicamente por medio de un pistón de posicionamiento. Aquí la partehidráulica del cilindro del grupo rotor se bascula con la placa de mando y, según eltipo de circuito y la función, se mantiene mecánica o hidráulicamente en posicióncero o posición inicial. Cuando el ángulo aumenta, aumenta la cilindrada y el parde giro; en caso de reducción los valores se reducen correspondientemente. Si nohubiera un ángulo de inclinación, la cilindrada seria igual a cero. Comúnmente seemplean variadores mecánicos o hidráulicos, que a su vez se comandan o regulanmecánica, hidráulica o eléctricamente. Algunos ejemplos conocidos son: variadorpor volante manual, mando electro-proporcional, regulación de presión, regulaciónde potencia.
  • 136. 1.7.10.2 Bomba de eje inclinado para circuito abierto. Figura 135. Bomba de pistones de eje quebrado para circuito abierto (Mannesman-Rexroth). Figura 136. Corte transversal de una bomba de pistones de eje quebrado de desplazamiento variable (Mannesman-Rexroth).La sección transversal representa el diseño de una bomba de pistones axialesespecíficamente para operar en aplicaciones de circuito abierto, su funcionamientoes similar a su contraparte la bomba de eje quebrado de desplazamiento fijo,excepto por el hecho de que la camisa porta-pistones puede girar sobre un pivote,
  • 137. el cual varia el desplazamiento de la bomba. Este diseño es más costoso deproducir y menos frecuentemente usado que el diseño en línea.La carrera del pistón esta relacionada con el ángulo entre el eje conductor y lacamisa porta-pistones, los pistones para su movimiento reciprocante de susrespectivos taladrados en la camisa porta-pistones, dependiendo del diseño delcontrol de la bomba en la carcasa maneja 2 diferentes rangos de carrera los cualesson ángulo con respecto al eje de (0°-18°) y (7°-25°)(0°-18°) la carcasa permite al grupo rotatorio posicionarse en la condición de no-flujo, pero tiene un máximo flujo limitado por los 18° del ángulo del pivote.(7°-25°) la carcasa permite ligeramente la mayor cantidad de flujo, debido al grandesplazamiento por el aumento de la carrera del pistón. Pero no permite que elmecanismo de bombeo consiga la condición de no-flujo, por que no puedeposicionarse en el ángulo cero esta bomba posee un control de potenciaconstante.1.7.10.3 Desplazamiento bomba de pistones de eje quebrado de desplazamiento variable.El desplazamiento de estas bombas puede ser variado por una válvula de placacon forma de lenteja la cual se conecta posicionando el pistón, al posicionar elpistón este tiene dos áreas efectivas para la acción de levantar presión. El áreapequeña tiene aproximadamente la mitad del área efectiva del tamaño del pistón,y es constantemente presurizada por la presión del sistema. Asumiendo que estaárea es venteada, la presión de trabajo sobre el pistón pequeño tiene la habilidadde mantener la bomba en su máxima posición de desplazamiento. Cuando lafunción de control presuriza el área grande la bomba regresa sobre el pivote a laposición de no-flujo o flujo mínimo.Con este tipo de bomba es posible obtener altas presiones de trabajo (4600psicontinua y 5800psi intermitente) y altos niveles de flujo (158 GPM @ 1200 RPM)manteniendo su condición de alta eficiencia volumétrica y mecánica sin embargo laventaja real de este tipo de bomba, es que esta diseñada específicamente paracircuito abierto destacando su habilidad de autocebado.Las bombas de eje quebrado de desplazamiento variable, al igual que las bombasen línea, pueden ser diseñadas para tener una larga vida bajo condiciones detrabajo severas. A su vez, la eficiencia se mantiene igual, e incluso superior, quela de las unidades en línea. Sin embargo, este diseño es más costoso de produciry menos frecuentemente usado que el diseño en línea.
  • 138. Figura 137. El desplazamiento varía con el ángulo en una bomba de pistones de eje quebrado.Los ángulos que se forman entre los vástagos conectores y las paredes de loscilindros son muy pequeños, lo cual minimiza cualquier fuerza radial entre lospistones y las paredes del cilindro. La rotación del bloque de cilindros estasincronizada con la del eje impulsor por medio de una unión universal. La uniónuniversal no conduce potencia, dado que los vástagos conectores son conducidos ala par de los agujeros del bloque de cilindros. La unión sólo suministra el torquenecesario para contrarrestar la fricción y la inercia del rotor.La conducción del fluido, hacia adentro y hacia fuera del bloque de cilindros, sehace a través de una placa de distribución o placa de puertos, de la misma formaque en los pistones en línea. El bloque de cilindros entero debe ser inclinado paraobtener desplazamientos variables, mientras se mantienen las conexioneshidráulicas a los puertos de entrada y salida al exterior de la bomba. Una formade lograr esto es mediante un bloque de distribución basculante que se desplazajunto con el bloque de cilindros para conseguir el ángulo requerido. El fluido esconducido hacia y desde los puertos externos, a través de unas unionesarticuladas.
  • 139. Los rangos nominales de velocidad de las bombas en línea y en ángulo sinprecarga, son comparables, aunque es importante resaltar que los diseños enángulo no se prestan para la adicción de una bomba de precarga, en un diseñointegral con la bomba principal, con lo cual no se facilita el aumento de lacapacidad de velocidad por medio de la precarga. Los rangos de presiónnominales de los diseños en ángulo, dependen en gran medida de la capacidad delos cojinetes antifricción escogidos para soportar el eje impulsor. Estos cojinetespermanecen constantemente cargados todo el tiempo en que la bomba estépresurizada, sin importar la posición de la carrera. La vida de los cojinetes es elprincipal factor que limita el tiempo de servicio en aplicaciones de trabajo medio ypesado.La eficiencia de las bombas de pistones en ángulo es igual y a veces mayor que lade los diseños en línea. Además, similarmente, las perdidas de potenciadisminuyen a medida que el desplazamiento es reducido. También es posible ladespresurización para operación en espera (standby), con el fin de ahorrarpotencia.Al igual que con las bombas en línea, hay una conexión separada en la carcasapara llevar las fugas de regreso al depósito, asegurando el enfriamiento interno dela bomba.Los niveles acústicos de las bombas en ángulo dependen del cuidado en el diseñode los puertos, tal como en las otras bombas. Las bombas en ángulo han sidoexitosamente utilizadas en una variedad de sistemas industriales y móviles, sin lalimitación debida a los niveles acústicos u otras características básicas de susrangos de operación nominales.
  • 140. Figura 138. Bomba de pistones de ángulo variable Volvo tipo F11.La figura 138, muestra el diseño de una bomba de pistones marca Volvo, comose ve en la figura 138, no se realiza la transmisión de movimiento mediante unajunta universal sino por medio de una transmisión de engranajes cónicos. En eldiseño también se muestra la diferencia en la forma de los pistones los cuales sehan construido así para reducir masa disminuyendo la inercia provocada por ladinámica del movimiento. Figura 139. Cuadro de bombas variables de eje quebrado, basculable, para maquinaria de movimiento de tierras.
  • 141. 1.7.11 Funcionamiento del compensador de presión en una bomba de pistones en ángulo de desplazamiento variable. Figura 140. Muestra el corte transversal de una bomba depistones en ángulo o de eje quebrado variable y compensada por presión.Los efectos inerciales con llevan a tener una capacidad de respuesta más lenta queen las unidades en línea. El tiempo requerido es típicamente de 5 a 10 vecesmayor, y debe ser contemplado en el diseño del sistema.En un compensador de presión típico se tienen dos pistones actuando sobre elbloque basculante, uno es el pistón inclinador del bloque basculante, tambiénconocido como pistón de mantenimiento, el cual esta cargado permanentementecon la presión de salida. El otro pistón, llamado pistón actuador o pistón demovimiento, tiene un área mayor, por tanto cuando es presurizado barre con elpistón inclinador. La presión le llega al pistón actuador a través de una válvula, lacual cuenta con una corredera soportada por un muelle. Cuando la presión delsistema es suficiente para vencer la fuerza del muelle, la corredera se desplazapermitiendo al fluido presurizar el pistón actuador. Aunque el cilindro inclinadorrecibe también la presión del sistema, el área del pistón del cilindro actuador esmucho mayor, de forma que la fuerza desarrollada mueve el bloque hacia arribapara disminuir el caudal. Cuando la presión del sistema disminuye hasta un valorinferior al requerido para vencer la fuerza del muelle del compensador, el bloquese inclina, aumentando el desplazamiento.
  • 142. En la Figura 141, se muestra el funcionamiento de una bomba de pistones enángulo tipo PVA 120. Figura 141. Operación del compensador en una bomba de pistones en ángulo (Sperry-Vickers).En la figura 141. Muestra un compensador de presión para una bomba de ejeinclinado PVA120. En la vista A, la presión del sistema es suficiente para vencer lafuerza del muelle del compensador. Como resultado, la corredera se levantapermitiendo que el fluido pase al cilindro de movimiento del compensador.Aunque el cilindro de mantenimiento recibe también la presión del sistema, el áreadel pistón del cilindro de movimiento es mucho mayor, de forma que la fuerzadesarrollada mueve el bloque hacia arriba para disminuir el caudal.
  • 143. Figura 142. Operación del compensador en una bomba de pistones en ángulo tipo PVA120 (Sperry-Vickers).En la figura 142. Muestran el bloque moviéndose hacia abajo, cuando la presióndel sistema disminuye hasta un valor inferior al requerido para vencer la fuerza delmuelle del compensador.
  • 144. Figura 143. Operación del compensador en una bomba de pistones de eje quebrado de desplazamiento variable (Mannesman-Rexroth).
  • 145. 1.8 ANALISIS DE BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO VARIABLE COMPENSADAS POR PRESIÓN1.8.1 Función del regulador de presión.El regulador de presión determina la presión máxima del sistema.Las exigencias impuestas al regulador de presión son:- Elevada dinámica:Es decir, los procesos de regulación de presión deben ser rápidos (50 a 500 ms).La dinámica depende del tipo constructivo de la bomba, del regulador y del siste-ma hidráulico.- Estabilidad:Todos los sistemas hidráulicos con presión regulada tienden en mayor o menorgrado a oscilar. El regulador debe poseer un buen compromiso entre dinámica yestabilidad.- Rendimiento:En posición de regulación se conduce una parte del caudal de a bomba a travésdel regulador al tanque. Esta potencia de pérdida debería ser baja, pero tambiénse debe asegurar la dinámica y la estabilidad del regulador en la medida necesaria.1.8.2 Tamaño del motor eléctrico para una bomba compensada por presión.La potencia necesaria en un motor eléctrico que se encuentra conectado a unabomba esta representado por la formula G * P * M × PSI Hp = 1714 × η tPara cualquier bomba de desplazamiento fijo se puede calcular la potencia para unflujo en una presión máxima y luego determinar el motor eléctrico de acuerdo a lasituación. Esto no es necesariamente posible hacerlo en una bomba compensada.
  • 146. La principal ventaja en una bomba compensada es que el control produce unacantidad de flujo necesario para las condiciones de operación del sistema.En los sistemas que usan un control de flujo para controlar la velocidad delactuador, el exceso de flujo es descargado mediante una válvula de alivio en uncircuito con bomba de desplazamiento fijo, este sistema puede ser reemplazadopor una bomba compensada la cual simplemente no genera exceso de flujo. Enconsecuencia la eliminación de este flujo a través de la válvula de alivio consumeuna gran cantidad de energía que se transforma en calor.El manejo de la curva de una bomba de desplazamiento variable se presenta acontinuación. Figura 144. Gráfica de desempeño de una bomba variable compensada.Cuando la bomba esta completamente compensada con un taraje en elcompensador a 1500 PSI el anillo es centrado, pero sin embargo hay un consumode potencia que es dado por la cabeza muerta y es de 1.8 HP. Esta potencia deconsumo que presenta la bomba es el producto de mantener 1500 PSI de presióny del flujo que es desplazado por las tolerancias de la bomba.
  • 147. Pero si la bomba se encuentra trabajando a una presión anterior a 1500 PSI porejemplo 1400 PSI el caudal de entrega en la bomba será aproximadamente11.8G.P.M y la potencia de consumo de la bomba estará dada por Q b × ∆PH.P = 1714 × η TbPotencia de consumo = 10.6 H.PAhora si el compensador de presión se encuentra tarado a 1000 PSI la potenciade consumo debido a la cabeza muerta es 1.2 HP, pero un punto anterior a los1000 PSI ej: 900 PSI el caudal de entrega será 11.8 G.P.M y la potencia deconsumo será 7.29 HP. Esta curva es sacada en laboratorio por lo tanto ya se ηincluye la eficiencia total (ηT) de la bomba.Los motores eléctricos para sistemas hidráulicos en hidrotransmisiones estándiseñados bajo las normas N.E.M.A (National Electric Manufactures Association).El motor eléctrico tipo B más común o de combate de tres fases. Producirá untorque de arranque el cual esta en un 200% del máximo torque especificado enoperación continua. Para periodos cortos de tiempo producirá un incremento del200% de las condiciones de torque antes de parar o caer la velocidad. Esto podríacausar un sobre calentamiento y eventualmente quemarse el motor.Ahora consideremos la capacidad de un motor eléctrico conectado a una bombacompensada por presión. Figura 145. Gráfica de potencia de consumo Vs presión del compensador para una bomba de desplazamiento variable compensada.
  • 148. La figura 145, nos muestra la curva de potencia típica para una bomba depresión compensada. La curva representa las condiciones de flujo de la bomba ymuestra, para los incrementos de presión en la bomba los requerimientos depotencia. Por encima del punto de corte del compensador, la curva se comportaidénticamente igual a una bomba de desplazamiento fijo, la diferencia esta cuandose encuentra en el punto de compensación los requerimientos de la bomba sereducen, y los requerimientos de potencia caen rápidamente a los limites másbajos, este limite es llamado cabeza muerta de potencia. Esto representa laineficiencia mecánica y volumétrica de la bomba, e indica la cantidad total de calorgenerado durante las condiciones de no-flujo. Sí fuera posible hacer una bombacon 100% de eficiencia el valor de la potencia de cabeza muerta podía ser ceroteóricamente.La Figura 145, indica que se consumen 10HP de potencia únicamente a unapresión del sistema de 1400 PSI, los 10HP serían demandados por el motoreléctrico estos podrían ser requeridos únicamente durante la porción de trabajo delciclo. Un motor eléctrico de 10HP puede ser operado considerando unasobrecarga característica del motor eléctrico. Es aceptablemente práctico el usode un motor eléctrico más pequeño.En esta aplicación un motor eléctrico de 7½ HP. Podría crear los requerimientosde torque para alcanzar el nivel de 10HP con un 33% de sobrecarga. Asumiendoque el ciclo de trabajo es suficientemente corto esta sobrecarga no sobrecalentaráseriamente al motor eléctrico. Además si hay el suficiente tiempo entre unperiodo de sobre carga y otro, el motor podría estar en capacidad de transferir elcalor generado durante la porción de sobre carga del ciclo. En efecto si la sobrecarga ocurre únicamente en un período de 50 a 100 ms antes de alcanzar lapresión de taraje del compensador la potencia de consumo en la bomba cae a lade cabeza muerta, el trabajo sería realizado y el cilindro regresaría a su posiciónlibre de carga con un consumo menor de potencia en el motor eléctrico.Para no sobre pasar las recomendaciones de sobre carga del motor eléctrico sedebe considerar la temperatura ambiente, la altitud de operación, el diseño delmotor, y el factor de servicio del motor seleccionado.En resumen sobrecargar un motor eléctrico requiere un completo entendimientodel sistema, generalmente podemos sobrecargar un motor cuando el sistemahidráulico posee una bomba variable compensada por presión y se requierencortos períodos de trabajo en el actuador. No podemos usar una sobrecarga delmotor en circuitos que posean un motor hidráulico con una bomba variablecompensada por presión, debido a que el motor hidráulico opera en unascondiciones de flujo y presión cercanas al punto de corte del compensador porgrandes periodos de tiempo, en este punto sobre la curva de presión delcompensador podría exigir la potencia máxima del motor eléctrico.
  • 149. 1.8.3 Influencia del ajuste de volumen en una bomba de variable compensada.El máximo volumen ajustado determina el punto de operación de flujo de labomba. Figura 146. Curva de desempeño para una bomba de 15 G.P.M. y compensada por presión @ 1000 PSI.La Figura 146, posee un rango de operación que va desde los 15 G.P.M. hasta los5 G.P.M. dependiendo del ajuste del tornillo de posicionamiento para la cilindradaen una bomba de paletas variable o el desplazamiento angular de placa en unabomba de pistones axiales. Una bomba de desplazamiento variable puede serfabricada en varios tamaños en el rango de los (5 G.P.M hasta los 50 G.P.M) sí unsistema requiere de 12 G.P.M, podríamos usar una bomba cuyo desplazamiento esde 15 G.P.M y ajustarlo mediante el dispositivo variador de cilindrada dependiendodel tipo de bomba hasta obtener los 12 G.P.M. Con una bomba de desplazamientovariable la descarga de flujo puede ser ajustada desde un flujo máximo acualquiera que este por debajo, de esta forma la bomba no requiere controles deflujo ni perdidas por suministro de potencia innecesaria.
  • 150. 1.8.4 Ajuste del compensador de presión en una bomba variable compensada.Para entender la operación de ajuste del compensador en cualquier bomba dedesplazamiento variable compensada es necesario conocer las curvas dedesempeño y la presión de trabajo de la bomba.La presión de trabajo para una bomba indica la cantidad de presión la cual debedesarrollar en contra de las resistencias de carga y perdidas por accesorios. Eltaraje del compensador debe estar por encima de la presión mientras estarealizando el trabajo, el caudal de operación de la bomba solo se ve afectado porel compensador de presión en el momento que es alcanzado su valor de taraje,momento en el cual la curva de desempeño cae a cero. Figura 147. Gráfica del taraje del compensador.La figura 147, ilustra la presión de taraje del compensador que se encuentra a1000 PSI, pero la bomba mantiene el flujo constante hasta una presión de 800PSI, está será la presión de trabajo del sistema, Pero la máxima presión quealcanza el sistema será de 1000 PSI que es la presión de taraje en elcompensador, cuando alcanza la máxima presión en el sistema, para el caso deuna bomba de paletas el anillo que forma las cámaras de bombeo se centra conrespecto al rotor de la bomba. La bomba no desplaza mas flujo hacia el sistema.Pero mantiene la presión, además se presenta un consumo de potencia debido aldrenaje de la bomba y las perdidas de aceite a través de las tolerancias, necesariopara mantener la presión en el sistema. La potencia consumida se llama potenciade cabeza muerta. Para cada tipo de compensador de presión en una bomba de
  • 151. desplazamiento variable existe una curva característica, sí el volumen es ajustadoa un valor por debajo del máximo volumen desplazado, la curva se trasladaparalelamente con respecto a la gráfica de desplazamiento máximo, de la mismaforma se traslada el nuevo valor de taraje en el compensador.Ejemplo: Figura 148. Curva de desempeño de bomba variable con compensador tarado a 875 PSI.La figura 148, muestran una bomba cuyo desplazamiento máximo es 15 G.P.M yel máximo valor de taraje en el compensador se encuentra a 1000 PSI, pero lascondiciones de operación exigen una presión de trabajo de 700 PSI y un flujo de10.75 G.P.M, el procedimiento a seguir es:Se debe ubicar el punto de trabajo del sistema, en la curva de operación de labomba.Trasladar las curvas de flujo máximo y taraje máximo hacia el punto de operaciónde la bomba como se muestra en la figura 148. Así se obtendrá para estascondiciones de operación en el sistema él tarje del compensador y el ajuste deltornillo de posicionamiento para cilindrada en el caso de una bomba de paletasvariable o el desplazamiento angular de placa en el caso de una bomba depistones axiales. Para el ejemplo necesitaríamos ajustar el taraje delcompensador a 875 PSI y el volumen sería de 12 G.P.M.
  • 152. 1.8.5 Influencia de la temperatura en el taraje del compensador de una bomba de desplazamiento variable.En una bomba de desplazamiento variable, compensada por presión podemosajustar un volumen de desplazamiento máximo y una presión máxima, pero ambasson afectadas por la temperatura. Figura 149. Influencia de las condiciones de temperatura en el desempeño de una bomba variable compensada.Asumiendo que una bomba de desplazamiento variable, compensada por presiónes ajustada a un volumen máximo de 15 G.P.M. Mientras que el sistema estaoperando a unas condiciones normales de temperatura una porción de los 15G.P.MRegresa a tanque. Este drenaje es interno y es común debido a la ineficienciavolumétrica de la bomba.Si el sistema incrementa la temperatura, la viscosidad del fluido disminuiráocasionando que una mayor cantidad de fluido sea drenado a tanque, la bombadisminuirá la descarga de fluido hacia el sistema.
  • 153. Si la temperatura del sistema disminuye, la viscosidad se incrementa ocasionandoque menos fluido sea drenado a tanque y la descarga de flujo hacia el sistemaincrementara. Por lo tanto la descarga de fluido, afecta la eficiencia volumétricade la bomba con los cambios que puedan presentarse con respecto a latemperatura. Como no es posible determinar los imprevistos cambios detemperatura en un sistema. Se debería ajustar el volumen nuevamente, pero conel sistema trabajando con su temperatura de régimen.El compensador de presión también es afectado por la temperatura cuando labomba se encuentra totalmente compensada, posición de (no-flujo) de descargahacia el sistema, existe un drenaje hacia tanque de la bomba, pero la bomba dedesplazamiento variable tiende a cambiar la posición de compensación yestabilizarla en un valor próximo al ajustado en el compensador, esto significa quecuando la bomba esta tarada a 1000PSI el sistema se ubicara en la posición de no-flujo cuando alcance está presión, pero su mecanismo de bombeo también estádesplazando fluido por medio del drenaje interno de la bomba el cual puede variarla presión ajustada del compensador.Cuando la temperatura incrementa también lo hace el drenaje interno a través dela bomba, esto da como resultado un mayor desplazamiento del mecanismo debombeo durante la compensación lo cual significa que la fuerza sobre el plato delubricación basculable o sobre el anillo de las cámaras de bombeo será menor bajounas condiciones reducidas de drenaje interno, por consiguiente la posición delcompensador de presión será menor bajo la condición de incremento detemperatura.Ocurre lo opuesto cuando el fluido es enfriado e incrementa la viscosidad estoreduce el drenaje interno causando que el mecanismo de bombeo se desplacemenos cuando la bomba esta en total compensación. La presión sobre el plato delubricación basculable o sobre el anillo de las cámaras de bombeo conseguirá lacondición de equilibrio a una mayor presión que la tarada por el compensador, porconsiguiente bajo la condición de un decrecimiento de temperatura la presión decompensación será mayor.Si la compensación de presión es critica para la eficiencia de la maquina elcompensador de presión debe ser ajustada cuando el sistema se encuentre enoperación y haya alcanzado el régimen estable de temperatura.
  • 154. 1.8.6 Efectos del desgaste sobre la eficiencia del compensador de presión en una bomba de desplazamiento variable.Después de un periodo de tiempo los elementos de rotación de la bomba sedesgastan, esto afecta la eficiencia del compensador de presión de una bomba dedesplazamiento variable, sobre todo lo que tiene que ver con el flujo de descarga yel taraje de presión del compensador para la posición de no-flujo. Figura 150. Influencia del desgaste en el desempeño de una bomba variable compensada por presión.La Figura 150, ilustra el desempeño para una bomba variable compensada porpresión. La bomba ha sido ajustada para un flujo máximo a razón de 12 G.P.M yel taraje del compensador de presión es de 1000PSI en este punto la descarga deflujo hacia el sistema es cero, se puede observar que la presión de trabajo es de800 PSI y que la razón de flujo para esta presión es de 10.5 G.P.M.A medida que la bomba se ha desgastado, el drenaje interno incrementa en cadapunto a lo largo de la curva a 800 PSI la razón de flujo ya no es 10.5 G.P.M, acambiado de 1000 PSI a 975 PSI las características de la bomba han sidocambiadas significativamente.Si la bomba continua desgastándose a 800 PSI de presión de trabajo el flujo puedellegar a ser de 6.5 G.P.M. Ahora la bomba presentará una compensación depresión a 950 PSI.
  • 155. En una bomba de desplazamiento fijo el incremento del desgaste tieneconsecuencias en la ineficiencia volumétrica pero no tan dramáticas como en unabomba de desplazamiento variable. En una bomba de desplazamiento variable conun severo desgaste la mayor parte del fluido sé ira por el drenaje interno, y elajuste del volumen se podría ir a cualquier parte por debajo de la curva.Ejemplo:Con la bomba ajustada a 10.5 G.P.M a 800 PSI pero por causa del desgaste labomba descarga un flujo a 8.5 G.P.M a 800 PSI el volumen máximo ajustado esvariado por un incremento del drenaje.Ahora la bomba entregara 10.5 G.P.M a 800 PSI y una potencia hidráulica de(4.9HP) solo bajo la condición de tener la bomba nueva. Pero a cambio comoconsecuencia del desgaste el drenaje interno se ha incrementado, la bomba secalienta debido a la potencia desperdiciada por causa del desgaste y el incrementoen el drenaje, lo cual ocasiona un incremento en el trabajo del motor eléctrico queentrega potencia a la bomba.A medida que el drenaje se incrementa la bomba puede ser reajustada paracumplir con las exigencias del sistema pero se incrementará el drenaje interno dela bomba ocasionado un mayor calentamiento y demandando mayor potencia delmotor eléctrico. Figura 151. Influencia del desgaste de una bomba de desplazamiento variable en la potencia de cabeza muerta.
  • 156. Como se ilustra en la Figura 151, el desgaste de la bomba esta asociado con lapotencia de cabeza muerta para las condiciones de no-flujo, es importante teneren cuenta la eficiencia del sistema cuando se ha reajustado el compensador paramantener las exigencias del sistema, este puede ser reajustado hasta el puntomáximo de compensación de presión, a medida que se incrementa el drenaje de labomba como consecuencia del desgaste.1.8.7 Ejemplo de aplicación y selección de un compensador de presión.El problema siguiente esta dedicado a la solución de un problema especifico. Laseficiencias de las bombas son consideradas iguales para que el funcionamiento delcircuito se pueda considerar separadamente.Avance rápido y alimentación de una máquina herramienta:El cilindro hidráulico se usa para colocar el cabezote con los taladros sobre unamáquina, (ver figura 152). En la parada de la máquina, el cilindro y lasherramientas se recogen. Después de una señal de mando el cilindro se extienderápidamente para mover las herramientas para el trabajo de la pieza. Entonces sedesacelera para lograr la velocidad de alimentación o corte. Esta velocidad semantiene hasta que finaliza la acción de corte, entonces se hace un rápido regresodel cabezote para lograr su posición de iniciación o posición habitual. Figura 152. Máquina herramienta.
  • 157. Figura 153. Requerimientos de potencia hidráulica para la máquina herramienta.La rata de flujo teórica, la presión y la potencia requerida en el cilindro, semuestran en la figura 153.Se pueden considerar tres circuitos para la maquina mostrada en la (figura 152)en ellos se comparan a= diagrama del circuito b= características de eficiencia dela bomba c= potencia de entrada requerida por la bomba hidráulica los diagramasson: una bomba de desplazamiento fijo (Ver figura 154.); dos bombas dedesplazamiento fijo, (Ver figura 155); y una bomba de desplazamiento variablecon compensador de presión, (Ver figura 156). Los requerimientos delfuncionamiento del circuito deben satisfacerse igualando las capacidades de labomba para la demanda del circuito durante las fases del ciclo. Figura 154. Circuito con bomba de desplazamiento fijo.
  • 158. En la figura 154, a la bomba están llegando 17 G.P.M del tanque a través delfiltro de succión. La válvula de cuatro vías desvía el flujo total a una diferencia depresión de 100 PSI, suministrando presión para la operación piloto de la válvula.Cuando la válvula se desplaza para extender el cilindro, la presión del circuito esproporcional a la carga resistente y está limitada por la válvula de alivio, la cualestá tarada para 500 PSI. El cilindro se extiende rápidamente a una cargaresistente de 250 PSI, hasta actuar una leva, de la válvula de desaceleración.Entonces la velocidad se disminuye a la velocidad de avance, la cual es ajustablede ½ galón hasta 2 G.P.M. La presión durante este tiempo es de 500 PSI, porquela válvula de alivio debe desviar el exceso de fluido que proviene de la bomba.Este exceso es de 15 a 16 G.P.M, dependiendo de la velocidad de corte oalimentación. Figura 155. Circuito con dos bombas de desplazamiento fijo conectadas en paralelo.Compare la curva de potencia requerida, (ver figura 153), con la potencia realrecibida como se muestra en la figura 154. Este sistema requerirá una potenciade 6 HP, pero se usará la máxima potencia aún cuando un mínimo sea requerido.Si el elemento motriz fuese mediante un motor eléctrico, seria necesario el uso deun motor de 7.5 HP para tener un aprovechamiento de conveniente. El circuito esfuncional y trabajará, pero se requiere excesiva potencia para su operación. Estecircuito ineficiente causaría probablemente sobrecalentamiento.
  • 159. En el circuito mostrado en la figura 155, la válvula de 4 vías, el cilindro y el panelde avance, trabajan como los de la figura 154. Sin embargo el sistema debombeo está compuesto de dos bombas y dos controles de presión separados poruna válvula de contención (Check). La segunda bomba es una bomba de 15G.P.M conocida como de avance. La primera bomba es una bomba de 2 G.P.Mconocida como bomba de alimentación. Durante la posición de reposo y en todaslas operaciones de avance, la válvula de descarga se encuentra cerrada. Ambasbombas entregan el fluido a la válvula de 4 vías a una rata de flujo de 17 G.P.M,justo como muestra la figura 155. La válvula de alivio está calibrada a 500 PSI,para limitar la presión máxima. La válvula de descarga está calibrada para abrir auna presión piloto de 350 PSI proveniente de la presión de la línea de la válvula de4 vías. Cuando opera la válvula de descarga desvía la bomba de avance al tanquemientras la bomba de alimentación continua entregando fluido al circuito a unapresión total. El flujo de la bomba de avance se desvía a una presión de 50 PSI.La bomba de alimentación suministra la presión de avance vertiendo el exceso deflujo al tanque a través de la válvula de alivio a una baja rata de alimentación.Este circuito es más eficiente porque la bomba de avance está descargandodurante la alimentación. Esta distribución se aproxima a la potencia requerida realdel circuito. La figura 155, muestra la potencia requerida comparada con lapotencia real de entrega de las bombas. Esta distribución requiere un máximo de4.5 HP de entrada, con una potencia pico, momentánea, justamente antes de ladescarga de la bomba de avance. Este circuito es significativamente más eficienteque el utilizado anteriormente. Figura 156. Circuito con bomba de desplazamiento variable compensada.
  • 160. La figura 156, se usa la bomba con compensador de presión. El compensador dela bomba limita la presión máxima del circuito, eliminando así la necesidad de unaválvula de alivio. Puesto que la bomba varía el flujo de potencia en proporción ala presión, no es necesaria la válvula de descarga. Como la válvula de 4 vías tienelos puertos bloqueados tiene presión piloto para la operación de la válvula.Entonces, la válvula de retención (Check) de la presión piloto se puede eliminar,se puede drenar interiormente la válvula de 4 vías. El resto de las funciones delcircuito son las mismas que se muestran en la figura 155. Figura 157. Comparación de la potencia de entrada requerida en los tres circuitos.La potencia requerida y las potencias de entrada de las bombas para los tressistemas se comparan en la figura 157. La ventaja más significativa de labomba del circuito del compensador de presión de desplazamiento variableconstaría ligeramente más que la bomba doble de desplazamiento fijo, pero elcosto del circuito de la de desplazamiento variable será menor que el de ambasbombas de desplazamiento fijo.Como se muestra en la figura 153, al comienzo del ciclo de la máquina el fluidorequerido es cero, pero la presión es de 500 PSI. Este puede ser comparado conla presión a sostener, bloqueando la entrega. Cuando se selecciona el avancerápido la presión total es en forma inmediata utilizada por la bomba dedesplazamiento variable para acelerar la velocidad de avance sin embargo labomba no entrega flujo al circuito durante la posición de reposo.
  • 161. 1.9 CONTROLES EN BOMBAS Y MOTORES DE DESPLAZAMIENTO VARIABLE1.9.1 Clasificación de los controles:Dentro de los controles más utilizados tenemos:• Control de perilla (o volante manual)• Control de caudal por medio de regulador• Control de potencia constante• Control de sensado de carga• Control electrónico proporcional1.9.2 Control de perilla (o volante manual). Figura 158. Control de perilla (o volante manual) en bomba de pistones de quebrado para circuito abierto.
  • 162. La figura 158, muestra una sección transversal típica de control de perilla, la cualmecánicamente cambia el desplazamiento la bomba, la operación de este controles muy simple y fácil de entender se puede ver que una rotación manual de laperilla desplazará el perno por medio de una tuerca fija, de esta forma se consiguecambiar el pistón de posicionamiento, moviéndose hacia abajo o hacia arriba, yeste va conectado a la camisa de los pistones (o barrilete) consiguiendo de estaforma que cambiar el ángulo con respecto al eje conductor.Este control no solamente es económico si no también es muy eficiente, cuando enun sistema es necesario ajustar la velocidad del actuador que maneja una bomba ocambiar la velocidad de rotación en el eje de un motor, intuimos la necesidad deuna válvula reguladora de caudal que permite controlar el flujo, de esta formatendremos control sobre la velocidad del actuador. Sin embargo, con este tipo deválvula tendremos el problema de que el caudal no regulado es conducido atanque por la válvula de seguridad, desperdiciando una gran cantidad de potenciaen forma de calor. Cuando este tipo de operación se presenta con frecuencia esrecomendable usar un control de perilla, ya sea en la bomba que maneja unactuador lineal o en el motor para variar la velocidad de rotación, de esta forma seahorrará energía en forma considerable y controlará de manera eficiente el flujorequerido por el actuador (lineal o rotatorio), no se necesitarán flujos en bypassdurante la reducción de velocidad, como consecuencia se reducirá la transferenciade calor notablemente.En resumen el control de perilla es utilizado cuando se debe variar la velocidad delsistema manteniendo la presión de acuerdo a las condiciones de carga, no tieneninguna restricción en cuanto al tipo de sistema.
  • 163. 1.9.3 Control de caudal por medio de regulador. Figura 159. Bomba de paletas variable con regulador de caudal.En la regulación de caudal, el caudal de la bomba se adapta a un valor prefijado.Para alcanzar esto se reduce el caudal a través de un diafragma medidor quepuede ser un estrangulador, una válvula direccional proporcional (Ver figura159), etc. la diferencia de presión en el diafragma medidor se toma como unamagnitud de regulación.La presión delante del diafragma medidor se conduce a la superficie frontal delpistón del regulador. Esta presión también actúa detrás del pistón pequeño. Lapresión detrás del diafragma medidor (inferior a la presión delante del mismo) seconduce a través de un conducto a la cámara del resorte del regulador. En elpistón del regulador y en el pistón de posicionamiento se producen un equilibrio defuerzas. En la posición indicada la diferencia de presión en el diafragma medidores igual a la fuerza del resorte del regulador. A través del punto del mando (X), elregulador constantemente drena aceite piloto, de modo que en el pistón grandese instala a una determinada presión. El estator es mantenido en una posiciónestable. Por ejemplo se aumenta la sección transversal en el diafragma medidor,la diferencia de presión se reduce. Por ello el resorte desplaza el pistón regulador.La sección transversal en el punto de mando se reduce y aumenta la presión
  • 164. detrás del pistón grande. El estator se desplaza en sentido de mayor excentricidad,la cilindrada de la bomba aumenta. Como consecuencia de la mayor cilindradaaumenta el ∆p en el diafragma medidor hasta que se vuelva a un estado estable.(∆p en el diafragma medidor = fuerza del resorte en el regulador).Los reguladores de presión y de caudal son comandables y ajustables de diversasmaneras (mecánica hidráulica y eléctricamente). La combinación de regulador decaudal y de presión permite realizar accionamientos hidráulicos sumamenteeconómicos.1.9.4 Presión piloto para control de bombas de sobrecentro (bombas de eje quebrado).Este tipo de control es algo más sofisticado pero desempeña la misma funciónbásica, varía el desplazamiento de la bomba de acuerdo con una señal de presiónpiloto. Para el desplazamiento de la bomba de eje quebrado, 2 puertos de presiónpiloto son instalados por cada dirección de flujo. El circuito de control remotopiloto, típico es mostrado la figura 160. Para el control de una bomba de ejequebrado en un circuito de lazo cerrado. Figura 160. Palanca de control remoto piloto (Joystick) Mannesmann-Rexroth.
  • 165. La figura 161, muestra las partes principales de un control remoto hidráulicoproporcional, aunque a primera vista este control parece algo complicadorealmente es simple de operar, la unidad de control remoto está conformada porun “Joystick” palanca de control piloto remoto, la cual permite al operario controlarla presión piloto de acuerdo al desplazamiento de la mano, el cual se ve reflejadoen el desplazamiento de la bomba de manera proporcional. Figura 161. Circuito de control remoto hidráulico proporcional para bomba de eje quebrado (Mannesmann-Rexroth).
  • 166. La válvula direccional pilotada no es más que dos operaciones directas de tresmaneras de presión reducida. La válvula está contenida en una simple carcasa.Cuando el “Joystick” está en la posición neutral, la fuerza del resorte sobre amboslados del spool de la válvula direccional está relacionada con la presión de pilotajedel “Joystick”. Como se muestra de la figura 161, el circuito piloto estádescargado a tanque. Cuando el circuito piloto esta descargado, no hay presiónpiloto sobre los finales del spool de la válvula direccional. Como consecuencia nohay fuerza hidráulica que desplacé el spool. Como su muestra la figura 161. Bajoestas condiciones, la bomba es mantenida en la posición desplazamiento cero.Si el drenaje a través del spool de control permite un desplazamiento de laposición del cilindro, la posición de error es transmitida al spool de control. Estaretroalimentación es conseguida por el enlace mecánico entre el resorte deretroalimentación y el spool de control. El error de retroalimentación causa elmovimiento del spool. Así permite el flujo repocisionando el cilindro.
  • 167. Figura 162. Desplazamiento de la bomba en circuito de control remoto hidráulico proporcional.La figura 162, indica el desplazamiento de la bomba hacia uno de los lados delcentro, notará que la operación es idéntica en la dirección contraria deldesplazamiento. Cuando la bomba esta operando en la dirección opuesta, elmovimiento descendente del “Joystick” causará el incremento de presión al finaldel lado izquierdo del spool de control. Luego el flujo será conducido al ladoizquierdo del cilindro de desplazamiento, como consecuencia la bomba cambiará su
  • 168. desplazamiento proporcionalmente, debido a la presión piloto. La compresión delresorte de retroalimentación empujara el spool hacia la posición del centro cuandoel equilibrio entre la fuerza del resorte y la fuerza hidráulica se ha alcanzado.1.9.5 Control de potencia constante.En algunos casos es llamado control limitador de potencia, el propósito del controlde potencia constante es mantener el motor primario que mueve la bomba a sumáxima capacidad de torque a un nivel de potencia constante. T ×NHP= T= torque en lb-pul 63000Por lo cual la potencia hidráulica entregada a la bomba mantiene el productomatemático entre flujo y presión a un valor constante por consiguiente si en labomba tenemos unas altas exigencias de presión, el caudal de salida será bajo locontrario ocurrirá cuando se incremente el flujo, la presión de operación debe sermenor. El nivel de presión de operación esta determinado por las condiciones dela carga, el flujo varía con los cambios de presión inducidos por la carga siempremanteniendo el producto flujo y presión en un valor constante. El control de labomba mantiene el máximo desplazamiento, hasta que el nivel de presión alcanceel punto en el cual comienza la regulación. Durante la regulación la bombasuministra tanto flujo como sea posible dentro de la disponibilidad de potencia a lasalida.A diferencia del compensador de presión, el cual ajusta el caudal amáxima presión, el compensador de potencia constante va ajustando elcaudal a medida que la presión va subiendo.
  • 169. Figura 163. Gráfica de flujo Vs presión para control de potencia constante.En la gráfica de la figura 163, se aprecian la presión y flujo relacionados por uncontrol de potencia constante, la curva representa teóricamente la relación entre elflujo y la presión, mientras que las líneas determinan las actuales características defuncionamiento del control de la bomba, cuando la presión A es alcanzada labomba se encuentra desplazada totalmente, la región comprendida entre lapresión cero y el punto A representa la pérdida de flujo por causa del drenaje dela bomba, una vez comienza la regulación, el flujo de la bomba decrecerápidamente a medida que la presión se incrementa, desde el punto A hasta elpunto B y entre el punto B y C la presión aumenta hasta alcanzar el valor de tarajede la válvula de seguridad y el flujo decrece de forma gradual hasta que el controlalcanza el mínimo valor de Flujo.
  • 170. Figura 164. Sección transversal de una bomba de pistones de eje quebrado con control de potencia constante.En la Figura 164, la sección transversal muestra el diseño de una bomba de ejequebrado la cual puede ser usada para explicar el funcionamiento de cualquiercontrol de potencia constante.Durante el arranque el resorte número uno mantiene la bomba en desplazamientototal, la bomba comienza la entrega del fluido al sistema. A medida que el flujoencuentra resistencia la bomba incrementa su presión sobre el área pequeña delpistón de posicionamiento, la cual mantiene la bomba en desplazamiento total,cuando la presión de trabajo del sistema que actúa sobre el área pistón desensado no es lo suficientemente alta para mover el spool piloto contra el resortepequeño (el cual establece el comienzo de la regulación), el área del pistón deposicionamiento será venteada por la carcasa de la bomba a través del spoolpiloto. Cuando la presión del sistema exceda la presión de taraje para el comienzode la regulación, el pistón de sensado empuja a la varilla de control y cambiará laposición del spool piloto. El spool piloto operará bajo la presión del sistemadirectamente y actuará sobre el área del pistón de posicionamiento. Bajo estascondiciones el área diferencial del pistón de posicionamiento ocasionará que labomba comience a dar paso al fluido. El paso del fluido a través de la bomba locausará el control del resorte número 1 al comprimirse, el cual incrementará lafuerza mecánica de la varilla de control y del pistón de sensado. Cuando alcanzael equilibrio la fuerza del resorte permite que la presión de trabajo sobre el áreadel pistón de sensado, sea modulada por el spool piloto sobre el diámetro mayordel pistón de posicionamiento. La fuerza del resorte de control número uno,balanceará la fuerza hidráulica del pistón de sensado, como consecuencia de esto
  • 171. el resorte de control número uno establece las condiciones iniciales de presión yflujo para la bomba cuando la bomba cierra el paso del fluido aproximadamentedel 50% en su control desplazamiento máximo, el resorte número dos comienza aser comprimido esto incrementa la presión necesitada sobre el pistón de sensadoel cual causa el desplazamiento del spool piloto. Las características de presión deVs flujo son variadas de manera gradual debido al trabajo de los dos resortes decontrol.Control de potencia constante con control de presión piloto para bombade sobre centro (bomba de eje quebrado).Este dispositivo esta diseñado para limitar la potencia y proteger el motor primariode una sobrecarga causada por fluctuaciones o por una manipulación excesiva deloperador. El limitador de potencia trabaja basado en el principio de modificar laseñal de control suministrando la presión piloto a cada puerto en relación de lapresión de descarga de la bomba principal.El elemento físico con el cual se consigue esta limitación de potencia estaesencialmente constituido por una presión variable operada directamente, válvulade alivio y 2 mangas ecualizadoras de presión ensambladas a cada lado del spoolde control piloto (ver figura 165).
  • 172. Figura 165. Control de potencia constante con control de presión piloto para bomba de bomba de eje quebrado (Mannesmann- Rexroth).
  • 173. Figura 166. Detalle X Válvula limitadora de potencia.La figura 166, muestra en detalle las mangas que se encuentran sobre el spoolde la válvula limitadora de potencia.1.9.6 Comparación de regulador de resorte con respecto al hiperbólico “teórico”.El regulador mantiene constante el par de giro T (lb-pul) de la bomba. Junto conla velocidad de rotación de accionamiento constante N (r.p.m.). Se obtiene lafunción regulación de potencia. A la potencia mecánica de accionamiento indicada T ×N ∆p × QP= (HP) se le oponen la potencia hidráulica de salida P= (HP) K Kmientras que la presión de servicio p (psi) depende de la carga, el caudal Q(g.p.m)puede variarse con el ángulo de basculamiento. De modo similar a un ordenador,el regulador constantemente multiplica presión y caudal y compara el resultadocon el valor ajustado. En el caso de desviaciones hacia arriba se reduce el ángulode basculamiento y, al revés, se aumenta. El regulador es ajustable (al girar haciaadentro el tornillo de ajuste = mayor valor de ajuste). La regulación comienza enel ángulo máximo de basculamiento. La posición al finalizar la regulación estadada por la presión máxima. Ambos valores finales también pueden limitarse porlos tornillos de tope. Cuidado: al aumentar el ángulo máximo ajustado en la
  • 174. bomba existe el riesgo de cavitación y en los motores hidráulicos, el peligro desobregiro. Al aumentar el ángulo mínimo ajustado en el rango de alta presión sepodría sobrecargar el motor de accionamiento.Figura 167. Bomba variable con regulador de potencia constante.La presión de servicio actúa a través de un pistón de medición en el pistón deposicionamiento sobre un soporte basculante. Una fuerza del resorte ajustableexternamente se le opone; determina el ajuste de potencia. Si la presión deservicio P supera el valor de cálculo admisible en la fórmula de potencia ∆p × QP= (HP), a través del soporte basculante se acciona la válvula de mando y Kla bomba bascula hacia atrás. El caudal se reduce hasta que el producto de p*Qnuevamente corresponda a la potencia disponible. La hipérbola ideal de potenciaha sido alcanzada, el accionamiento no se ha sobrecargado, dado que “su potenciaha sido regulada” a la inversa, el caudal de la bomba, de acuerdo con la presión deservicio, apoyado por el resorte de retroposicionamiento. Puede ascender hastasu valor máximo.
  • 175. Figura 168. Esquema del regulador de potencia constante.Figura 169. Diagrama característico de p Vs Q de un regulador de resorte con característica aproximada.
  • 176. Características:• Posible adaptación de la potencia por recambio del paquete de resortes.• Perdida de potencia en los sectores cuadriculados.• No es basculable sobre cero, es decir, caudal sobrante contra alta presión produce calor. Figura 170. Diagrama característico de p Vs Q de un regulador hiperbólico con característica hiperbólica ideal.Características:• Optima adaptación de potencia por ajuste externo continuo de la fuerza del resorte.• Basculable a través de 0, es decir, no hay caudal restante.Como complemento a la regulación de potencia se puede usar una bomba doblecon regulación a suma de potencias (ver figura 171), es decir que la potenciatotal de accionamiento se reparte con relación a las presiones sobre amboscircuitos. Aquí se emplea como valor de medición la señal de alta presiónpromediada en la válvula de suma de presiones. La característica hiperbólica idealse alcanza cuando las fuerzas de par de giro actuantes sobre el soporte basculantedel regulador de potencia están en equilibrio. El par de giro formado a partir de lafuerza de alta presión FH y del trayecto de basculamiento s solamente debe sertan grande como el par de giro mecánico que se obtiene de la fuerza ajustable delresorte FF y el brazo fijo de la palanca a. dado que el sistema hidráulico indica lapresión de servicio P y la bomba sólo puede variar su caudal Q, un exceso depotencia significa una reducción automática del ángulo de basculamiento de labomba. Aquí el valor de la carrera de basculamiento s se reduce hasta que el par
  • 177. de giro hidráulico restante nuevamente corresponda al par de giro mecánicoindicado. Figura 171. Bomba doble variable con regulador a suma de potencias.
  • 178. 1.9.7 Control de potencia constante con compensador de presión. Figura 172. Curva de desempeño de una bomba con control de potencia constante compensada por presión.En la figura 172, se puede apreciar que la máxima potencia que puede alcanzarla bomba compensada es de es de 75 HP. Si el control de potencia constante, seubica a 35 HP observando las líneas rojas podemos decir que para obtener elmáximo valor de caudal 50 G.P.M en la bomba, debemos tarar el compensador depresión como mínimo en 1200 Psi. Si por el contrario la necesidad de operaciónrequiere un alto nivel de presión, taramos el compensador a 2500 Psi máximapresión compensada que ofrece la bomba, pero el caudal que entregaría labomba es de 24 G.P.M. Podemos también operar la bomba con un taraje de 2000Psi y trabajar con una presión de 1200 psi y un caudal de 31 G.P.M.consumiendo menos potencia.En el control de potencia constante, todos los puntos están controlados, es decir ellugar geométrico en el que puede operar esta bomba compensada con control depotencia constante son todos los puntos que se encuentran por debajo de la curvade 35 HP.
  • 179. Figura 173. Bomba de paletas compensada con control de potencia constante.3.5.1.8.1.1.1.1.23.5.1.8.1.1.1.1.33.5.1.8.1.1.1.1.4 Figura 174. Esquema de control automático de potencia constante.El control automático de potencia constante entrega a la salida la mayor capacidadde flujo (máxima velocidad de salida para la transmisión), cuando el taraje delcontrol de potencia constante es el máximo disponible.El control varía constantemente el flujo de salida a medida que las exigencias depresión del sistema incrementan manteniendo la potencia constante. Este tipo decontrol opera con una válvula direccional en un circuito de lazo cerradomanteniendo la máxima presión de taraje disponible y reduciendo los
  • 180. requerimientos de potencia del motor primario. Puede empezar con un flujo decero eliminando la potencia gastada por una válvula de alivio. Muy utilizado enequipo de excavación.1.9.8 Control de sensado de carga.Este tipo de control comienza a ser popular en los sistemas hidráulicos modernos.La principal ventaja de este tipo de control es que conserva la energía eliminandovirtualmente los problemas de calor en el sistema hidráulico. La operación decontrol se basa en el principio de que si se mantiene una caída de presiónconstante a través de un orificio existirá también un flujo constante.Figura 175. Esquema de un control de sensado de carga para una bomba de paletas variable.En la figura 175, tenemos el spool de control piloto de una bomba de paletas devolumen variable, con un control de sensado de carga. El spool del control pilotofunciona como el sistema hidrostática en una válvula de control de flujo
  • 181. compensada por presión. Notará que el área derecha del pistón tiene una mismaharía efectiva que el lado izquierdo. El spool es sostenido a la salida por unresorte que fuerza liviana (aproximadamente 150 Psi) el área izquierda del spoolsensa la presión de entrada del flujo principal en el orificio regulado. Mientras quela cara o puesta al final del spool sensa la presión de descarga del orificio. Enconsecuencia las fuerzas las cuales actúan sobre el spool piloto son balanceadascuando la presión en el orificio de descarga es aproximadamente 150 Psi (fuerzasdel resorte) menor que la presión de entrada en el orificio.En la figura 175, muestra la bomba en equilibrio entregando sólo el flujosuficiente las pérdidas a través del orificio principal son de 150 psi, si asumimosque una reducción en la carga estará ocurriendo en el actuador, inmediatamenteobservaremos un decrecimiento de presión inducida por la carga, la cual esrectroalimentada al lado derecho sobre el área del spool con este desequilibrio delas fuerzas, el spool piloto se moverá a la derecha como se muestra en la figura176. Figura 176. Operación del control de sensado de carga cuando disminuye las exigencias de carga.
  • 182. La bomba reduce el paso del fluido (reduce el desplazamiento), cuando el spoolventea el pistón de control mayor en la carcasa de la bomba.Ahora consideremos el hecho de que el control de la bomba restablece lascondiciones de equilibrio, con una reducción de la carga decrece la presión,miremos ahora que sucede cuando se incrementa la carga (ver figura 177). Figura 177. Operación del control de sensado de carga cuando aumentan las exigencias de carga.A medida que la carga aumenta se incrementa la presión aguas abajo del orificio,el sistema disminuirá su velocidad si la bomba no está en capacidad deincrementar la presión a la entrada del orificio, sin embargo el incremento de lacarga generará un incremento de presión, las fuerzas de presión actuarán sobre ellado izquierdo del control de spool de pilotaje. A medida que el spool de pilotajese mueve hacia la izquierda, cambian las condiciones de equilibrio previamenteestablecidas y cargará el pistón de Control mayor con la presión del sistema. Estocausará que la bomba incremente su desplazamiento la bomba incrementará elflujo de descarga, creando una presión a la entrada del orificio debido a laresistencia del flujo la cual será de 150 Psi por encima de la presión de descargadel orificio.
  • 183. La pequeña válvula que alivio, la cual ha sido incorporada en la línea de control desensado de carga, tiene como propósito limitar la máxima presión deretroalimentación que puede soportar el control de la bomba; cuando seincrementa la carga hasta que las presión exceda el taraje de la válvula de alivio,ésta se abre y limita la máxima fuerza disponible para empujar el spool de pilotajehacia la izquierda. Cuando la presión a la salida de la bomba sobrepasa el límitede carga por encima de la fuerza del resorte el spool de pilotaje se mueve hacia laderecha. Como consecuencia de esta operación la bomba quedará operando bajola condición de cabeza muerta. El compensador de presión mantiene únicamenteel flujo requerido para sostener la presión del sistema. El orificio de 0,023estabiliza el control de la bomba, limitando la cantidad de flujo en el circuito depilotaje.Cuando se está seleccionando una bomba con control de sensado de carga parauna aplicación en la cual la velocidad sea variable, debe asegurarse del tamaño dela bomba puesto que el máximo flujo será suministrado a una mínima velocidadde operación, la bomba disminuirá su desplazamiento automáticamente cuando lavelocidad se incremente.1.9.9 Sistema hidráulico de sensado de carga.En las bombas de desplazamiento variable, se ha logrado ahorro de energíaadicionando un compensador de presión exitosamente. También ha sido diseñadoun sistema para bombas de desplazamiento fijo. Figura 178. Sistema hidráulico de sensado de carga diseñado para ahorro de potencia en bombas de desplazamiento fijo.
  • 184. La idea básica de este tipo de control (Ver figura 178), es utilizar dos bombasde desplazamiento fijo con una válvula de descarga en un subsistema que limite lapotencia hidráulica y además la demanda de potencia en el motor eléctrico. A unapresión por debajo del taraje de la válvula de descarga ambas bombas entregaránfluido al sistema. Cuando la presión en el puerto de descarga sea superior altaraje de la válvula de descarga el flujo de una de las bombas retornará a tanque,mientras el flujo de la otra bomba se entregará al sistema. Esto da como resultadoun cambio en el flujo, remplazando la bomba de desplazamiento variablecompensada.Este método también puede ser usado para ser aproximado a las características deun control de potencia constante. Figura 179. Aproximación de potencia constante por medio decontrol de sensado de carga para bombas de desplazamiento fijo.Un orificio a la salida de una de las bombas monitorea el flujo, a medida queaumenta el flujo (Ver figura 179). La válvula v1 se mantiene cerrada y lapresión del sistema se mantiene controlada por la válvula de descarga principal.Cuando el flujo Q1 se incrementa presenta una mayor caída de presión a travésdel orificio que sumada con la fuerza del resorte hace que la válvula v1 se abrabypasiando el sistema piloto y desplazando la válvula de descarga principaldescargando a tanque el flujo Q1 de la bomba1, una válvula de alivio mantiene lapresión en el sistema piloto, luego de la válvula de descarga no puede nuevamentecerrar a una alta presión del sistema y a una alta velocidad del motor primario.
  • 185. Figura 180. Comparación del control de sensado de carga, en diferentes sistemas hidráulicos.
  • 186. La gran ventaja de un sistema de sensado que carga están en reducirsignificativamente el flujo y la presión requerida para mover la carga,respectivamente, se obtendrá un ahorro significativo de potencia comparado conlas condiciones convencionales de flujo demandas por el sistema hidráulico. Porejemplo consideremos un circuito en el cual 10 G.P.M y una presión de 1500 PSIson necesitadas para extender un cilindro, otros elementos en el mismo circuitopueden requerir flujos de 30 G.P.M a una presión de 2500 PSI pero no al mismotiempo que el cilindro. En el circuito de flujo constante de la figura 180. (a).Tiene una bomba de desplazamiento fijo con una capacidad de entrega de fluidode 30 G.P.M con válvula de alivio tarada a 2500 PSI la presión de este tipo decircuito está determinada por la resistencia de la carga, la bomba maneja elcilindro a 1500 PSI, la energía no requerido por el actuador, es desperdiciada comose muestra en la gráfica figura 180. (a), cuando no todo el flujo es requerido, unflujo constante del circuito se entrega a baja presión el fluido regresa a través dela línea y pasa por el spool de la válvula direccional, el flujo de la bomba pasatravés de los filtros y del intercambiador de calor y una energía considerable esperdida.El circuito de la figura 180.(b). Tiene una bomba de desplazamiento variablecompensada por presión de 30 G.P.M. el compensador de presión se encuentratarado a 2500 PSI, la bomba mantiene únicamente 10 G.P.M de entrega en elcilindro, este circuito gasta menos potencia que el circuito de la figura 180 (a).Cuando no existe demanda del fluido y la bomba se encuentra totalmente encompensación sólo exige la cantidad suficiente de fluido para mantener la presión,el cual hace parte de las pérdidas de drenaje interno.La figura 180 (d). Suministra únicamente el flujo y la presión requeridas segúnlos requerimientos de la carga, podemos observar que la pérdida de energía esmínima que en los anteriores circuitos, cuando el actuador no requiere flujo laválvula que control principal es centrada en la posición neutral.El circuito de sensado de carga entrega menos flujo a menos presión, presentandoun mínimo gasto de potencia hidráulica en la bomba. La figura 180 (c) puedeaprovechar la eficiencia del circuito de sensado de carga y reducir los gastos deenergía en la bomba cuando se encuentra en la posición de no flujo.
  • 187. 1.9.10 Control electrónico proporcional.El control electrónico es una de las últimas tecnologías que se encuentran endesarrollo. Nuevos productos y métodos están siendo introducidos diariamente; sepuede encontrar que la mayoría de este tipo de interfaces electrónicas opera bajoun solenoide proporcional o convertidor de torque de un motor a D.C ambos tiposde componentes opera con un voltaje constante D.C y su fuerza de salida seincrementa cuando se incrementa la corriente un solenoide típico proporcionalopera a 24 voltios D.C y varía la fuerza de salida en un rango de 150ma a 700 ma. Figura 181. Bomba de eje quebrado con control electrónico proporcional.La sección transversal de la figura 181, representa el control de una bomba lacual usa un solenoide proporcional que varía el desplazamiento de la bomba. Labomba responde de un mínimo a un máximo desplazamiento proporcional para lacorriente de 24 voltios, el desplazamiento de la bomba es mostrado en la posiciónmínima, como consecuencia no hay señal eléctrica suministrada al solenoide, labomba se mantiene en esta posición por la fuerza de retroalimentación del resortey la acción de la presión del sistema sobre el área pequeña del pistón deposicionamiento. A medida que la señale D.C es suministrada al solenoideproporcional empuja el spool de pilotaje con una fuerza específica.Cuando la corriente y la fuerza son lo suficientemente alta para mover el spool depilotaje contra el resorte pequeño, (el cual ajusta el comienzo de la regulación), lapresión de pilotaje actúa sobre el diámetro mayor del pistón de posicionamiento
  • 188. debido a la diferencia de áreas del cilindro de posicionamiento la bomba comienzabombear el fluido hasta alcanzar el máximo desplazamiento sin embargo estebombeo de fluido causa la retroalimentación del resorte hasta comprimirse, cuandola retroalimentación del resorte excede la fuerza limite del solenoide proporcional,él spool regresa a su posición original, esto ocasionará que la presión que actúa enel diámetro principal del pistón de posicionamientoSea venteado a tanque. Figura 182. Bomba variable con variador elétro-hidráulicoproporcional, regulación en función de la velocidad de rotación y bomba auxiliar de precarga. Figura 183. Combinación de control eléctro-hidráulico proporcional y sensado de carga en bomba de desplazamiento variable compensada por presión.
  • 189. 1.9.11 Bombas con servo control. Figura 184. Servo bomba de paletas con control L.V.D.T.El servo control de la bomba es un sistema básico de servo Válvula, en donde laVálvula es el elemento principal de control electrohidráulico. Los orificios de salidade la servo Válvula están conectados a los pistones de control de la Válvula. Elfluido se suministra a una velocidad y en una dirección dependientes del voltajesuministrado al motor de par que controla la servo Válvula. Un trasductor deretroalimentación está controlado mecánicamente por el mecanismo de bombeo dela bomba; suministra un voltaje de retroalimentación proporcional a la posición dela carrera de la bomba. Una de las ventajas de un control de este tipo es que losrequisitos de potencia están normalmente por de bajo de 1 HP, con una capacidadpara controlar una bomba de muchos cientos de HP. La figura 184, se muestraun servo control electrohidráulico para la servo bomba electrohidráulica. La señaldel trasductor de retroalimentación del transformador diferencial variable lineal(L.V.D.T) se aplica a una junta de sumarización en un amplificador, en donde sesuma las señales de comando. Cualquier señal errónea que se desarrolla seamplifica y se desmodula para conducir la servo válvula electrohidráulica, la cualcambia la posición del anillo que forma las cámaras de bombeo para eliminar la
  • 190. señal errónea. Puesto que el voltaje de retroalimentación se está constantementecomparando con el voltaje de comando, el anillo que forma las cámaras debombeo y por lo tanto la entrega de la bomba, pueden posicionarse infinita yexactamente sobre su gama completa. Una bomba servo controlada mantendráaproximadamente la misma ganancia en presión, independientemente del flujo deoperación a que se haya ajustado.A grandes flujos, la ganancia en presión de una servo bomba puede fácilmente serde 20 veces la de una servo válvula en condiciones similares.El uso de una bomba servo controlada en un servo sistema normalmenteincrementará en forma muy amplia la eficiencia total del sistema. Esto se debe aque la servo bomba, que controla la velocidad de flujo de acuerdo conrequerimientos del el sistema, mientras que la servo válvula es esencialmente undispositivo de estrangulación.Características de las servo bombas• Alta eficiencia total en el sistema• Control remoto de velocidad infinitamente variable• Unidades motrices reversibles sin válvulas direccionales para una operación libre de choques en el sistema• aceleración y desaceleración controlada• cambio precisó en la parada y en la operación• buena regulación de la velocidad Vs el cambio de cargaLas aplicaciones de las bombas servo controladas en las prensas son ejemplosrelativamente simples pero efectivos de un sistema común de circuito abierto. Losrequisitos de potencia normalmente empiezan alrededor de los 20 HP y puedenaumentar hasta varios cientos.
  • 191. 1.9.12 Controles utilizados en las bombas de pistones de desplazamientos variables tipo PAVC (Parker Hydraulics).1.9.12.1 Opción de control “omit”.Control de compensador de presión: Figura 185. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PAVC con Opción de control “omit” (Parker Hydraulics).La placa inclinada basculable controla la salida de flujo de la bomba. Esta placainclinada basculable es controlada por las fuerzas de bombeo de los pistones y porla fuerza del servo pistón. La fuerza del servo pistón es mayor que la fuerza debombeo de los pistones, cuando ambos están sometidos a la misma presión,debido a la acción del resorte en el servo pistón.En la figura 185, se aprecia que por el intermedio de los pasajes internos, lapresión es conectada de la salida de la cavidad del servo pistón por medio delorificio E y el spool de control por medio del pasaje D, la presión del sistematambién es aplicada al spool de control a través del orificio F. Mientras que lapresión en los finales del spool de control se mantenga igual, el spool se
  • 192. mantendrá compensado hidráulicamente hacia arriba debido a la fuerza adicionaldel resorte.Cuando la presión se incrementa por encima del taraje del control delcompensador, el pistón en forma de cono sube, causando que la presión en lacámara se reduzca. Por consiguiente el spool de control se moverá hacia abajo,en consecuencia el fluido que se encuentra en la cavidad del servo pistón seráventeada ataque por medio del puerto “A”, esta reducción de presión permite queel servo pistón se mueva hacia la derecha. Este movimiento reduce el ángulo de laplaca inclinada y como consecuencia de esto se reduce el flujo de salida de labomba.A medida que la presión en la Bomba sobre el spool de control cae, la presión dellado inferior del spool y la fuerza del resorte desplazan el spool hacia arribamanteniendo el equilibrio en ambos lados del spool. Sí la presión de la Bombadisminuye por debajo del taraje del control del compensador de presión el spool decontrol se mueve hacia arriba, llevando la Bomba al desplazamiento máximo.
  • 193. 1.9.12.2 Opción de control “M”.Control remoto de presión: Figura 186. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PAVC con Opción de control “M” (Parker Hydraulics).El control remoto en la presión de descarga se obtiene controlando la presión pormedio de una señal hidráulica a través del puerto B (Ver figura 186), cuando lapresión en la bomba se desea controlar por un medio exterior, ya sea por unapresión de pilotaje o por un control eléctro-hidráulico proporcional, el cual seinstala en el puerto B. La Bomba mantendrá la presión aproximadamente igual ala presión del puerto B de acuerdo con el taraje diferencial.Baja presión auxiliar:Esta opción puede ser usada como alternativa en el caso de un control de sensadode carga, la presión obtenida como señal auxiliar por este dispositivo es menor quela presión de descarga de la bomba debido al orificio F. En el momento de lacompensación al 0.37 G.P.M de flujo que salen por el puerto B 0.9 G.P.M que sonel flujo de drenaje por el puerto A.
  • 194. Presión auxiliar múltiple:Si el nivel de presión en la señal del puerto B. es limitado por una válvula de alivio,a medida que la Bomba incrementa la presión de descarga, la válvula qué aliviopermitirá el paso del fluido hasta cuando su taraje haya sido vencido, además deeste concepto podemos instalar la válvula de alivio en paralelo con el puerto B y deesta forma obtendremos múltiples presiones de acuerdo al taraje de la válvula dealivio.Control de presión y flujo electrohidráulico:Una válvula electro hidráulica proporcional que controle la presión puede ser usadaen lugar de una válvula de alivio, para obtener un control de presión variable deacuerdo a una señal eléctrica proporcional en la válvula, combinando este tipo dearreglo en la placa basculable, el mecanismo de censado se amplifica y el circuitode lógico de servo control de presión y flujo puede ser variado obteniendodiferentes flujos de descarga y diferentes presiones de compensación. En muchossistemas, una carga equivalente a la mínima presión de operación de la bomba nopuede ser garantizada, para este caso es requerida una válvula de secuencia en lalínea de descarga, de esta forma mantener el control del servo.
  • 195. 1.9.12.3 Opción de control tipo “A”.Control de presión y flujo por medio de sensado de carga: Figura 187. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PAVC con Opción de control “A” (Parker Hydraulics).El control de flujo se obtiene colocando un orificio ajustable en el puerto dedescarga de la bomba. La caída de presión a través del orificio ajustable es laseñal de control de descarga de la bomba como se muestran la figura 187,cuando se incrementa la caída de presión a través del control de flujo ajustableimplicará un incremento en el flujo de descarga. La bomba trata de compensarsegún el decrecimiento en el flujo de descarga. La presión de este flujo escensada por medio de la línea C la cual actúa en la parte inferior del spool decontrol, la presión del spool es balanceada contra la bomba por medio del pasajeD. El control del spool es forzado a bajar en contra del resorte de presióndiferencial éste ventea el aceite que se encuentra en la cavidad del servo pistón.La bomba mantiene la presión en el punto en donde el flujo es regulado por elorificio.Cualquier decrecimiento de la presión implica un decrecimiento de flujo de salida.En este caso el control del spool es forzado a subir, éste incrementa el
  • 196. desplazamiento de la bomba hasta obtener la presión determinada de acuerdo alflujo que pasa por el orificio. Notara que la boca está todavía compensada porpresión y enviará el fluido de acuerdo al taraje seleccionado por el compensador.El control del compensador de presión invalidara el control de flujo cuando eltaraje del control de compensador de presión es incrementado.Baja presión auxiliar:Este tipo de arreglo puede ser usado para mantener una baja presión auxiliar porintermedio del puerto B a través de una simple válvula (on/off) ajustable paraflujos de 1 a 2 G.P.M, cuando el flujo o presión son requeridos, la válvula estarácerrada permitiendo que la presión del sistema se levante en la parte interior delspool de control y llevando a la bomba a su máximo desplazamiento.Sensado de carga:Si en lugar de medir la caída de presión en el orificio del puerto de descarga de labomba, es medida aguas abajo de una válvula direccional, una caída de presiónconstante será mantenida a través del spool de la válvula. Dando como resultadoun flujo constante para cualquier apertura dada en el control de la válvuladireccional sin tener en cuenta la carga de trabajo o la velocidad de operación dela bomba. La bomba sensa la presión necesaria para mover la carga y ajusta elflujo de descarga de acuerdo a la apertura de la válvula seleccionada y la presiónimpuesta por la carga más la caída de presión a través de la válvula. Losbeneficios de este arreglo son unas excelentes características de flujo y él ahorrode energía es considerable, comparado con el uso de un sistema de compensadorde presión.
  • 197. 1.9.12.4 Opción de control “H”.Control de presión y potencia: Figura 188. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PAVC con Opción de control “H” (Parker Hydraulics).El control de potencia es sensible a la posición del servo pistón. Cuando el servopistón está en a la derecha, la placa inclinada basculable disminuye flujo y elpistón de control de potencia desarrolla una máxima presión del resorte sobre elpistón cónico (retroalimentación mecánica). Cuando el pistón se encuentra a laizquierda el flujo es alto, el pistón del control de potencia, reduce la presión delresorte sobre el pistón cónico. Esto permite la apertura con una menor presión enla cámara del resorte del spool de control, como consecuencia se ventea la presiónde la cámara del resorte y se desplaza el spool de control hacia abajo, venteandola cavidad del servo pistón y ocasionando que el servo pistón se mueva hacia laderecha. Esto reduce el flujo de descarga y además la potencia como se muestra
  • 198. en la figura 188, la presión en la cámara del spool de control es afectada por elcompensador de presión y por el control de potencia, la presión resultante en estacámara es función de los trajes de estos dos resortes.1.9.12.5 Opción de control tipo “C”.Control de flujo presión y potencia: Figura 189. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PAVC con Opción de control “C” (Parker Hydraulics).Es posible combinar todos los tres de mecanismos de control en una bomba deeste modo (ver figura 189), la posición del control del spool es función de laacción del ajuste del compensador de presión y del control de flujo.
  • 199. 1.9.13 Controles utilizados en las bombas de pistones de desplazamientos variables tipo PVP (Parker Hydraulics).1.9.13.1 Control remoto de presión (M). Figura 190. Bomba de pistones en línea de desplazamientovariable serie PVP con Opción de control “M” (Parker Hydraulics).La presión de descarga en la bomba de pistones en línea de placa basculablecompensada por presión (ver figura 190), puede ser controlada por intermediode una línea de presión exterior que se conecta al puerto “A” y que se suma altaraje del resorte diferencial. Del puerto de descarga de la bomba, se introduceun flujo hacia la cámara del resorte diferencial por intermedio del Spool, el cualsensa la presión del sistema, la presión en la cámara del resorte está limitada por
  • 200. una válvula de alivio externa. Cuando la presión en la cámara está por encima dela válvula de alivio, el aceite de la cámara se descarga internamente en la bombalimitando la máxima presión ajustable. Además se presenta una descompensaciónde presión en la cámara, lo cual produce que el spool se mueva hacia la derecha.Conectando el puerto de descarga de la bomba con el servo pistón y este a su vezdesplaza la placa basculable, la cual se coloca en la posición de no-flujo y lapresión en la descarga es sostenida por el resorte de ajuste diferencial.
  • 201. 1.9.13.2 Control de flujo sensado de carga tipo “A”. Figura 191. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PVP con control de flujo Tipo “A”(Parker Hydraulics).La figura 191, muestra una bomba de pistones axiales en línea con una válvulade control de flujo, el control es similar al compensador de presión remoto, pero adiferencia de éste el spool no posee un orificio que conecte el puerto descarga conla cámara del resorte de compensación. El puerto esta conectado aguas abajo delcontrol de flujo por lo tanto la presión de señal será la diferencia entre la presióndescarga de la bomba y la pérdida de la válvula reguladora de caudal. Cuando estapresión supere el taraje de la válvula de alivio el fluido de la cámara del resorte sedescarga internamente en la bomba esto provocará el desplazamiento del spoolhacia la derecha conectando el puerto de descarga de la bomba con el servopistón y desplazando la placa hacia la posición de no-flujo. A medida que la
  • 202. presión se incrementa la presión de descarga se incrementará manteniendo unadiferencia de presión constante a través del orificio y además un flujo constante.1.9.13.3 Control de presión y potencia “H”. Figura 192. Bomba de pistones en línea de desplazamientovariable serie PVP con Opción de control “H” (Parker Hydraulics).En la figura 192, se aprecia un tipo de control que actúa como un limitador deltorque con una velocidad constante, generalmente es referido como un control depotencia. Este control trabaja en conjunto con un control de compensador depresión remoto un segundo mecanismo de control de presión es llamado el bloquede control de potencia. Este es ensamblado en la carcasa de la bomba, el bloquede potencia es conectado a uno de los puertos sobre el compensador de presiónremoto por una tubería de acero. El bloque de control de potencia y la válvula dealivio que controla la máxima presión en la cámara del compensador de presión
  • 203. están en paralelo. El taraje de la válvula de alivio se encuentra por encima deltaraje del bloque de control de potencia. Cuando la presión del sistema sobrepaseel taraje del bloque de potencia, se presenta un desbalance de la cámara delresorte desplazando el spool hacia la derecha y el puerto de descarga se comunicacon el servo pistón la función del bloque de control de potencia es controlar eldesplazamiento angular de la placa basculable sin llevar a la posición de no-flujo.Cuando la presión del taraje de la válvula de alivio es superada por la presión delsistema, el fluido se desplaza hacia el interior de la bomba, la cual se estabiliza enla posición de no-flujo y la presión del sistema es sostenida por el resorte de ajustediferencial.1.9.13.4 Control de flujo, presión y potencia “C”. Figura 193. Bomba de pistones en línea de desplazamientovariable serie PVP con Opción de control “C” (Parker Hydraulics).Es posible combinar todos los tres de mecanismos de control en una bomba deeste modo (ver figura 193), la posición del control del spool es función de laacción del ajuste del compensador de presión y del control de flujo.
  • 204. 1.10 CUADROS RESUMEN ACERCA DE CONTROLES MAS COMÚNMENTE UTILIZADOS EN BOMBAS HIDRÁULICAS DE DESPLAZAMIENTO VARIABLE Cuadro 1. Controles de bombas hidráulicas.
  • 205. Cuadro 2. Controles en bombas hidráulicas.
  • 206. Cuadro 3. Controles de bombas hidráulicas.
  • 207. Cuadro 4. Controles en bombas hidráulicas.
  • 208. 2. MOTORES HIDRÁULICOS2.1 GENERALIDADESMotor es el nombre que se da generalmente a un actuador giratorio. Laconstrucción de los motores se parece mucho a la de las bombas. En vez deimpulsar el fluido, como hace una bomba, son impulsados por éste ydesarrollan un par y un movimiento continuo de rotación, ellos admiten presiónhidráulica que suministra su torque y luego rotan de acuerdo a la rata de flujode entrada para suministrar el movimiento rotativo a la salida (potenciarotativa). En general, un motor desempeña la función de convertir potenciafluida en potencia mecánica giratoria, o convertir la presión del fluido entorque. El torque es función de la presión, o más exactamente, la presión deentrada en el motor es determinada por el torque resistivo.Como los dos orificios del motor, de entrada y de salida, pueden ser ambospresurizados (motores bidireccionales), la mayoría de los motores hidráulicosllevan drenaje externo.Todos los motores hidráulicos poseen varios factores en común. Cada tipo debetener una superficie sometida a una diferencia de presiones. Esta superficie esrectangular en los motores de engranajes, paletas y orbitales, y circular en losmotores de pistones axiales y radiales. Esta superficie, en cada tipo de motor,está conectada mecánicamente a un eje de salida que aplica la energíamecánica al equipo accionado por el motor. Finalmente, la aplicación del fluidobajo presión a esta superficie debe regularse en cada tipo de motor hidráulicopara poder mantener una rotación continua.El concepto popular es que los motores hidráulicos no son más que una bombaoperando al revés. Esto puede ser superficialmente verdadero, pero realmentehay muchas diferencias. Aunque los motores hidráulicos son de construcciónsimilar a las bombas, cambios en el diseño son requeridos para hacer que lasbombas operen satisfactoriamente como los motores. Muchos de estoscambios tienen que ver con la eficiencia. En una bomba, el objetivo estransferir tanto más fluido por revolución como sea posible. Debido a que lapotencia del motor eléctrico o de cualquier tipo de fuerza motriz no es loprioritario. La eficiencia volumétrica es optimizada a la expensa de la eficienciamecánica, si es necesario; de otro lado, ya que los motores hidráulicos
  • 209. entregan la potencia mecánica a la carga, ellos deben extraer la máximaenergía del fluido y disipar la menor cantidad de esta energía en el vencimientode las pérdidas mecánicas. De esta manera, en el diseño de un motor se haceénfasis en la eficiencia mecánica a expensas de la eficiencia volumétrica, si esnecesario.La fuerza motriz de una bomba hidráulica puede asumirse que tiene suficientetorque de arranque. Sin embargo, en motores, la sola fuente de energía quevence las fuerzas de arranque es el fluido presurizado. La suma de las fuerzasde arranque determina el torque requerido para el arranque del motor.Entonces, una cierta presión debe ser entregada antes de que el motor puedaempezar a girar. En algunos diseños, esta presión inicial requerida puede serextremadamente grande. Por consiguiente, cuando es seleccionado un motorpara aplicación dada, debe suministrar el torque suficiente no sólo para moverla carga cuando se está moviendo, si es requerido para arrancar la carga, si nopara vencer el torque requerido para arrancar la carga.Entre las demandas operativas de las bombas y los motores, un diseño que escompletamente aceptable como bomba operará pobremente como motor enciertas aplicaciones. Muchos diseños de motores tienen características internasque difieren de las encontradas en las bombas del mismo tipo; de hecho,algunos motores no tienen su contraparte en bombas.
  • 210. Algunas de las demandas operativas que diferencian las bombas de los motores, son: BOMBAS MOTORESLas bombas son utilizadas como Los motores son utilizados comoun medio para entregar caudal a un medio para entregar torque auna presión dada. Hay un énfasis una presión dada. Hay un énfasisen la eficiencia volumétrica y la en la eficiencia mecánica.eficiencia total.Las bombas operan a velocidades Los motores operan sobre unelevadas y relativamente rango amplio de velocidades, yconstantes. pueden permanecer, por tiempos considerables, a muy baja velocidad. Deben arrancar de cero.Usualmente se espera que las Los motores tienen su máximabombas entreguen alta presión a presión cuando se encuentranvelocidades normales. detenidos o a bajas velocidades.Usualmente las bombas operan La mayoría de los motores debenen una sola dirección. cambiar su sentido de giro. En ocasiones se requiere que operen como bombas para el frenado de cargas.En la mayoría de los sistemas las Los motores pueden permanecerbombas operan en forma inactivos por largos períodos decontinua, y encuentran cambios tiempo. Un motor frío puede estarrelativamente lentos, de la sujeto a choques térmicostemperatura del fluido. frecuentes, cuando empieza a operar.La mayoría de las bombas están Muchos motores reciben altasaccionadas directamente, y los cargas laterales de poleas,ejes no están sujetos a cargas ruedas dentadas o engranajes, olaterales. son usados directamente sobre ruedas o llantas. Cuadro 5. Comparación entre Bomba y Motor hidráulico. La elección de un tipo de motor puede ser influenciada fuertemente por las consideraciones enunciadas anteriormente. El recuento de los motores típicos que se da en las siguientes secciones, sirve como un medio para delimitar inicialmente la aplicación específica. Sin embargo, la literatura de los fabricantes debe ser consultada para una buena selección debido a que diseños similares de diferentes fabricantes pueden tener características diferentes.
  • 211. En el circuito hidráulico simple de la figura 194, el desplazamiento de laválvula de control direccional permite que el flujo hidráulico entre al motor. Eldiferencial de presión resultante, ∆P, a través del motor es función directa deltorque resistivo. En cambio, la velocidad del motor está directamenterelacionada con la apertura de la válvula y la diferencia entre la presión desalida de la bomba y el ∆P del motor. Si el torque resistivo aumenta, el ∆P delmotor automáticamente aumenta. Si la apertura de la válvula se mantieneconstante, la velocidad del motor se reducirá debido a que la reducción entre lapresión de salida de la bomba y la presión del motor produce menos flujo através de la válvula. Figura 194. Diagrama de un circuito con motor hidráulico.Los motores hidráulicos se pueden detener sin ningún daño. Sin embargo, sedebe tener en cuenta que en sistemas como el de la figura 194, la operaciónen estas condiciones implica que el caudal continuo de la bomba se desvíatotalmente por la válvula de alivio, lo cual puede ocasionar un recalentamientodel sistema.Aunque el detener al motor presurizado (como ocurre en los malacates oguinches) no causa daños, deben evitarse las paradas o arranquesextremadamente rápidos. En los motores hidráulicos, el torque debido a lainercia es muy alto (particularmente en los motores de alta velocidad) y esposible que el motor alcance su velocidad de operación en unos pocosmilisegundos. Esta rata de aceleración puede producir cargas de choque enalgún punto de la transmisión mecánica, que a su vez se reflejan hacia elmotor.El funcionamiento óptimo del motor en cuanto a presión, caudal, par de salida,velocidad, rendimiento, duración elevada y configuración física vienedeterminado por: • Capacidad de las superficies bajo presión para soportar la fuerza hidráulica. • Características de las fugas. • Eficacia de los métodos utilizados para conectar la superficie bajo presión al eje de salida.
  • 212. 2.2 COMPARACIÓN CON OTROS MOTORES HIDRÁULICOSUna característica muy importante de la hidráulica es la extrema densidad depotencia. La figura 195, muestra una comparación de una bomba hidráulicade 400 HP comparada con un motor diesel y un motor eléctrico de la mismacapacidad.Figura 195. Comparación entre motores de la misma capacidad.La gran densidad de potencia en un motor hidráulico crea retos de diseño másallá de aquellos encontrados en otros productos. Altas cargas en superficies quedeslizan rápidamente, velocidades extremas del fluido y aplicación de presionesrápidamente recurrentes en los elementos de bombeo (paletas, pistones,engranajes), demandan un cuidadoso diseño para asegurar una vida útilprolongada, completa confiabilidad y operación efectiva. El usuario, por otrolado, cosecha los beneficios de una familia de equipos de alta respuesta,finamente controlables y fáciles de aplicar. Cuando el diseñador comprenda lasnecesidades del usuario y el usuario entienda completamente las capacidadesdel equipo se alcanzará el máximo potencial de la hidráulica.
  • 213. Cuadro 6. Comparación de motores hidráulicos. Pistones Pistones radiales axiales Engranajes Georotor Volumen Volumen Volumen Volumen Paletas constante variable constante variable Costo inicial promedio 3.19 2.92 3.06 6.71 11.66 6.24 9.24 ($us.por HP) Mantenimiento promedio($Us 0.39 0.37 0.34 0.25 0.39 0.19 0.23 por año por HP)Razón promedio de peso 0.9 0.8 1.0 1.6 5.3 1.4 3.2potencia (Lb/HP)Rango de presión promedio 100- 100- 100- 100- 100- 100- 100- (Psi) 2000 1000 2500 3000 3000 5000 5000Rango de velocidad (R.P.M) 100-3000 200-5000 10-3000 10-2000 10-2000 10-3000 10-3000 Torque producido (% 80-85 70-95 85-95 90 90-95 90-95 90-95 teórico) Eficiencia de arranque (% 70-80 50-60 75-90 80-90 80-90 85-95 85-95 teórico)Torque de sobrecarga max 110-120 110-120 120-140 120-140 120-140 120-140 120-140(% del arranque) Eficiencia volumétrica % 80-90 70-85 88-94 90-98 90-98 93-98 93-98 Eficiencia total % 60-90 50-80 75-90 80-92 80-92 85-95 85-95 Drenaje establecido (% de 15-20 20-30 5-15 2-8 2-8 2-8 2-8 la razón de flujo máxima) Capacidad para soportar 200-400 200-400 100-300 10-200 10-200 10-200 10-200partículas (nivel de filtración requerido en micrones) Vida estimada a plena 2000- 1000- 3000- 7000- 7000- 7000- 7000-carga (horas basado en los 5000 2000 8000 15000 15000 18000 18000 rodamientos) Vida estimada a carga 5000- 2000- 7000- 15000- 15000- 15000- 15000- (horas basado en los 10000 3000 15000 25000 25000 25000 25000 rodamientos) Reversibilidad Buena Regular Buena Excelente Excelente Excelente Excelent e Capacidad para operar Buena Limitada Buena Excelente Excelente Excelente Excelent como Bomba e Capacidad para operar Regular Limitada Limitada Excelente Excelente Excelente Excelent carga a velocidad e cero Nivel de ruido (SAE db) 62-80 62-70 70-90 70-90 70-90 70-85 70-85 Cuadro 6. Comparación entre motores hidráulicos.En el cuadro 6, se aprecia una comparación entre los diferentes tipos demotores hidráulicos en cuanto a sus principales características.
  • 214. 2.3 CARACTERÍSTICAS NOMINALES DE LOS MOTORESLos motores hidráulicos se clasifican según su desplazamiento (tamaño),capacidad de par, velocidad y limitaciones de la presión máxima.2.3.1 Desplazamiento.Es la cantidad de fluido requerido por el motor para que gire una revolución,corresponde a la capacidad de una cámara multiplicada por la cantidad decámaras que el motor contiene.El desplazamiento de los motores hidráulicos puede ser fijo o variable. Concaudal de entrada y presión de trabajo constante, el motor de desplazamientofijo suministra un par constante a velocidad constante. Bajo las mismascondiciones, el motor de desplazamiento variable proporciona un par variable avelocidad variable.2.3.2 Par (Torque).Se define como un esfuerzo giratorio o de torsión. No se requiere movimientopara tener un par. Es función de la presión del sistema y del desplazamiento delmotor. Los valores del par de un motor se dan generalmente para unadiferencia específica de presiones, o caída de presión a través del mismo.2.3.2.1 Par de arranque con carga.Es el par requerido para conseguir que gire una carga en reposo.2.3.2.2 Par de giro.Puede referirse a la carga del motor o al motor mismo. Cuando se utiliza conreferencia a una carga, indica el par requerido para mantenerla girando.Cuando se refiere al motor, este par indica el par que el motor puede realmenterealizar para mantener una carga girando. El par de giro toma enconsideración el rendimiento del motor y se expresa como un porcentaje del
  • 215. par teórico. El par de giro de los motores corrientes de pistones, paletas yengranajes es aproximadamente un 90% del teórico.2.3.2.3 Par de arranque sin carga.Se refiere a la capacidad de un motor hidráulico. Indica el valor del par que elmotor puede desarrollar para empezar a mover una carga. En algunos casos,este par es mucho menor que el par de giro. Este par de arranque se expresatambién como un porcentaje del par teórico y para los motores corrientes entreel 60 y el 90% del par teórico.2.3.3 Rendimiento mecánico. TrEs la relación entre el par real desarrollado y el par teórico. η = T02.3.4 Par nominal.Es la relación entre el par desarrollado por el motor y la presión suministrada.Es dado por el fabricante, y sirve para seleccionar el tamaño del motorrequerido para hacer un trabajo, o para determinar la presión de trabajo o elpar de salida.2.3.5 Velocidad.La velocidad del motor depende de su desplazamiento y del volumen de fluidoque se le entrega. Su velocidad máxima es la velocidad a una presión deentrada específica que el motor puede mantener durante un tiempo limitado sindañarse. La velocidad mínima es la velocidad de rotación suave, continua y másbaja de su eje. El caudal de drenaje es el conjunto de las fugas a través delmotor, o el fluido que lo atraviesa sin realizar ningún trabajo.2.3.6 Presión.La presión necesaria para el funcionamiento de un motor hidráulico dependedel par y del desplazamiento. Un motor con gran desplazamiento desarrollaráun par determinado con menos presión que un motor con un desplazamientomenor.
  • 216. 2.4 FORMULAS BÁSICASEstas ecuaciones son desarrolladas por la lógica de la maquina.Qm= caudal de entrega QNm= caudal nominal o teóricoQP= caudal de perdidas Nm= revoluciones por minutoCm= desplazamiento o capacidad ∆P= cambio de presiónηvm= eficiencia volumétrica ηmm= eficiencia mecánicaηTm= eficiencia global o total λm= coeficiente de perdidasTr= torque real To= torque teóricoQf= calor disipado Hp= potencia de consumo Figura 196. Parámetros motor hidráulico. Cm × NmQm= < QNm= Cm* Nm; Qm=CmNm+λm∆P λ η Vmηvm= (QNm/ Qm)*100  1 Qp = Cm* Nm*  η − 1   Vm Qp=λm* ∆P λQf= Qp∆P Cm × ∆P J × ∆ωTo = = 2π ∆t Cm × ∆PTr= To * ηmec = × η mec 2π Q m * ∆PHP= * ηT 1714
  • 217. 2.5 CLASIFICACIÓN DE LOS MOTORES2.5.1 Clasificación según la aplicación.Al igual que con las bombas, hay muchas formas de clasificar a los motoreshidráulicos. Frecuentemente son clasificados de acuerdo a su aplicación,obteniéndose tres categorías básicas: • Motores de velocidad elevada y par bajo (HSLT) • Motores de baja velocidad y par elevado (LSHT) • Motores de rotación limitada (generadores de par)2.5.1.1 Motores de velocidad elevada y par bajo (HSLT).En muchas aplicaciones, el motor opera continuamente a relativamente altasr.p.m. Ejemplos de esto son los motores de ventiladores, de generadores y decompresores. Aunque la velocidad es elevada y relativamente constante, lacarga puede ser estable, como en los ventiladores, o muy variable, como en loscompresores o generadores.Los tipos de motores principalmente usados para altas velocidades deoperación, tienen su contraparte directa en la familia de las bombas dedesplazamiento fijo. Aunque algunos detalles de su construcción interna puedenser modificados para favorecer la bidireccionalidad de operación u otrasdemandas de monitoreo especiales, los principios básicos de operación siguensiendo los mismos. Los cuatro tipos primarios de motores de alta velocidad sonpistones en línea, pistones en ángulo, paletas y engranajes.2.5.1.2 Motores de baja velocidad y par elevado (LSHT).En algunas aplicaciones, el motor debe mover cargas relativamente elevadas avelocidades bajas y a un par sensiblemente constante. Un motor instalado enuna grúa es una de tales aplicaciones. Estos motores se utilizan frecuentementepara realizar este tipo de trabajo. Algunos de ellos funcionan suavemente hastauna o dos r.p.m. y son de diseño sencillo con un número mínimo de piezas,completamente fiables y generalmente menos caros que los motores develocidad elevada utilizados con dispositivos de reducción de la velocidad.Idealmente, los motores LSHT deben tener un rendimiento elevado con relacióna sus pares de arranque y funcionamiento, y buenos rendimientos volumétricoy mecánico. Deben arrancar suavemente bajo carga total y suministrar el par
  • 218. total en todo el intervalo de funcionamiento. Estos motores deben presentarpoco o ningún rizado de par a la salida en todo el intervalo de funcionamiento,y la variación de velocidad con relación a la velocidad media, a presiónconstante, debe ser mínima.Los diseños básicos de los motores LSHT incluyen: engranajes internos,paletas, una paleta giratoria, pistones radiales y pistones axiales, en línea y enángulo.2.5.1.3 Motores de rotación limitada.Algunas veces se encuentran en la maquinaria industrial modificaciones de losmotores giratorios cuando se requieren movimientos especiales. Una es elmotor de rotación limitada que no permite una rotación continua en ninguna delas dos direcciones. La versión tipo paleta lleva una paleta móvil que forma doscámaras en un anillo. La presión ejercida contra cada uno de los dos lados de lapaleta hace que ésta gire y haga girar el rotor y el eje de salida. La rotaciónestá limitada a menos de 360º por la anchura del segmento del cuerpo quecontiene los orificios de entrada y salida. Otra versión del motor de rotaciónlimitada es la de tipo pistón que convierte el movimiento de rotación lineal deun cilindro en un movimiento giratorio mediante un brazo de manivela.2.5.2 Clasificación según el tipo constructivo.Otra forma de clasificar a los motores hidráulicos es según los elementosinternos que transforman el caudal a presión en torque y velocidad de rotación.Los principales tipos son: • Motores de engranajes - incluyendo los motores de engranajes externos e internos (georotor u orbital) • Motores de paletas - incluyendo los tipos equilibrados y desequilibrados hidráulicamente, fijos, variables, y de cartucho (funcionamiento elevado) • Motores de pistones - incluyendo motores en línea, en ángulo y radiales (fijos, variables y tipo leva) • Motores de tornillo • Generadores de par - incluyendo los tipos de pistones y de paletas
  • 219. 2.6 MOTORES DE ENGRANAJES Figura 197. Motor de engranajes externos.Los motores de engranajes tienen un diseño simple y compacto, y normalmentevienen en diseños de alta velocidad. La mayoría de los motores de engranajesha sido creada a partir de los diseños de las bombas de engranajes, conmodificaciones en las características internas que permiten la rotación enambas direcciones y una disposición a la conexión de fugas. Este diseño esconveniente para las aplicaciones de trabajo medio.Los motores de engranajes externos están formados por un par de engranajesacoplados encerrados dentro de un cuerpo, como se muestra en la figura 197.Ambos engranajes tienen la misma forma de dientes y son accionados por elfluido bajo presión. Un engranaje está conectado al eje de salida, y el otro esuna rueda libre. Un motor de engranajes desarrolla un par debido a la presiónaplicada sobre la superficie de los dientes de los engranajes. Los dosengranajes están acoplados y giraran conjuntamente, estando solamente unode ellos acoplado al eje de accionamiento. El sentido rotación del motor puedeinvertirse invirtiendo la dirección del caudal. El desplazamiento de un motor deengranajes es fijo y es aproximadamente igual al volumen comprendido entredos dientes multiplicados por el número de dientes.Un motor de engranajes soporta cargas de choque mejor que cualquier otromotor, debido a que su eje esta construido solidario al engranaje en la mayoríade los montajes, a diferencia de los motores de paletas y georotor en el cual eleje es estriado.
  • 220. Figura 198. Desarrollo del par en motor de engranajes.Es evidente que los engranajes no están equilibrados hidráulicamente (verfigura 198). La alta presión a la entrada y la presión a la salida originanelevadas cargas laterales sobre el eje y los engranajes, así como sobre loscojinetes que lo soportan. Es posible equilibrar estos esfuerzos lateralesmediante orificios y pasajes internos, sobre los que se distribuyen las presionescorrespondientes.Las ventajas principales de un motor de engranajes son su sencillez y unatolerancia bastante elevada a la suciedad. Estas ventajas, sin embargo, se vencontrarrestadas por un rendimiento más bajo. Con la tendencia actual haciarendimientos más elevados y equipo de filtración más sofisticado, se tiendeutilizar motores de pistones en muchos equipos de maquinaria de sistemasmóviles.El fluido a presión penetra dentro del cuerpo por un lado en el punto en que losengranajes engranan y los obligan a girar, cuando el fluido a alta presión sigueel camino de menor resistencia alrededor de la periferia del cuerpo. El fluidosale, a baja presión, por el lado opuesto del motor. Obsérvese que el par
  • 221. desarrollado es función del desequilibrio hidráulico de un solo diente delengranaje en un tiempo dado; el otro engranaje y los dientes estánequilibrados hidráulicamente.Las tolerancias muy ajustadas entre los engranajes y el cuerpo ayudan acontrolar las fugas del fluido y aumentan el rendimiento volumétrico. Las placasde apoyo en los lados de los engranajes impiden que éstos se muevanaxialmente y también ayudan a controlar las fugas.Los motores de engranajes se aplican frecuentemente en la hidráulica demóviles y en la técnica agraria para accionar cintas transportadoras,separadores, ventiladores, transportadores sin fin.Los motores hidráulicos pertenecen a los equipos de marcha rápida. Y seemplean en el rango de rotaciones superiores a 500 r.p.m.
  • 222. 2.6.1 Partes principales de un motor de engranajes externos. Figura 199. Motor de engranajes externos con placas para balancear la presión.En la figura 199, se aprecian las partes principales de un motor de engranajesexternos, se pueden apreciar las placas de sello para balancear la presiónlateral, por lo general los engranajes están construidos solidarios al eje poresta razón presentan un mejor comportamiento a las cargas de choque. Estetipo de motor también puede trabajar como bomba, teniendo el cuidado decolocar correspondientemente el puerto de succión y el de descarga.
  • 223. Figura 200. Despiece de motor de engranajes externos.
  • 224. 2.6.2 Curvas características de desempeño en un motor hidráulico. Motor de engranajes externos (dinamic duo) 1900M(cm3.13) 2700 2600 2500 2400 2300 Torque en Lb-Pul 2200 2100 2000 1900 1800 1700 1600 1500 0 250 500 750 1000 1250 1500 1750 2000 2250 2500 2750 3000 3250 3500 velocidad en R.P.M torque de salida (Lb-Pul) Vs velocidad (R.P.M) Figura 201. Curva de desempeño (torque Vs R.P.M.) para un motor hidráulico de engranajes externos tipo Dinamic duo 1900M (Cm3.13 in/rev).
  • 225. Motor de engranajes externos (dinamic Duo) 1900MCm3.13 60 55 50 45 40 flujo de entrada en G.P.M 35 30 25 20 15 10 5 0 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 velocidad de rotación en (R.P.M) flujo de entrada en (g.p.m) Vs Velocidad (R.P.M) Figura 202. Flujo en G.P.M Vs velocidad de rotación para un motor hidráulico de engranajes externos tipo Dinamic duo 1900M (Cm3.13 in/rev).Las anteriores curvas de las figuras 201 y 202, fueron obtenidas con unaceite de viscosidad 150ssu a 100°F (37°C).Debido a que los cojinetes de los motores de pistones están cargados ydependen de la generación de una película hidrodinámica lubricante, por tantohay limitaciones en la operación alrededor o por debajo del 20% del rango develocidad cuando la presión es alta. En algunos diseños de motores deengranajes, se usan rodamientos de agujas en vez de cojinetes dedeslizamiento, para contrarrestar esta limitación.En los motores de engranajes, los cojinetes cargados también limitan las cargaslaterales del impulsor ocasionadas por el uso de poleas, o ruedas dentadas. Losmotores de engranajes, al igual que los de pistones y los de paletas, requierenuna conexión de drenaje en la carcasa para ventear el sello del eje al depósito.
  • 226. Figura 203. Diseño de un motor de engranajes externos con válvula reguladora de caudal y válvula de descarga incorporada tipo 1500K Dinamic duo.Figura 204. Plano esquemático motor serie 1500k Dinamic duo.
  • 227. En las figuras 203 y 204, se muestra el diseño de un motor de engranajesexternos. Con el regulador de caudal se puede variar la velocidad del motor.La velocidad de operación máxima de diseño que se puede conseguir con unmotor de este tipo es de 4000 r.p.m. presión máxima de operación es de 2500PSI el torque 1050 Lb – Pul max. No requiere válvula de seguridad adicional.2.7 MOTOR GEOROTOR2.7.1 Motores de georotor de accionamiento directo. Figura 205. Motores de engranajes planetarios.
  • 228. 2.7.2 Despiece de un motor Georotor Figura 206. Despiece de un motor Georotor.
  • 229. 2.7.3 Funcionamiento de motor georotor de accionamiento directo.Están formados por un conjunto de engranajes internos/externos, y un eje desalida (figura 207). El engranaje interno lleva un diente menos que el externo.La forma de los dientes es tal que todos los dientes de ambos engranajes estánen contacto continuamente. Cuando se introduce fluido a presión dentro delmotor, ambos engranajes giran. La carcasa del motor lleva unos orificiosestáticos de entrada y de salida en forma de riñón. Figura 207. Funcionamiento motor georotor.Los centros de rotación de los dos engranajes están separados por una ciertadistancia denominada excentricidad. El punto central del engranaje internocoincide con el punto central del eje de salida. Como se muestra en la (figura207 A), el fluido a presión entra dentro del motor a través del orificio deentrada. Debido a que el engranaje interno tiene un diente menos que elexterno, se forma una cámara entre los dientes internos 6 y 1, y el alvéoloexterior A. El orificio de entrada esta diseñado de tal forma que cuando el
  • 230. volumen de esta cámara llega a un máximo, se corta el caudal del fluido, conlas puntas 6 y 1 del engranaje interno creando estanqueidad (figura 207 B).Cuando el par de engranajes, interno y externo, continua girando, (figura 207C), se forma una nueva cámara entre los dientes internos 6 y 5, y el alvéoloexterior G. Mientras tanto, la cámara formada entre los dientes internos 6 y 1, yel alvéolo exterior A se ha desplazado alrededor del orificio opuesto de salida,también en forma de riñón, drenando continuamente cuando el volumen de lacámara disminuye. El cambio gradual y constante del volumen de las cámarasdurante el llenado y vaciado suministra un caudal uniforme y suave con unavariación mínima de presión (rizado).Debido al diente extra del engranaje exterior, los dientes del engranaje interiorse mueven por delante del exterior, un diente por revolución. En la (figura207 C), el diente interior 4 está apoyado en el alvéolo exterior E. En el ciclosiguiente, este diente se apoyará en el alvéolo F. Esta acción origina unadiferencia relativa de velocidad entre los dos engranajes.Al invertir el caudal, se origina que el eje de salida del motor gire en direcciónopuesta. En este ejemplo, se utilizan el diente 6 del engranaje interno y el 7 delengranaje externo. Pueden utilizarse otras combinaciones de número dedientes, pero el engranaje externo debe siempre tener un diente más que elinterno. Figura 208. Motor georotor (Eaton Hydraulics).
  • 231. Figura 209. Detalle de un motor georotor (Hydraulics products incorporated) y su respectivo reductor planetario.Este tipo de motor (Ver figura 209), presenta el factor R.V que significarobusto y versátil con una capacidad de torque 15000 lb-pul, presión máximade operación de 3000 psi, capacidad de respuesta en el arranque para cadadirección de rotación, en el instante de reversibilidad bajas velocidades derotación, con un rendimiento mecánico del 88%. En la mayoría de lastransmisiones de alto torque es preferible el uso de un reductor planetario.
  • 232. 2.7.4 Motores hidráulicos según el principio de engranajes planetario con eje central.Los motores hidráulicos de motores tipo M Z. pertenecen a los motores deengranajes planetarios. Se caracterizan por su gran cilindrada y sus pequeñasdimensiones. Ello se alcanza porque por vuelta del eje de accionamiento seproduce un gran número de procesos de desplazamiento. El motor hidráulicorecibe o entrega el fluido hidráulico a través de conexiones de tuberías. Figura 210. Funcionamiento Motor hidráulico de engranajes planetarios tipo MZ (Mannesmann-Rexroth).En el conmutador (2), que esta prensado en la carcasa (1) conduce el fluido através de 2 canales anulares (13) y (16) ranuras longitudinales de la placa demando(10). La placa de mando está unida a través de un dentado con el eje(4). Por lo tanto, el rotor (6) y la placa de mando (10) giran a la mismavelocidad.Ranuras de mando ubicadas radialmente (11) en la placa de mando crea unaunión entre el conmutador (2) y las cámaras de desplazamiento. Estas seforman con la superficie interna de la rueda dentada interior (7). La superficieexterior del rotor (6) y los rodillos internos (8).En el conmutador la mitad de las 16 ranuras longitudinales está unida al ladode alta presión y la otra mitad, al lado de baja presión.Todas las cámaras de desplazamiento que momentáneamente aumentan suvolumen, están unidas a través de la placa de mando con el lado de altapresión. Todas las cámaras contienen disminución momentánea del volumenque se encuentra unido con el lado de baja presión. La presión de estascámaras provoca una fuerza que actúa sobre el rotor y que produce el par de
  • 233. giro. Aquí la rueda dentada interior(7) se apoya sobre los rodillos exteriores(9).Cada vez que se alcanza el volumen mayor o menor de la cámara se conmuta.Por vuelta del eje se producen ocho variaciones de volumen por cámara. Por lotanto, se producen 7*8=56 procesos de desplazamiento. Esto explica lacilindrada relativamente alta por vuelta.El eje saliente central permite instalar frenos de retención o utilizar dosextremos de eje, p. ej. Como accionamiento para trasductor de rotaciones.Válvulas antirectorno internas conducen el aceite de fugas interno hacia el ladode baja presión correspondiente. Si la presión en este sector supera un valordeterminado resulta necesario unir la conexión de fugas con el tanque.2.7.5 Motores de georotor orbital.Muchas aplicaciones requieren sólo de un torque moderado durante la mayorparte de su vida útil. Por otro lado, la operación puede ser intermitente. Serequerirá una capacidad momentánea de alto torque para superar las cargaspicos aleatoriamente encontradas.Los otros motores de baja velocidad son generalmente muy grandes para cubrirestas aplicaciones de trabajo ligero. Los motores de alto torque de pistones ypaletas tienen capacidades de potencia en el rango de 20 HP (15 KW) a 300 HP(225 KW) en algunos modelos. Por el contrario, hay muchas necesidades demotores de baja velocidad que están en el rango de valores inferiores a los 20HP (15 KW). Estas incluyen impulsores de transportadores, mezcladores,impulsores de cepillos, guinches pequeños, máquinas herramientas y muchasotras. Este rango de potencias bajas y trabajo liviano está bien cubierto por losdiseños de motores de georotor orbital.2.7.5.1 Funcionamiento motor georotor orbital.Un motor georotor orbital está formado por un conjunto de engranajesemparejados, un acoplamiento, un eje de salida, y un conmutador o placa dedistribución. El engranaje exterior estacionario lleva un diente más que elengranaje interior rotatorio o rotor. El acoplamiento lleva estrías que engranancon otras estrías en el rotor y el eje, y transmiten el movimiento entre ellos. Elconmutador que gira a la misma velocidad que el engranaje interno,proporciona siempre fluido a presión y un pasaje al tanque mediante áreasadecuadas en los espacios entre los dos engranajes.
  • 234. Como se muestra en la figura 211, el diente 1 del engranaje interno estáalineado exactamente en el alvéolo D del engranaje exterior. El punto y es elcentro del engranaje estacionario, y el punto x es el centro del rotor. Si nohubiese fluido, el rotor podría girar alrededor del alvéolo D en ambasdirecciones. Podría moverse hacía el diente 2 asentado en el alvéolo E oinversamente hacia el diente 6 asentado en el alvéolo J. Figura 211. Funcionamiento motor georotor orbital (Sperry- Vickers).Cuando el fluido a presión fluye en la mitad inferior del volumen comprendidoentre los engranajes interior y exterior, si se suministra un pasaje al tanquepara la mitad superior del volumen entre ambos engranajes, se induce unmomento que hará girar el engranaje interior en el sentido antihorario yempezara a asentar el diente 2 en el alvéolo E. El diente 4, en el instantemostrado en la figura 211 A, hace estanqueidad entre los fluidos de presión yretorno. No obstante, cuando el giro continúa, el lugar del punto x es horario.A medida que cada diente sucesivo del rotor se asienta en su alvéolo, el dientedirectamente opuesto en el rotor hace siempre estanqueidad entre los fluidosde presión y retorno (figura 211 B). El fluido presurizado continúa a obligando
  • 235. al motor a engranar en el sentido horario mientras está girando en elantihorario. Debido al alvéolo extra en el engranaje fijo, la próxima vez que eldiente 1 se asiente, lo hará en el alvéolo J. En este punto, el eje ha girado 1/7de revolución, y el punto x se ha movido 6/7 de su circulo total. Como semuestra en la figura 211 C, el diente 2 encaja en el alvéolo D, y el punto X havuelto a alinearse entre el alvéolo D y el punto Y, indicando que el rotor harealizado una revolución completa en el interior del engranaje exterior. El diente1 se ha movido un ángulo de 60º desde su punto original en la figura 211 A;son necesarios 42 (6x7) uniones de dientes o ciclos del fluido para que el ejecomplete una revolución.El conmutador o placa de distribución, mostrado en la figura 211 D-F, llevapasajes de presión y al tanque para cada diente del rotor. Los pasajes estánespaciados de forma que no permiten que pase el caudal de presión o retorno asu orificio respectivo cuando un diente se asienta en su alvéolo. En todos losdemás instantes, los pasajes están bloqueados o están suministrando fluido apresión o al tanque en la mitad adecuada del motor entre los engranajes. Alinvertir el caudal, se invierte la dirección de rotación del eje del motor. Larelación interna de los engranes, causada por la diferencia en el número delóbulos entre el estator y el rotor, da al diseño su capacidad de multiplicacióndel torque. El movimiento de la ubicación de los dientes se transmite a un ejeimpulsor por medio de una unión universal, la cual tiene ranuras holgadas en lapunta que acomodan el desalineamiento angular. El ensamblaje completo,mostrado en la figura 212, es simple y compacto y muy conveniente para lasaplicaciones de baja potencia y trabajo ligero.Figura 212. Ensamblaje de un motor de georotor orbital (Sperry Vickers).
  • 236. Figura 213. Detalle interior de un motor georotor orbital (Eaton Hydraulics).Nótese en la figura 213 que a diferencia del motor de engranajes se utiliza uneje estriado, el cual presenta buenas características de alto torque 7800lb-pulvelocidades de hasta 575r.p.m, este motor tiene un rendimiento en el arranquede 85% y su eficiencia mecánica de operación es de 90%. El eje de salidaesta especialmente diseñado para soportar altas cargas pero presenta elinconveniente de no soportar cargas de impacto, además este diseño de motorincorpora un sistema de lubricación que llega a todas las superficies enmovimiento.
  • 237. 2.7.5.2 Curvas de desempeño motor georotor orbital.Los motores de georotor orbital hechos por varios fabricantes difieren enmuchos detalles internos, en el desempeño y en la durabilidad. La figura 214,puede ser considerada como en el rango superior de las capacidades de estetipo de motores, incluso cuando se usan fluidos más viscosos para minimizar laspérdidas volumétricas. Sin embargo la eficiencia no es usualmente consideradacomo crítica en equipos operando a bajas potencias. La atención es másfrecuentemente colocada en la simplicidad de la instalación, la flexibilidad de laoperación u otras características utilitarias. En cada uno de estos aspectos, losmotores de georotor orbital tienen ventajas definitivas. Figura 214. Desempeño de un motor de georotor orbital.2.7.5.3 Motores de georotor orbital de dos velocidades.Una extensión adicional de la utilidad de los motores de georotor orbital esofrecida por las versiones de dos velocidades. Su construcción básica es similara la usada en los diseños sencillos, pero el mecanismo de distribución de lapresión esta dispuesto de tal forma que la presión del fluido puede ser aplicadaindividualmente y selectivamente a los espacios entre el rotor y el estator.La figura 215, muestra un rotor de ocho lóbulos con un estator de nuevelóbulos. Los puntos de contacto entre las dos partes forman nueve espaciosindividuales, los cuales están numerados en la figura. Para torque máximo, laalta presión del aceite es alimentada a las cámaras 1, 2, 3 y 4. Esto provee undesplazamiento máximo del motor y el máximo esfuerzo de giro. A medida que
  • 238. el rotor órbita dentro del estator, las presiones se aplican sucesivamente a losespacios 2, 3, 4 y 5, y luego al 3, 4, 5 y 6, y así sucesivamente. Figura 215. Motor de georotor orbital de dos velocidades.Cuando se desea una alta velocidad con un torque reducido, la presión puedeser confinada a las cámaras 1,2 y 4. Esto ocasiona una reducción deldesplazamiento y del torque a dos terceras partes del valor original, mientrasque la velocidad de salida incrementa en un 50% para el mismo flujo. Denuevo, a medida que el rotor órbita, la presurización se desplaza a los espacios2, 3 y 5, y así sucesivamente. La rotación opuesta es posible cambiando lospuertos.2.7.6 Motores hidráulicos según el principio de engranajes planetarios cardánico.En este principio el par de giro no se conduce a través de la rueda dentada sinoa través de un eje cardán interno (1) desde el rotor (2) hacia el eje saliente (3)
  • 239. Figura 216. Motor hidráulico según el principio de eje cardánico (Mannesmann-Rexroth).El fluido hidráulico conducido hacia el motor hidráulico se reparte a través deranuras (4) en el eje saliente y se conduce a través de taladrados en la carcasahacia las cámaras de desplazamiento. Del mismo modo también se descarga elfluido. Cilindrada entre 10 hasta 1000 Cm3, presión máxima de servicio 250bar, rango de rotación desde 5 hasta 1000 r.p.m.2.8 MOTORES DE PALETASEn un motor de paletas, el par se desarrolla por la presión que actúa sobre lassuperficies expuestas de las paletas rectangulares las cuales entran y salen deunas ranuras practicadas en un rotor, acoplado al eje de accionamiento. Amedida que el rotor gira, las paletas de un anillo forman cámaras cerradas quearrastran el fluido, desde la entrada hasta la salida. En el diseño equilibradohidráulicamente, la presión, aplicada en cualquiera de los dos orificios, se dirigea las dos cámaras interconectadas a 180º una de otra. Las cargas laterales quese producen son opuestas y se neutralizan mutuamente. La mayoría de losmotores de paletas utilizados en los sistemas industriales son de diseñoequilibrado hidráulicamente.
  • 240. Figura 217. Detalle de los muelles que empujan las paletas (Sperry-Vickers).En los primeros motores de paletas de la casa Vickers, las paletas estánempujadas por muelles contra el anillo guía para asegurar el contacto antes deque la presión sea aplicada, (ver figura 217).El cartucho formado por anillo, rotor, paletas y placas laterales es desmontabley puede ser substituido como una mitad completa. De hecho, cartuchospreviamente montados y comprobados están disponibles para recambio en ellugar de trabajo.Pueden realizarse varias modificaciones de diseño en estos motores. En lafigura 218 puede verse un diseño de un motor unidireccional o no reversible.Una válvula antirretorno en el orificio de entrada asegura una presión suficientepara extender las paletas, eliminando la necesidad de balancines, válvulasselectoras o una fuente externa de presión. Una aplicación podría ser unventilador o dispositivo similar que gire en una sola dirección.
  • 241. Figura 218. Estructura de un motor unidireccional de paletas (Sperry-Vickers).Figura 219. Estructura de un motor unidireccional de paletas (Sperry Vickers).
  • 242. 2.8.1 Motores de paletas balanceadas de alta velocidad. Figura 220. Construcción de un motor de paletas de alto rendimiento (Sperry-Vickers).
  • 243. 2.8.1.1 Funcionamiento de un motor de paletas de alto rendimiento. Figura 221. Funcionamiento de un motor de paletas de alto rendimiento (Sperry-Vickers).Las características fundamentales de los motores de paletas balanceados son sutamaño compacto, su construcción simple y la ausencia de cargas en loscojinetes del eje, las cuales les dan alta confiabilidad.Estos motores también son reversibles, y las dos placas laterales funcionanalternativamente como placas de presión (ver Figura 222), según ladirección del caudal.El motor de paletas balanceado tiene un amplio uso en las aplicacionesindustriales y móviles que requieren un motor para propósitos generales detrabajo mediano. Además, la disposición del mecanismo de bombeo encartuchos le agrega utilidad.
  • 244. Figura 222. Las dos placas laterales son placas de presión en estos motores de alto rendimiento.
  • 245. 2.8.1.2 Eficiencia.La eficiencia de los motores de paletas de alta velocidad es muy favorablecuando son usados en su nivel de potencia óptimo. La figura 223, muestra elcomportamiento típico del desempeño, donde se aprecia que la eficiencia tiendea su máximo cerca de los valores nominales de velocidad y presión. El diseñode motor balanceado, debido a que no produce cargas en los cojinetes, escapaz de operar continuamente en las condiciones nominales completas, congran confiabilidad. Figura 223. Eficiencia de un motor de paletas balanceado de alta velocidad.La operación a bajas velocidades es favorable debido a las altas pérdidasvolumétricas, en comparación con los motores de pistones. Igualmente no sonrecomendables las altas temperaturas, donde la viscosidad disminuye y lasfugas aumentan. A pesar de estas limitaciones técnicas, los motores de paletasbalanceados son una excelente elección para muchas aplicaciones querequieren operaciones confiables con buenas eficiencias cerca de los límitesnominales.2.8.1.3 Características operativas.Los motores de paletas balanceados de alta velocidad tienen capacidades defrenado a velocidades altas y moderadas. Sin embargo, las relativamente bajas
  • 246. eficiencias volumétricas, imponen algunas limitaciones en las capacidades defrenado a bajas velocidades.La habilidad de acelerar desde cero r.p.m. bajo carga, es muy buena. Ladurabilidad no es afectada por la operación continua a bajas velocidades concarga. Una alta inercia de la carga junto con demandas moderadas y uniformesde torque, facilitan la operación con caudal parejo a bajas velocidades.La presencia de cojinetes antifricción al final del eje permite una buenacapacidad de carga lateral por engranajes, poleas o ruedas dentadas.Los motores de paletas, tal como los motores de pistones, requieren unaconexión de drenaje en la carcasa para ventear el área del sello del eje aldepósito.2.8.2 Motor de paletas de par elevado tipo MHT.Otro diseño de motor de paletas equilibrado hidráulicamente es el de la serieM.H.T., de par elevado y velocidad baja figura 224, esta serie está disponibleen varios tamaños, y uno de ellos funciona desde su 5 a 150 r.p.m., con un parmáximo de 620Kg-m., una versión doble origina un par de 1240 Kg-m. Estemotor es aplicable en transportadores pesados mesas giratorias, unidades devolqué, cabrestantes y otras aplicaciones en las que su elevada capacidad parpuede ser ventajosa.
  • 247. Figura 224. Motor de paletas de par elevado.
  • 248. 2.8.3 Motores de paletas de lóbulos múltiples de alto torque y baja velocidad.Un cuarto tipo de motor de alto torque y baja velocidad, muy diferente de losantes mostrados, tanto en diseño como en aplicación, el de paletas de lóbulosmúltiples. Como se muestra en la figura 225, el diseño emplea un anillo decuatro lóbulos, permitiendo que cuatro paletas sean presurizadassimultáneamente. Las fuerzas de presión en el rotor están en completo balance. Figura 225. Motor de paletas de lóbulos múltiples.La forma compacta del ensamblaje del rotor y el anillo permite que estosmódulos internos sean apilados entre las dos tapas laterales que llevan lospuertos hidráulicos. Un ensamblaje de este tipo se muestra en la figura 226.El cual consiste en cuatro rotores y anillos, cada uno con una capacidad detorque de salida de 6,700 Nm (5,000 lb-pie) a 2,000 psi (140 bares) de presiónde entrada. Por tanto, la capacidad de torque es de 27,120 Nm (20,000 lb-pie).
  • 249. Figura 226. Ensamblaje de motor de paletas múltiples.El desempeño típico de los motores de paletas de alto torque y baja velocidadse muestra en la figura 227. La eficiencia es menor que en las unidades depistones debido a las mayores pérdidas volumétricas, y puede ser mejorada conel uso de fluidos de viscosidad mayor.Figura 227. Desempeño de un motor de paletas de alto torque y baja velocidad.Una característica interesante de estos diseños es que las paletas pueden serpresurizadas independientemente en pares opuestos, puede presurizarse sóloun par, disminuyendo el desplazamiento y el torque he incrementando la
  • 250. velocidad para el mismo caudal y presión de entrada. Dado que las paletasopuestas son presurizadas simultáneamente, las cargas hidráulicas radiales enel rotor se mantienen balanceadas, sin producir fuerzas laterales.2.9 MOTORES DE PISTONESExiste una amplia variedad de diseños de motores de pistones actualmente.Las demandas de cada aplicación industrial determinan la selección correcta deestos motores. Se tienen los motores de pistones en línea, de pistones radialesy de pistones en ángulo.Los motores de pistones son probablemente los más eficientes, y normalmenteson capaces de suministrar presiones y velocidades elevadas. En particular, seutilizan para aplicaciones aerospaciales debido a su elevada relaciónpotencia/peso. Los motores de pistones en línea, gracias a su construcciónsencilla y por consiguiente bajo precio, encuentran muchas aplicaciones enmáquinas herramientas y equipo móvil.2.9.1 Motores de pistones radiales. Figura 228. Motor de pistones radiales.
  • 251. Una creciente y popular fuente de salidas de alto torque y baja velocidad seencuentra en los diversos diseños de motores de pistones radiales. Éstos vienendiseñados para una operación de alta eficiencia y no tienen contraparte en lasbombas. Son simples de instalar y de operar, y no requieren ningún tipo demantenimiento especial, dado que todas las parte sé autolubrican con el medioaceite movilizado. Todos los diseños son capaces de frenar cargas a muy bajasr.p.m. Tienen una operación particularmente suave, y la vida útil bajocondiciones de operación constante, es excelente. Los cuatro diseños cubiertosa continuación tipifican cuatro formas bien pensadas de alcanzar altos torques ybajas velocidades. Cada uno tiene características interesantes y es capaz deofrecer un servicio eficiente y durable.2.9.1.1 Motores radiales de pistones/cigüeñal con pistones apoyados en cojinetes.El diseño ilustrado en la figura 229, es un diseño de siete pistones con lospatines cilíndricos de los pistones soportados directamente sobre la superficieexterna del cojinete antifricción. Figura 229. Motor radial de pistones/cigüeñal con pistones apoyados en el cojinete.El movimiento relativo entre los patines de los pistones y el cigüeñal estransmitido por el rodamiento, reduciendo la fricción rotacional y previniendo eldesgaste de los patines, como se aprecia en la figura 230.
  • 252. Figura 230. Descripción del movimiento de un motor de pistones radiales.El cigüeñal es soportado por cojinetes antifricción de trabajo pesado. Aunqueestán cargados por las fuerzas de los pistones, hay una capacidad de excesopara soportar cargas laterales del eje.El desempeño típico de este tipo de motores es ilustrado en la figura 231.Este tipo de motores requiere de una conexión de drenaje en la carcaza, paraconducir las fugas y prevenir una presión excesiva contra los sellos del eje.
  • 253. Figura 231. Desempeño de un motor radial de pistones/cigüeñal con pistones apoyados en cojinetes.2.9.1.2 Motores radiales de pistones cigüeñal con pistones apoyados hidrostáticamente.La figura 232, muestra un diseño de cinco pistones radiales. Los pistones sontelescópicos y cada uno está apoyado hidrostáticamente. Estos pistones seapoyan contra una superficie esférica en el cigüeñal.Figura 232. Motor radial de pistones/cigüeñal con pistones apoyados hidrostáticamente.
  • 254. El cigüeñal es apoyado en cojinetes de trabajo pesado, que además puedensoportar cargas laterales del eje.La figura 233, muestra la eficiencia de un motor de este tipo. Al igual que conotros tipos de motores, también requieren de una conexión de drenaje en lacarcaza, para conducir las fugas y prevenir una presión excesiva contra lossellos del eje. Figura 233. Desempeño de un motor radial de pistones/cigüeñal con pistones apoyados hidrostáticamente.2.9.1.3 Motores radiales de pistones guía.Como se muestra en la figura 234, el diseño típico consiste de seis pistonesradiales que se deslizan dentro de un anillo guía de cuatro lóbulos. Los pistonesestán presurizados en pares opuestos de forma que no se tienen cargas sobreel rotor. Esto deja que la capacidad completa de los cojinetes del rotor seautilizada para soportar cargas laterales del eje. La capacidad del motor y laconstrucción de la carcaza permiten que sean montados directamente sobre eleje de las llantas en una aplicación móvil.
  • 255. Figura 234. Motor radial de pistones/guía.El fluido es transportado a través de una válvula central de bajas fugas, lo quele da excelentes características a baja velocidad y para sostenimiento enguinches. Esto además garantiza el frenado contra de cargas desbocadas. Laoperación es extremadamente suave debido al diseño del anillo, el cual da uncaudal uniforme a través de los 360º de rotación. Los pistones pueden serretraídos, aplicando una ligera presión en la carcasa y permitiendo una rotaciónlibre.La forma constructiva de este motor origina un diseño compacto y ligero, comose muestra en la figura 235. Figura 235. Construcción de un motor radial de pistones/guía.Con la combinación de las altas eficiencia volumétricas y bajas pérdidasrotacionales, se tienen altas eficiencias globales que son uniformes sobre unagran parte del rango de operación, como se muestra en la figura 236.
  • 256. Figura 236. Desempeño de un motor radial de pistones/guía.Este motor, como las otras unidades de pistones, requiere de una conexión dedrenaje en la carcasa. La presión de la carcasa debe mantenerse por debajo dela presión de salida del motor, a menos que se quiera retraer los pistones paraoperación libre.
  • 257. 2.9.1.4 Motores de pistones radiales según el principio de carrera múltiple. Figura 237. Motor de pistones radiales tipo MCR (Volvo- Hydraulics).2.9.1.5 Principio de funcionamiento de un Motor de pistones radiales tipo MCR.El este tipo constructivo los pistones (3) dispuestos radialmente se apoyan através de rodillos (8) sobre la curva de carrera (4). El fluido hidráulico llega a lacámara del cilindro a través de taladrados axiales en el mando (5). Cada pistónes cargado o descargado con fluido hidráulico por vuelta del eje tantas vecescomo la cantidad de levas existentes en la curva de carrera. El par de giro quese produce como consecuencia de la forma curva del estator es transmitido através de un dentado (6) desde el grupo rotor/pistón (3) al eje saliente(7).En la carcasa (1) se ha integrado un rodamiento de rodillos cónicos que puedeabsorber elevadas fuerzas axiales y radiales. En la carcasa de mando(2), através de un arrastre, se puede montar un freno de discos(9).Si en la cámara anular (10) el valor de la presión de aflojamiento de los frenosresulta inferior a un valor determinado, el resorte de disco (11) comprime elpaquete de discos (12). El freno ha sido accionado.
  • 258. Si la presión de aflojamiento supera el valor necesario, entonces el pistón defrenado (13) es desplazado contra el resorte de disco. El paquete de láminasqueda descargado y el freno aflojado. Figura 238. Funcionamiento de un motor de pistones radiales tipo MCR (Mannesmann-Rexroth).2.9.1.6 Marcha libre para un motor de pistones radiales tipo MCR.Si ambas conexiones A y B se unen sin presión y simultáneamente a través dela conexión L se carga la carcasa con una presión de 2 bar, los pistones sonempujados dentro del grupo rotor/pistones. Los rodillos ya no apoyan sobre lacurva de carrera y el extremo del eje se puede girar libremente.2.9.1.7 Conmutación a media cilindrada.En algunas versiones de los motores de pistones radiales se puede reducir lacilindrada a la mitad. Para ello, a través de una válvula en el mando, en lacarrera de trabajo solo se alimenta la mitad de los pistones con fluidohidráulico. Los pistones restantes están unidos a la parte de descarga delmotor. El motor marcha con doble velocidad de Rotación pero con medio par degiro.
  • 259. Figura 239. Izquierda, no conmutado, 100% velocidad de rotación de 100% par de giro; derecha, conmutado, 200% velocidad de rotación de 50% par de giro (Mannesmann- Rexroth).Magnitudes características importantes,cilindrada 200 hasta 8000 cm3, presión de servicio max hasta 450 barpar de giro max 45000Nm (400000 Lb-pul)
  • 260. 2.9.1.8 Motores de pistones radiales (carrera única con apoyo interno de los pistones). Figura 240. Motores de pistones radiales tipo MR (Mannesmann-Rexroth).Los cilindros y los pistones están dispuestos en forma de estrella alrededor deleje excéntrico central. De acuerdo con la posición del eje excéntrico de los 5 o10 pistones 2 o 3 (6) están unidos con la alimentación la del lado presión y lospistones restantes con la descarga de lado tanque a través del mando (1) sealimentan las cámaras de los cilindros con fluido hidráulico. El mando secompone de placa de mando está firmemente unida con la carcasa mediantepasadores, la válvula de distribución gira con igual velocidad de rotación que eleje excéntrico. Los taladrados en la válvula distribuidora crean una unión conla placa de mando y con las cámaras de los pistones. Figura 241. Motor de pistones radiales tipo MR (Mannesmann- Rexroth).
  • 261. La transmisión de fuerzas del pistón al eje excéntrico puede realizarse de variasmaneras.En la versión según figura 242, los pistones conducen en la carcasa y apoyansobre anillos especialmente formados sobre el eje excéntrico.Durante el movimiento rotatorio del eje se produce un movimiento relativoentre el pistón y anillo. Para reducir la fricción de la superficie de apoyo delembolo en el anillo que está descargada hidrostáticamente.Figura 242. Corte transversal y frontal de un motor de pistones radiales tipo MR (Mannesmann-Rexroth).
  • 262. En otra versión (Ver figura 243), la presión de servicio actúa sobre el ejeexcéntrico. Los pistones y cilindros se apoyan sobre superficies esféricas ysiguen libres de fuerzas transversales al eje excéntrico. Las superficies decontacto en la excéntrica y en la carcasa están prácticamente descargadashidrostáticamente, de modo que la fricción resulta mínima. Esta construcciónpermite un elevado rendimiento, una buena conducta en marcha lenta. Figura 243. Motor de pistones radiales tipo MR 102 (Mannesmann-Rexroth).Magnitudes características importantes:Cilindrada 10 hasta 8500 Cm3, presión máx = hasta 300 bar, par de giro máx=32000Nm.
  • 263. 2.9.1.9 Motores de pistones radiales con cilindrada variable.Figura 244. Motor de pistones radiales tipo MRV (Mannesmann- Rexroth).La diferencia con respecto a los motores hidráulicos con cilindrada constante esel eje excéntrico.
  • 264. 2.9.1.10 Despiece de un motor de pistones radiales de desplazamiento variable.Figura 245. Partes principales de un motor de pistones radiales de desplazamiento variable (Sperry-Vickers).
  • 265. 2.9.1.11 Principio de funcionamiento de un motor de pistones variable.La diferencia con respecto a los motores hidráulicos con cilindrada constante esel eje excéntrico. Se compone de dos ejes (1 y 2) y de la excéntrica móvil (3).A través de las conexiones de mando (4) se cargan de presión las cámaras delpistón en la excéntrica (5 y 6). Si en las cámaras del pistón (6) actúa lapresión superior, la excéntrica se desplaza hacía el sentido de menorexcentricidad. Si en la cámara (5) actúa una presión mayor que en la cámara(6), entonces la excéntrica se desplazará en sentido de mayor excentricidad.De este modo se puede conmutar la cilindrada del motor hidráulico entre unvalor mínimo y un valor máximo, fijado mediante topes mecánicos.Para el ajuste continuo de la cilindrada resulta necesario regular la posición dela excéntrica. como valor comparativo para la excentricidad se toma lamagnitud de el movimiento pendular del pistón. el captador de carrera (3)suministra una señal (valor real), la cual es comparada con el valor nominal. silos valores real y nominal no coinciden, a través una válvula reguladora y de lasconexiones (4) según si la desviación es positiva o negativa se carga de presiónla cámara del pistón (5) o (6), variándose con ello la excentricidad en el sentidodeseado. Junto con captadores de velocidad de rotación se puede emplearmotores de pistones radiales con cilindrada variable para accionamientos encircuitos de regulación de lazo cerrado.Figura 246. Principio de funcionamiento del motor de pistonesradiales de desplazamiento variable (Mannesmann-Rexroth).
  • 266. Figura 247. Diferencias en la excentricidad de un motor de pistones radiales de desplazamiento variable tipo MRV (Mannesmann-Rexroth).Figura 248. Captador de carrera suministra una señal real (Mannesmann-Rexroth).
  • 267. Figura 249. Corte en sección de Motor hidráulico de pistones de desplazamiento variable (rotatory power).Avanzado diseño simplicidad, y rentabilidad todo en compacto tamaño lascaracterísticas generales que presenta este motor son: baja velocidad, altotorque. También puede funcionar como rueda libre,Alta eficiencia mecánica hasta un 98% con una condición de presión entre los5000Psi y los 7000 Psi.Capacidad de operación con todo tipo de fluidos hidráulicos.Otras características generales: cilindrada entre 200 hasta 5500cm3Torque 22000Nm ≈195000 lb-in.
  • 268. 2.9.2 Motores de pistones axiales.Los motores de pistones en línea ofrecen una combinación favorable de altaeficiencia, robustez y relativa simplicidad. Generalmente son de alta velocidad.Los motores de pistones generan un par, mediante la presión que se ejercesobre los extremos de los pistones que se mueven alternativamente en elbarrilete. En el diseño en línea (figura 250), el eje de accionamiento del motory el bloque de cilindros o barrilete tiene el mismo eje de rotación. La presión enlos extremos de los pistones, actuando contra una placa inclinada, origina unarotación del barrilete y del eje. El par es proporcional al área de los pistones ydepende del ángulo de inclinación de la placa.2.9.2.1 Funcionamiento del motor hidráulico de pistones axiales. Figura 250. Funcionamiento del motor de pistones en línea (Sperry-Vickers).
  • 269. Estos motores pueden ser de desplazamiento fijo (figuras 251), o variables(figura 252). El mecanismo usado para permitir la variación deldesplazamiento (un bloque basculante) es una contraparte directa delmecanismo usado en las bombas de desplazamiento variable.El funcionamiento como motor es la inversión del funcionamiento como bomba.En este caso el fluido hidráulico es conducido del hidrosistema al motorhidráulico. Por la placa de conexión el flujo llega a través de las ranuras demando a los agujeros del cilindro. Opuestos a las ranuras de mando en formadel riñón del lado de presión se encuentran cuatro o cinco agujeros del cilindro.En la otra ranura de mando son entonces los restantes agujeros del cilindro losque están unidos con el lado de retorno o también se encuentran parcialmentecerrados por la brida de unión entre las nervaduras de mando. Por carga sobreel pistón este se desliza por la placa inclinada hacia abajo, arrastrando consigoel cilindro por el cual es guiado. El cilindro con los nueve pistones gira con eleje motor y los pistones recorren una carrera. La presión hidráulica produce elpar de giro en el cilindro y, con ello, la rotación del eje motor. El caudal quellega determina la velocidad de rotación saliente. Figura 251. Motor de pistones axiales de desplazamiento fijo (Sperry-Vickers).
  • 270. Figura 252. Motor de desplazamiento variable con compensador de presión tipo (lucas Hydraulics).En el motor de desplazamiento variable, la placa inclinada está montada en unbloque oscilante, y el ángulo puede modificarse de varias formas, que vandesde una simple palanca o volante hasta sofisticados servocontroles. Como semuestra en la figura 253, al aumentar el ángulo de la placa inclinada seaumenta el par del motor pero se reduce la velocidad de rotación del eje.Inversamente, al reducir el ángulo, el par disminuye pero se aumenta lavelocidad del eje. Esto permite que los motores de desplazamiento variablemuevan grandes cargas a bajas velocidades, mientras se mantiene la capacidadde tener altas velocidades cuando la carga sea ligera. Se disponengeneralmente topes de ángulo mínimo para que el par y la velocidadpermanezcan dentro de límites operativos.Figura 253. El desplazamiento del motor varía con el ángulo de la placa inclinada.
  • 271. La alta eficiencia de los motores de pistones en línea y su adaptabilidad a lossistemas de alta presión, hacen que sean muy populares en los sistemasmóviles e industriales. Además, la capacidad de desplazamiento variable loshace particularmente deseables para máquinas industriales que requieranoperar rápidamente en recorridos con baja carga para después hacerlo a bajavelocidad con cargas grandes. Un ejemplo de aplicación comparable paraequipos móviles es en los motores de las ruedas. Se necesita una altacapacidad de torque, a bajas velocidades, para operar en terrenos difíciles, yuna alta velocidad con menos carga en vías pavimentadas.2.9.2.2 Fuerzas del grupo motor de pistones axiales. Figura 254. Descomposición de fuerzas de la placa inclinada del motor.La descomposición de las fuerzas se produce en la placa inclinada en lospatines y en el cilindro. Los patines del pistón están apoyadoshidrostáticamente, garantizando una elevada vida útil de los grupos motores.
  • 272. Figura 255. Elementos básicos de un grupo motor de placa inclinada.Como se ha explicado en la descripción del funcionamiento, aquí el pistón estácargado por el fluido hidráulico proveniente de la bomba y apretado contra elplano inclinado. Figura 256. Descomposición de las fuerzas del pistón.La descomposición de fuerzas en el punto de apoyo (cojinete de deslizamiento)con el plano inclinado produce una componente de fuerza de soporte y otra defuerza de par de giro (FN resp. FT) el pistón se desliza hacia abajo a lo largo delplano inclinado, realiza una carrera y arrastra consigo el cilindro junto con el ejemotor. Sin embargo, dado que el pistón dentro de su juego de ajuste en el
  • 273. agujero del cilindro puede bascular, en el momento de desprenderse (alarrancar) actúa una mayor resistencia a la fricción (rozamiento de adherencia)que durante la carrera misma (rozamiento de deslizamiento). Esta dobledescomposición de fuerzas es la causa para el rendimientode arranque algo menor de la placa inclinada con respecto a la simpledescomposición de fuerzas en caso del eje inclinado. En la práctica esterendimiento de arranque en el servicio como motor puede resultar importante,careciendo de importancia en el servicio como bomba.2.9.2.3 Control por compensador hidráulico.El compensador hidráulico se utiliza para modificar el desplazamiento del motor,en respuesta a cambios de la carga de trabajo. Un pistón accionado por unmuelle está conectado mecánicamente al bloque basculante y lo mueve enrespuesta a las variaciones de la presión de trabajo. Todo aumento de cargava acompañado por un aumento correspondiente de presión, como resultadode un par adicional necesario el compensador, entonces, ajustaautomáticamente el bloque oscilante de forma que el par aumenta con unacarga más elevada y disminuye cuando la carga es ligera. Igualmente elcompensador regula el desplazamiento para obtener un rendimiento máximo,cualquiera que sea la carga hasta el ajuste de la válvula de seguridad.
  • 274. Figura 257. El compensador ajusta la velocidad a la carga disminuyendo o aumentando el ángulo de la placa.
  • 275. Figura 258. Detalles internos de un motor de pistones axiales (Lucas Hydraulics pumps & motors).Figura 259. Detalles de un motor de pistones axiales (Lucas Hydraulics pumps & motors).
  • 276. Este tipo de motores puede usarse también como bomba, para cada aplicaciónse debe tener en cuenta la posición de los puertos de entrada y salida de fluido,poseen un completo diseño que incluye pistones de servo control, hasta unbloque de válvulas integrado.2.9.2.4 Curvas de eficiencia típica para motores tipo Hydraulics pumps & motors.El patrón de eficiencia típico de un motor pequeño de pistones en línea tipoHydraulics pumps & motors para trabajo mediano, se muestra en la figura260. Se aprecia que la eficiencia global esta por encima del 90% sobre unrango extremadamente amplio de velocidades y presiones. Lo mismo se apreciaen el motor grande de pistones en línea tipo Hydraulics pumps & motors paratrabajo pesado, mostrado en la figura 261. El desempeño óptimo de estaunidad ocurre cerca de la mitad de los rangos tanto de velocidad como depresión, donde el motor normalmente desempeña la mayor parte de suoperación. La variación del desempeño en otras condiciones no mucha.Figura 260. Curva de eficiencia típica de un motor pequeño depistones en línea tipo Hydraulics pumps & motors para trabajo mediano.
  • 277. Figura 261. Curva de eficiencia típica motor grande de pistones en línea tipo Hydraulics pumps & motors para trabajo pesado.2.9.2.5 Características operativas.La alta eficiencia volumétrica de los motores en línea les permite producirvelocidades estables, con un caudal dado, aunque las demandas de torquevaríen. Además tienen excelentes capacidades de frenado. Esta característica esmuy importante cuando se impulsan llantas, guinches y en muchas otrasaplicaciones. Además, la alta eficiencia volumétrica hace que el desempeño delos motores en línea sea poco sensible a los cambios en la viscosidad queocurren con altas temperaturas de operación. La eficiencia permaneceprácticamente constante en un amplio rango de temperaturas. Al igual que lasbombas en línea, los ejes de los motores de pistones en línea están montadosen cojinetes. Esto les da una buena capacidad de soportar cargas lateralesprovenientes de poleas, engranajes o ruedas dentadas conducidas.En las versiones de desplazamiento variable, la carrera de los pistones puedeser variada manualmente o por medio de actuadores hidráulicos, los cualespermiten el control remoto. Las conexiones mecánicas directas pueden serdifíciles de usar en la impulsión de llanta y otras aplicaciones. El controlhidráulico más simple emplea una válvula de dos posiciones, la cual permite dosposiciones del motor, una de desplazamiento máximo y otra de desplazamientoparcial, usualmente del 50% del máximo. Esto permite un cambio 2:1 en eltorque y la velocidad, dependiendo de las demandas de operación.
  • 278. Algunos sistemas emplean tipos más sofisticados de controles para la carreradel motor. Estos controles son sensibles a las condiciones de carga del motor,ajustando la carrera de acuerdo a la presión de entrada al motor; el controlacciona el desplazamiento máximo cuando la carga es alta y disminuye lacarrera para mayor velocidad con cargas menores.Los motores de pistones en línea, al igual que su contraparte en bombas,requieren una conexión de drenaje en la carcasa para llevar las fugas desde lacarcasa del motor al depósito. Una alternativa en aplicaciones unidireccionaleses conectar el drenaje de la carcasa a la línea de salida del motor. Encualquiera de los dos casos se debe tener cuidado en evitar que hayarestricciones en el flujo de drenaje o que haya una presión de retorno, lo cualpodría dañar los sellos del eje.2.9.3 Motores de pistones de carrera múltiple.En este principio constructivo por vuelta del eje cada pistón realiza variascarreras de trabajo. Por ello estos motores tienen grandes cilindradas y, porende, elevados momentos salientes de giro. Figura 262. Principio de motores de carrera múltiple.A través de conexiones de tuberías (1) y el mando (2) se unen ventanas demando (3) con el lado de alimentación y descarga del motor. Según la posiciónmomentánea, las cámaras del cilindro se llenan o se vacían. El pistón apoya através de una bola de un rodillo (7) sobre la Curva de la carrera (8).
  • 279. 2.9.3.1 Descomposición de las fuerzas en el rodillo de un motor de carrera múltiple. Figura 263. Descomposición de las fuerzas en el rodillo de un motor de carreras múltiple.La fuerza FT que es convertida en par de giro depende de la fuerza de FA.(Superficie del pistón x presión de servicio) y que el ángulo de la curva decarrera (α).De acuerdo con el tipo constructivo estos motores el arrastre se realiza através de una carcasa rotatoria; el eje con el mando integrado en lasconexiones de conductos está fijamente unido a la máquina o los cilindros ypistones están unidos con el eje saliente rotatorio. El mando y la curva decarrera están entonces en la carcasa fija del motor, los motores según elprincipio de carga múltiple poseen muy buenas propiedades de marcha lenta yse emplean para múltiples aplicaciones.
  • 280. 2.9.3.2 Motor de pistones axiales según el principio de carrera múltiple con carcasa rotatoria.Este tipo constructivo requiere un espacio de montaje relativamente pequeño.El mando y las conexiones de las tuberías que están integrados en el eje delmotor. Figura 264. Motor de insertable sin carcasa tipo MCA.2.9.3.3 Descripción del funcionamiento.Figura 265. Motor de pistones axiales con carcasa rotatoria tipo MCH.
  • 281. Dos curvas de carrera (4) están fijamente unidas al eje (1). Los gruposrotor/pistón se apoyan axialmente en las curvas de carrera y transmiten el parde giro a la carcasa rotatoria. Los resortes (3) se encargan de que los pistonesen cualquier situación de servicio apoya sobre la Curva de carrera. Si se retiranlos resortes y actúa poca presión en la cámara de la carcasa, en estos motoreses posible una marcha libre. Este tipo de motores, gracias al mínimo espaciode montaje requerido, es conveniente para accionar ruedas o cabrestantes.Magnitudes características importantes cilindrada 200 a 1000cm3 presión deservicio max hasta 250 bar par de giro max 3800Nm.2.9.4 Motor de pistones axiales según el principio de carrera múltiple con eje rotatorio.Figura 266. Motor de pistones axiales tipo MCS (Mannesmann- Rexroth).
  • 282. Figura 267. Detalles internos del motor de pistones axiales tipo MCS (Mannesmann-Rexroth).En estos motores el mando y las conexiones de tuberías (6) se encuentra en lacarcasa (5). Además, la curva de carrera (4) está fijamente unida con lacarcasa (2) mientras que el grupo rotor/pistón (3) está acoplado a través de undentado (7) con el eje de accionamiento (1). Cada pistón realiza variascarreras por vuelta del eje. En este tipo constructivo se puede realizar unsegundo extremo de eje o montar frenos.2.9.5 Motores de pistones en ángulo. Figura 268. Motor de pistones en ángulo o eje quebrado.
  • 283. Figura 269. Sección de un motor de pistones en ángulo o eje quebrado.Los motores de pistones en ángulo, son similares a los de pistones en línea eneficiencia y capacidad. Su construcción, figura 269, es idéntica que la de unabomba de pistones en ángulo. Aunque de alguna forma son más complicadosen su construcción que los motores en línea, son capaces de producir altaseficiencias y pueden ser diseñados para trabajo pesado.A diferencia de la función de la bomba, aquí se conduce aceite de presión através de la entrada. Los pistones realizan una carrera, que es transformada enmovimiento de rotación por la articulación del pistón en la brida motriz. Elcilindro es arrastrado por los pistones y en el eje motor se produce en partegiro saliente. El fluido que sale fluye nuevamente hacia el sistema.
  • 284. 2.9.5.1 Funcionamiento del motor de eje quebrado. Figura 270. Funcionamiento del motor de pistones en ángulo.El funcionamiento como motor es la inversión del funcionamiento como bomba.Aquí el fluido es conducido hacia los agujeros del cilindro por la placa deconexión y a través de una ranura de mando. Sobre las ranura de mando dellado de presión hay tres o cuatro agujeros del cilindro, cuatro o tres del datodel retorno, pudiendo encontrarse un agujero cerrado sobre el punto muerto através de la placa de mando. el par de giro saliente se produce comoconsecuencia de la fuerza que actúa sobre el eje motor, producto de la presióny la superficie del pistón.
  • 285. 2.9.5.2 Unidades variables. Figura 271. Motor variable de pistones en ángulo tipo volvo Hydraulics.La variación del ángulo de basculamiento del eje inclinado se producemecánicamente por medio de un husillo de posicionamiento o hidráulicamentepor medio de un pistón de posicionamiento. Aquí la parte hidráulica del cilindrodel grupo motor sé báscula con la placa de mando y, según el tipo de circuito yla función, se mantiene mecánica o hidráulicamente en posición cero o posicióninicial. Cuando el ángulo aumenta, aumenta la cilindrada y el par de giro; encaso de reducción los valores se reducen correspondientemente. si no hubieraun ángulo de inclinación, la cilindrada sería igual a cero. Comúnmente seemplean valores mecánicos o hidráulicos, que a su vez se comandan o regulanmecánica, hidráulica o eléctricamente. Algunos ejemplos conocidos son:variador por volante manual mando electro-proporcional regulación de presión,esta se realiza mediante el ajuste del resorte por medio del tornillo, regulaciónde potencia.
  • 286. 2.9.5.3 Fuerzas del grupo Motor.La descomposición de fuerza se produce en la brida motriz. Esta conversión depar de giro en fuerzas de pistón en el motor garantiza rendimientos óptimos.Una simple descomposición de fuerzas significa también sólo una vez unapérdida de rendimiento. Figura 272. Descomposición de las fuerzas en la brida motriz. Figura 273. Descomposición de fuerzas en la placa de mando con superficie esférica.
  • 287. En la observación de los pares de giro se ha recortado un segmento del grupomotor hidráulico y se ha representado simplificado en estado puramenteestático con unángulo de basculamiento 0. En la práctica, con el grupo motor basculado, seproducen procesos de carga dinámica, dado que constantemente actúa altapresión sobre tres o cuatro superficies de pistones.2.9.5.4 Motor variable de eje inclinado para circuito abierto y cerrado. Figura 274. Motor variable tipo A6VM Mannesmann Rexroth.• Gracias a este tipo de motor variable se dispone de un mayor rango de regulaciones en reductores hidrostáticos.• Cumple con las exigencias de elevada velocidad de rotación y elevado par de giro.• Reducción de costos por ahorro de reductores o por la posibilidad de emplear motores más pequeños.• Reducido peso por unidad de potencia.• Buena conducta de arranque.• Diversos dispositivos de regulación y de variación• Basculamiento unilateral• Presión max 450bar• Torque max 40.000lb-pul.
  • 288. Figura 275. Izq. Motor variable para dos sentidos de caudal, der. Motor variable para un sentido de caudal. Figura 276. Cuadro comparativo entre un motor constante y uno variable.La figura 276, presenta un cuadro comparativo de dos tipos de motores paracircuito abierto o cerrado, utilizados en equipos de desplazamiento de tierras,este tipo de motores pertenece a la casa Mannesmann-Rexroth.
  • 289. Figura 277. Motor para trabajo pesado tipo VM (Volvo Hydraulics).La figura 277, muestra el patrón de eficiencia de un motor de pistones enángulo tipo VM (Volvo Hydraulics) para trabajo pesado. Debido a su graneficiencia volumétrica, como en los motores en línea, la alta eficiencia global semantiene en un amplio rango de presiones y velocidades. Este patrón deeficiencia es típico de los diseños en ángulo, sobre un amplio rango dedesplazamientos.
  • 290. Figura 278. Patrón de eficiencia de un motor de pistones en ángulo tipo VM (Volvo Hydraulics) para trabajo pesado.Las características operativas son similares a las de los diseños en línea: • La alta eficiencia volumétrica produce velocidades constantes, para un caudal dado, aunque las demandas de torque varíen. • Las capacidades de frenado son excelentes. • Los cojinetes del eje tienen buena capacidad para soportar cargas laterales de engranajes, poleas o ruedas dentadas.
  • 291. Figura 279. Motor típico de pistones en ángulo de desplazamiento variable (Sperry-Vickers).La figura 279, muestra un diseño antiguo de motor de eje quebrado de lacasa Sperry-Vickers, El control de mando sirve para variar la posición de laplaca y de esta forma variar el caudal, por consiguiente se variará lasrevoluciones de salida en el motor.
  • 292. 3. HIDROTRANSMISIONES3.1 GENERALIDADES Figura 280. Conjunto bomba motor en una transmisión hidrostática.La función primordial de una transmisión hidrostática (HST) es recibir potenciarotativa desde un motor (usualmente un motor de combustión interna enequipos móviles y eléctrico en equipos estacionarios) que tiene su propio
  • 293. conjunto de características y posteriormente trasmitir esa energía a una cargaque también tiene sus características particulares. En el proceso, lashidrotransmisiones (HST) generalmente deben regular velocidad, torque,potencia o, en algunos casos, dirección de rotación lo que en el diseñomecánico se acostumbra a hacer con reductores, poleas o cadenas.Dependiendo de su configuración, las transmisiones hidrostática puedenconducir una carga a máxima velocidad en una dirección y luego en la direcciónopuesta, también a la máxima velocidad, con infinitas variaciones de velocidadentre los dos máximos, todo esto con el motor primario operando con velocidadconstante.El principio de operación de las transmisiones hidrostática es simple: unabomba, conectada con el motor primario, genera flujo para conducir un motoroleohidráulico, el cual está conectado a la carga. Si el desplazamiento de labomba y el motor son fijos, la transmisión hidrostática actúa como una caja decambios para transmitir potencia desde el motor primario hasta la carga. Sinembargo, la inmensa mayoría de las transmisiones hidrostáticas usan unabomba de desplazamiento variable, motor, o ambos de modo que la velocidad,torque o potencia pueden ser regulados. Las transmisiones hidrostáticasofrecen muchas ventajas importantes sobre otras formas de transmisión depotencia. Dependiendo de su configuración una HST• Transmiten gran potencia por pulgada cúbica de desplazamiento con baja inercia.• Operan eficientemente sobre un amplio rango de relaciones torque - velocidad• Mantiene velocidad controlada (aún en reversa) sin importar la carga, sin límites de diseño• Mantienen la velocidad seleccionada aún con cargas acelerativas o de frenado• Pueden transmitir potencia desde un motor primario hacia múltiples locaciones, aún si la posición orientación cambian.• Pueden permanecer detenidas sin daño alguno bajo carga plena• Mantienen constantes las bajas velocidades• Proporcionan una respuesta más rápida que las transmisiones mecánicas o electromecánicas de tamaño similar• Pueden proporcionar frenado dinámico• Protección contra sobrecargas.Se usan dos tipos de transmisiones hidrostáticas: integrales y no integrales.La disposición no integral es la más común, porque la potencia puedetransmitirse a una o varias cargas en áreas a las cuales de otra manera seríadifícil acceder. En esta técnica, la bomba está acoplada al motor primario, elmotor oleohidráulico está acoplado a la carga, y ambos están conectados através de una tubería, o mangueras, como se muestra en la figura 281.
  • 294. Figura 281.Disposición No integral de Hidrotransmisión.La figura 281, presenta una transmisión hidrostática de bomba variablecompensada por presión y un motor fijo cuyas partes principales son.1. Bomba de desplazamiento variable compensada por presión.2. Motor de desplazamiento fijo.3. Reservorio.4. Válvula de corte opcional.5. Filtro.6. Línea de succión de la bomba de precarga.7. Línea de drenaje de la bomba y el motor.8. Líneas de alta presión.9. Intercambiador de calor.10. Bypass con válvula cheque del intercambiador de calor.11. Línea de retorno hacia el reservorio.12. Reservorio y respiradero hacia la atmósfera.
  • 295. La construcción integral combina bomba, motor y todos los demáscomponentes dentro de un paquete, figura 282. La ventaja aquí es unpaquete compacto y económico que puede contener ejes, superficie de montajey otros componentes adicionales a la transmisión hidrostática. Para cualquieraplicación, la transmisión hidrostática debe diseñarse como un acople óptimoentre motor primario y carga. Esto permite al motor primario operar a suvelocidad más eficiente y a la transmisión hidrostática hacer ajustes para lascondiciones de operación. Figura 282. Disposición integral de Hidrotransmisión (Volvo Hydraulics).Cuanto más óptima sea la combinación entre las características de entrada y desalida, más eficiente será el sistema en total. El sistema de potencia debe serdiseñado para lograr un balance entre eficiencia y productividad. Una máquinadiseñada para máxima eficiencia usualmente tiene respuesta tardía, lo cualdisminuye la productividad. En contraposición a esto, una máquina diseñadapara una respuesta rápida exhibe baja eficiencia debido a que un alto grado deenergía debe estar disponible todo el tiempo para realizar trabajo, aun cuandono haya necesidad inmediata para hacerlo.
  • 296. Figura 283. Disposición integral de transmisión hidrostática (Sperry-Vickers).En la Figura 283 se presenta una Hidrotransmisión de circuito cerrado, deconstrucción compacta e integral, están disponibles para muchas aplicaciones,incluso con todas las válvulas y controles en una sola unidad compacta.
  • 297. Figura 284 Transmisión TR3 (Sperry-Vickers).En la Figura 284, puede apreciarse las partes internas de una transmisiónintegral, se construye el motor hidráulico incorporado en la unidad o enversiones separadas con el motor instalado a distancia.
  • 298. 3.2 DESARROLLO DEL ESQUEMA DE CIRCUITOEl motor hidráulico funciona de modo contrario al de la bomba hidráulica. Labomba recibe energía mecánica (momento de giro) por un eje deaccionamiento y, transformándola en energía hidráulica, la cual transmite alsistema hidráulico; el motor hidráulico, en cambio, recibe energía hidráulica yla transmite transformada en forma de energía mecánica (momento de giro).Esto significa que el motor hidráulico puede convertirse también en bomba, asaber, si al eje de salida de fuerza se aplica un momento de giro. Esto ocurrecuando el motor pone en movimiento de rotación grandes masas y se cierranlas tuberías de alimentación y salida con una válvula distribuidora 4/3. Elvolante trata de arrastrar al motor. Entonces sucede lo siguiente: Figura 285. Desarrollo del circuito hidráulico para Hidrotransmisión.El motor hidráulico desplaza el líquido todavía existente contra la válvuladistribuidora 4/3 que está cerrada. La presión aumenta de tal manera quepodría destruir los elementos hidráulicos empalmados a esta parte del sistemaFigura 285. Ello se remedia montando una válvula limitadora de presión 6cFigura 286, que frenar el motor junto con el volante (la fuerza de frenadopuede ajustarse) y que determina el momento de giro máximo que debetransmitirse para que el motor gire en dirección contraria.
  • 299. Figura 286. Válvula limitadora de presión en circuito hidráulico de una Hidrotransmisión.El motor hidráulico produce, en la tubería de alimentación cerrada, unadepresión que puede producir daños de material (los llamados daños porcavitación). Ello se remedia montando una tubería de aspiración posteriorFigura 287, empalmada a través de una válvula antirretorno 7a. Figura 287. Tubería de aspiración para circuito hidráulico de una Hidrotransmisión.
  • 300. La válvula antirretorno 8 facilita la aspiración posterior y al mismo tiemposomete al aceite que sale del motor a una presión previa, puesto que no seabre hasta alcanzar una presión de 150... 300 Kpa (1.5... 3 bar). Ello esnecesario para que los émbolos axiales estén unidos positivamente a susuperficie de rodadura y el motor marche más tranquilo.En nuestro caso, se puede modificar el número de revoluciones montando unaválvula de estrangulación y antirretorno 4a en la tubería que alimentación,entre la válvula distribuidora 4/3 y el motor hidráulico Figura 288. Se trataentonces de una regulación de caudal de entrada con presión previa en elretorno (contrarretenida). Figura 288. Válvula reguladora de caudal y antirretorno en un circuito hidráulico de una Hidrotransmisión.Se puede invertir el sentido de giro, completando los elementos dispuestos enla Figura 288 de forma simétrica Figura 289. El esquema para este serviciose obtiene completando el circuito con el grupo de accionamiento, la válvulalimitadora de presión y los manómetros.
  • 301. Figura 289. Disposición de los elementos para un circuito hidráulico de una Hidrotransmisión.
  • 302. 3.3 FORMULAS BÁSICAS Figura 290. Transmisión hidrostática.Ecuación general de las transmisiones hidrostáticas expresada en coeficientesde pérdida Cb ∆pNm = Nb − (λb + λm) Cm CmEcuación general de las transmisiones hidrostáticas expresada en eficiencias CbNm = Nb × η vb × η vm CmNm= revoluciones por minuto para el motorQm= caudal del motor.Cm= desplazamiento o capacidad del motorηvm= eficiencia volumétrica del motorλm= coeficiente de perdidas del motor∆P= cambio de presiónNb= revoluciones por minuto de la bombaQb= caudal de la bomba.Cb= desplazamiento o capacidad de la bombaηvb= eficiencia volumétrica de la bombaλb= coeficiente de perdidas de la bomba
  • 303. 3.4 CLASIFICACIÓN DE LAS HIDROTRANSMISIONESLa clasificación de las hidrotransmisiones se realiza de acuerdo a lasdisposiciones de los elementos bomba (fijo o variable) y motor (fijo o variable)la cual es determinada de acuerdo a la aplicación y características dedesempeño. Figura 291. Clasificación general de las transmisiones hidrostáticas.3.4.1 Transmisión Hidrostática Motor Fijo- Bomba Fija.La forma más sencilla para una transmisión hidrostática utiliza una bomba dedesplazamiento fijo conduciendo un motor de desplazamiento fijo también,como se muestra en la Figura 292. Aunque esta transmisión no es muycostosa, sus aplicaciones son limitadas, porque las formas alternativas detransmisión de potencia para este caso son más eficientes energéticamente. Yaque el desplazamiento de la bomba es fijo, la bomba debe ser adecuada paraconducir el motor a la velocidad requerida bajo carga plena. Cuando la
  • 304. velocidad total no es requerida (o en el arranque), el fluido desde la salida de labomba debe ser descargado a través de la válvula de alivio. Esto hace que sedesperdicia energía en forma de calor (área bajo la curva de potenciadesperdiciada). El torque es constante porque la presión del sistema alcanza elvalor del taraje de la válvula de alivio inmediatamente después de que laválvula de control direccional cambia.Esta transmisión presenta muy baja eficiencia para las velocidades de operacióninferiores a la máxima. Este tipo de transmisiones no son recomendadas paraaplicaciones que requieren arranques y detenciones frecuentes, o cuando sepresentan torques inferiores a la de carga plena. Por lo general estastransmisiones también son conocidas de velocidad constante desde el punto devista del control si sube la carga el caudal no varia puesto que no se tieneningún control sobre éste. Figura 292. Transmisión hidrostática con desplazamiento fijo en bomba y Motor.
  • 305. Opciones de controlCircuito de regulación a la entrada: Figura 293. Circuito de regulación a la entrada.En este circuito (ver Figura 293), la reguladora de caudal se coloca entre labomba y el motor de esta forma controla la cantidad de fluido que entra almotor. El exceso de caudal suministrado por la bomba es desviado al tanque através de la válvula de seguridad. Este método es muy preciso y se utiliza enaquellas aplicaciones donde la carga se opone al movimiento del motor talescomo la elevación de una carga o el movimiento de una hélice.
  • 306. En un motor con control de flujo a la entrada la eficiencia volumétrica tiene unainfluencia definitiva sobre la variación de la velocidad cuando se incrementa lacarga, a medida que la presión inducida por la carga se incrementa, la caída depresión es mayor a través de las tolerancias existentes en el motor cuandomotor gira se incrementa el drenaje, además si usamos un control de flujocompensado por presión y temperatura muy preciso a la entrada, se puedeobservar un considerable decrecimiento de la velocidad por causa del drenajedel motor. El flujo a través del drenaje no puede crear una revolución delmotor, si no se usa un control de flujo compensado la precisión de la velocidades considerablemente deficiente. En resumen un regulador de caudal a laentrada del motor presenta un comportamiento aceptable bajo condiciones deno carga pero experimenta un decrecimiento de la velocidad cuando seincrementa la carga.Circuito de regulación a la salida: Figura 294. Circuito de regulación a la salida 1.
  • 307. Figura 295. Circuito de regulación a la salida 2.Figura 296. Circuito de regulación a la salida 3.
  • 308. El circuito de regulación a la salida (ver figuras 294, 295, 296), se utiliza eninstalaciones las cuales se requiere un control preciso de la velocidad deoperación, porque tienen la capacidad de auto regular la presión en el motorcuando ocurra un cambio en la carga la primera característica es tomar unapotencia para mover una carga dada y luego la mueve lentamente, como seobserva en el siguiente ejemplo, el control de flujo compensado por presiónsiempre hace que el motor parezca como si estuviera operando a máxima cargapara cualquier velocidad ajustada en el regulador, la potencia no requerida esdesperdiciada en forma de calor debido al exceso de flujo que pasa por laválvula de alivio. Un regulador de caudal a la salida del motor se controla deforma ideal con carga total pero incrementa su velocidad con un decrecimientode la carga.Variación de la velocidad con un regulador en paralelo:Figura 297. Hidrotransmisión Bomba fija y Motor Fijo Variación de la velocidad con un regulador en paralelo.
  • 309. Figura 298. Hidrotransmisión Bomba fija y Motor Fijo Variación de la velocidad con un regulador en paralelo.Desafortunadamente los beneficios de conservación de energía no pueden seraprovechados en un circuito en paralelo debido a su pobre capacidad demantener la velocidad de operación en el motor, los circuitos en paralelo estánafectados por la presión temperatura interna es lo cual afectaconsiderablemente el flujo que llega al motor variando la velocidad, sin ningúncontrol. Este tipo de control es recomendado en cilindros con una altaeficiencia volumétrica de la bomba; la ventaja consiste en que la Bomba trabajaa la presión que pide la carga, puesto que el exceso de caudal retorna altanque a través de la válvula reguladora y no a través de la válvula deseguridad. La desventaja está en la pérdida de precisión, debido a que elcaudal regulador va al tanque y no al actuador.3.4.2 Transmisión Hidrostática Bomba Variable - Motor Fijo.Utilizando una bomba de desplazamiento variable en lugar de una dedesplazamiento fijo se obtiene una transmisión hidrostática de torqueconstante, como se muestra la Figura 299. La salida de torque es constante acualquier velocidad porque el torque depende solamente de la presión del fluidoy del desplazamiento del motor. Incrementando o disminuyendo eldesplazamiento de la bomba aumenta o disminuye la velocidad del motor,
  • 310. respectivamente, mientras el torque permanece aproximadamente constante.La potencia, por tanto, aumenta con el desplazamiento de la bomba. Figura 299. Transmisión Hidrostática Bomba Variable - Motor Fijo.Este tipo de transmisión hidrostática es el más comúnmente utilizado.Mediante la variación del desplazamiento de la bomba se obtienen infinitasvelocidades de salida desde neutral hasta el máximo valor, hacia delante ohacia atrás. El máximo valor de velocidad esta determinado por lascapacidades nominales del motor y de la bomba. También se obtiene condiciónneutral sin necesidad de utilizar válvulas. Este otro tipo de transmisión tambiénes a velocidad constante debido a que no se tiene ningún control del caudal amedida que aumenta la presión, el hecho de que se pueda variar el caudal nosignifica que me varia las condiciones de caudal en el motor, puesto quesimplemente se ajusta el caudal el cual se mantiene fijo en esta posición.
  • 311. Figura 300. Curvas de Funcionamiento de transmisión Bomba Variable - Motor Fijo.Las curvas mostradas en la Figura 300. Ilustran el funcionamiento de estatransmisión. El desplazamiento la bomba inicia desde la salida cero (punto A)por lo tanto no hay flujo ni potencia de salida de la transmisión. Cuando labomba aumente su desplazamiento se obtiene el máximo torque de arranque,debido a que el motor esta siempre en su máximo desplazamiento. (Punto B).El motor, siendo de desplazamiento constante, puede desarrollar máximotorque continuamente hasta el límite impuesto por la potencia de entrada(punto C). En la máxima condición de torque, la potencia salida se incrementahasta su máximo valor, en el punto C, y entre los puntos C y B mientras lavelocidad aumenta, el torque de salida disminuye porque la potenciapermanece constante. Una bomba y motor de igual capacidad entreganvelocidad máxima en la relación 1:1 (relación entrada/salida).Aplicaciones típicas para este tipo de combinación son las transmisiones detransporte de banda, de trilladoras y laminadores.Muchas transmisiones de circuito cerrado incluyen una bomba reversible dedesplazamiento variable, con una salida conectada al orificio del motor y el otroorificio del motor conectado a la salida de la bomba (ver Figura 301), estopermite que el motor sea accionado en cualquier dirección a velocidadesinfinitamente variables, determinadas cada una por la posición del control decaudal en la bomba. En el circuito que se muestra las perdidas debidas afugas internas son compensadas por una bomba de prellenado que mantieneuna presión positiva en le lado de baja presión del sistema. La proteccióncontra sobre cargas esta asegurada por válvulas de seguridad montadas enparalelo.
  • 312. Figura 301. Circuito cerrado reversible.Figura 302. Corte transversal de una transmisión hidrostática. Bomba Variable – Motor Fijo.
  • 313. Figura 303. Corte transversal de una transmisión hidrostática Bomba Variable – Motor Fijo.Bombas de precarga: precarga es la presurización positiva a la entrada deuna bomba mediante el uso de otra bomba. Si la bomba principal requiere enla entrada una fina filtración, es mejor forzar el fluido a través de un filtromicrómico a la bomba principal por precarga. Así la precarga previene lacavitación o vacío en la entrada de la bomba.En la Figura 303. una bomba con un filtro a la entrada de 10 micrones, conuna presión positiva de 65 psi a la entrada. La bomba de precarga es máspositiva y efectiva si se usa una unidad de desplazamiento positivo. Bombacentrífugas y otros tipos de bombas no positivas se usan algunas veces, pero sufuncionamiento no satisface usualmente los requerimientos hidráulicos deprecarga. Se pueden usar para la precarga bombas de desplazamientovariable, pero la respuesta de la bomba puede ser más rápida que la bomba depotencia principal.La capacidad de la bomba de precarga debe ser por lo menos 10% mayor quelos requerimientos a la entrada de la bomba principal. Estas relacionesaseguran una presión positiva incluso con alguna disminución de la capacidadde la bomba de precarga. La bomba de precarga puede ser conducida por elmismo eje de la bomba de potencia, pero se prefiere las accionadas porseparado para que así la unidad de precarga pueda arrancarse y estabilizar lapresión antes de la rotación de la bomba principal. La bomba principal puedeestar conectada a un interruptor de presión para prevención de la operación sila presión de precarga no es suficientemente alta.
  • 314. Si la bomba principal de desplazamiento variable puede invertir la dirección delflujo a través de sus puertos, la bomba de precarga debe ser protegida por unaválvula de retención. Algo del fluido del circuito se pierde a través de las líneasde drenaje de la bomba y el motor. La inversión del circuito de precarga filtratodo el fluido que entra a este circuito cerrado y mantiene el puerto de entradacargado a 65 psi y con un nuevo fluido filtrado. El tamaño de la bomba deprecarga es determinado por el máximo caudal de drenaje. Figura 304. Diagrama operacional de una transmisión hidrostática bomba variable motor fijo (Eaton Hydraulics).La Figura 304, muestra el diagrama operacional de una bomba variable y unmotor fijo, la bomba utiliza un servomando hidráulico el cual se activamanualmente, utilizando la presión de la bomba de precarga para desplazar laplaca basculable.
  • 315. Figura 305. Bomba variable y motor fijo (Eaton Hydraulics).La Figura 305, muestra el detalle de la bomba variable con servomandohidráulico el cual se activa en forma manual y de esta forma conseguir eldesplazamiento de la placa en la bomba.
  • 316. Figura 306. Transmisión hidrostática de bomba variableCompensada por presión y motor fijo (Torque constante). Figura 307. Transmisión hidrostática de bomba variableCompensada por presión y motor fijo (Torque constante).
  • 317. El circuito de la Figura 307, es diseñado para mantener dentro de la precisiónrazonable de un circuito abierto un torque constante. La bomba dedesplazamiento variable tiene un compensador de presión. El motor es unaunidad de desplazamiento fijo. La curva de funcionamiento de la bomba,muestra que la entrega de la bomba cae bruscamente y requiere solo de unpequeño cambio en la presión para cambiar el flujo de salida. Dentro de lacapacidad de las unidades, la presión del sistema permanece relativamenteconstante. Por consiguiente el torque del motor es constante.Transmisión hidrostática de potencia constante. Figura 308. Transmisión hidrostática de bomba variable con Compensador de potencia y motor fijo (Potencia constante).En la Figura 308, la bomba posee un compensador especial que tiene unacaída progresiva característica. Una variación, impuesta en el torque de cargasobre un motor de desplazamiento fijo provoca la variación en la presión delsistema; esta variación, a su vez, obliga a la bomba a cambiar su
  • 318. desplazamiento. La gran diferencia con el compensador de presión es que, elcompensador de potencia constante va ajustando el caudal a medida que lapresión va subiendo, mientras que en el compensador de presión el caudal esajustado solamente cuando se alcance el taraje del compensador.3.4.3 Transmisión Hidrostática Bomba Fija - Motor Variable. Figura 309. Transmisión Hidrostática Bomba Fija - Motor Variable.Cuando se tiene una combinación de motor de desplazamiento variable con unabomba de desplazamiento fijo se obtiene una transmisión que entrega potenciaconstante Figura 309. Si el flujo al motor es constante, y el desplazamientodel motor es variado para mantener el producto torque-velocidad de maneraconstante, entonces la potencia entregada es constante. Cuando disminuye eldesplazamiento del motor se incrementa su velocidad porque el torquedisminuye, una combinación que mantiene la potencia constante.
  • 319. Teóricamente, la máxima potencia que una transmisión hidrostática puedetransmitir es una función del caudal y de la presión. Sin embargo, entransmisiones de potencia constante con velocidad de salida variables, lapotencia teórica dividida entre la relación torque-velocidad determina la salidareal de potencia. La mayor potencia constante que se puede transmitir estádeterminada por la menor velocidad de salida a la que dicha potencia serátransmitida.A manera de ejemplo, si la mínima de velocidad (en el punto 1 de la curvapotencia representada en la figura4.10. ) es la mitad de la máxima velocidad,la relación torque-velocidad es 2:1. La máxima potencia que puede sertransmitida es la mitad de la máxima teórica. En el punto 2 correspondiente ala velocidad que el punto 1, la curva de torque cae mientras que la velocidadcrece. En el punto de máxima velocidad, el torque ha caído hasta el punto3.A velocidades inferiores a la mitad de la máxima (punto 1), el torquepermanece constante en su máximo valor, pero la potencia decreceproporcionalmente con la velocidad. La velocidad en el punto 1 es la velocidadcrítica, y está determinada por la dinámica de los componentes de latransmisión. A partir de la velocidad crítica, se tiene potencia constante. Figura 310. Curva de desempeño de una Transmisión Hidrostática Bomba Fija - Motor Variable.Cuando el desplazamiento del motor puede ser variable pero no el de la bomba,la potencia es siempre proporcional a la presión. Esta transmisión se llama depotencia constante y par variable. Si el motor es del tipo con compensador,cualquier aumento en la carga origina una disminución proporcional de lavelocidad.
  • 320. 3.4.4 Transmisión Hidrostática Bomba Variable - Motor Variable. Figura 311. Transmisión Hidrostática Bomba Variable - Motor Variable.La transmisión hidrostática más versátil combina una bomba de desplazamientovariable con un motor desplazamiento variable, como se muestra en la Figura311. Teóricamente, este arreglo provee infinitas relaciones de torque-velocidad. Con él motor en su punto de desplazamiento máximo, variando lasalida de la bomba, la velocidad de salida varía al igual que la potencia mientrasque el torque permanece constante. Con él motor en su punto dedesplazamiento mínimo, y la bomba enviando el máximo caudal, se incrementala velocidad del motor hasta el máximo; el torque varía inversamente con lavelocidad, y de esta forma la potencia permanece constante. Figura 312. Corte transversal de una Hidrotransmisión bomba variable-motor variable.
  • 321. Algunas aplicaciones de las transmisiones requieren varias combinaciones depar y potencia con relación a la velocidad. Una bomba y un motor dedesplazamiento variable permiten una gama amplia de velocidades, además desus características de funcionamiento de potencia constante y par constante. Figura 313. Diagrama operacional de una Hidrotransmisión bomba variable-motor variable compensado. Figura 314. Curvas de desempeño de la Transmisión Hidrostática Bomba Variable - Motor Variable.
  • 322. Las curvas en la Figura 314, ilustran el funcionamiento de esta transmisión.Cuando el desplazamiento de la bomba varía desde cero (punto A) hasta elmáximo (punto B), con el motor en desplazamiento máximo, el máximo torquede salida es el mismo obtenido con un motor de desplazamiento fijo decaracterísticas similares y a la misma presión.Entre el punto B y el punto C la bomba permanece en desplazamiento máximoy el motor se ajusta hasta un valor desplazamiento mínimo predeterminadopara proveer la máxima velocidad que salida. La potencia de entrada alcanza elmáximo en el punto D y permanece constante hasta el punto de máximavelocidad (punto C).El torque máximo de salida se reduce entre los puntos D y B por la limitación depotencia y posteriormente se reduce entre los puntos D y C, en donde eldesplazamiento el motor decrece. La presión del sistema (ajuste en válvula dealivio), cae entre los puntos D y B y luego permanece constante hasta el puntoC.Esta transmisión ofrece, por tanto, dos rangos de trabajo. En el primer rango,el torque permanece constante mientras el desplazamiento de la bomba, lapotencia y la velocidad aumentan. Se tiene entonces una transmisión detorque constante.El segundo rango comienza cuando el desplazamiento de la bomba alcanza elmáximo, mientras el del motor empieza a disminuir. El torque decrece, pero lavelocidad aumenta. Entonces es un sistema de potencia constante. En teoría,la velocidad del motor aumentaría infinitamente, pero dicha velocidad estálimitada por condiciones dinámicas, o sea que tenemos. C ∆pN m = b Nb − (λb + λm) , donde Cm se puede reducir pero nunca hasta Cm Cmcero, tal como lo muestra el siguiente gráfico.
  • 323. ¿Cuándo se recomienda el uso de una Hidrotransmisión bomba variable motorvariable?Supongamos que tenemos una carga de T=2500 Lb-in ∆p=2500 Psi y Nm=1500R.P.M. ¿Cuál será el tamaño del motor para estas condiciones?Entonces: C m × ∆p × η mT= suponiendo una ηm=0.96 2π 2π × T 2π × 2500Lb − inCm = = ∆P × η m 2500Psi × 0.96 in 3Cm=6.54 . Se debe advertir que no se esta considerando el revarranque. Si se considera, corregir para mayor tamaño.Ahora si parte de la carga de T=2500 Lb-in estuviera repartida en vencer unainercia de 200Lb-in.seg y en 6seg alcanza una Nm=500R.P.M. ∆ω π rev 2π 1T=J*α J=200Lb-in.seg. α= = 500 ∆t min 60 6seg radα = 8.72 seg 2T=1744 Lb-in Torque variable a medida que aumenta la velocidad el torque deinercia disminuye.Entonces apartir de 500 R.P.M el torque permanece constante y su valor seráTcte= 756Lb-in. Cuando alcanza el Tcte los manómetros literalmente se caenahora tenemos Tcte=756 Lb-in, ∆P=1200Psi y Nm=1500 R.P.M, el valor de Cmserá: 2π × Tcte 2π × 756Lb − inCm = = ∆P × η 1200Psi × 0.96 3 InCm = 4.123 revPor estas condiciones es evidente el uso de un motor hidráulico variable que en in 3el arranque (velocidad cero), tenga un tamaño Cm1=6.54 en el cuál pueda revvencer el torque comprendido por una carga variable producida por la inercia y
  • 324. una carga constante, y luego cuando sea superada la carga variable se necesita In 3un tamaño de Cm2 = 4.123 . revAhora analicemos las condiciones para la bomba en las condiciones inicialesQb=QmQm1= Cm1*Nm1 in 3 rev 1galQm1 = 6.54 × 500 × rev min 231in 3Qm1= 14.15 G.P.M.Para la bomba:Qb=14.5 G.P.M.=Cb*NbAsumiendo que la bomba esta acoplada a un motor de 3600 R.P.M con unareducción de 1:2 se tendrá para la bomba Nb=1800 R.P.M.Entonces: Qb1 14.5G.P.M 231in 3Cb1 = = × Nb rev gal 1800 min 3 inCb1=1.86 revAhora cuando el motor a superado la carga de inercia.Qm2= Cm2*Nm2 in 3 rev 1galQm2 = 4.123 × 1500 × rev min 231in 3Qm2= 26.77 G.P.M.Para la bomba.Qb=26.77 G.P.M.=Cb*Nb Qb2 26.77G.P.M 231in 3Cb2 = = × Nb rev gal 1800 min in 3Cb2=3.43 rev
  • 325. En resumen será necesario una transmisión hidráulica bomba variable motorvariable. Desplazamiento Rendimientos de la transmisión Bomba Motor Potencia Torque Velocidad Fija Fijo Constante Constante Constante Variable fijo Variable Constante Variable Fija Variable Constante Variable Variable Variable Variable Variable Variable VariableCuadro 7. Características generales de los cuatro tipos de HST.3.5 APLICACIONES DE LAS HIDROTRANSMISIONESMáximo torque en el arranque de un motor.Figura 315. Circuito para máximo torque en el arranque de una carga.Cuando se necesita arrancar una carga en un motor hidráulico se recomiendausar el puerto de venteo en la válvula de frenado (Ver figura 315), de estaforma se obtiene el máximo torque disponible sobre el motor.
  • 326. Transmisión hidrostática con motores en serie. Figura 316. Transmisión hidrostática con motores en serie.En este circuito (Ver figura 316) tenemos dos motores idénticos en serie lapresión del sistema es proporcional al trabajo de carga de cada motor, esto sedebe a que la caída de presión en cada motor es aditiva. Ambos motores giranaproximadamente a la misma velocidad.Transmisión hidrostática con motores en paralelo.Figura 317. Transmisión hidrostática con motores en paralelo.En el circuito (ver figura 317) tenemos 2 Motores idénticos en paralelo,ambos motores trabajan a la misma carga y a la misma velocidad.
  • 327. Circuito de motores bidireccionales en serie-paralelo. Figura 318. Circuito de motores bidireccionales en serie- paralelo.Las características de este circuito (ver Figura 318) bajo torque y altavelocidad, baja velocidad y alto torque. Cuando D1 esta en la posición 1 y D2esta en la posición 2 los motores están conectados es serie y la velocidaddisponible es alta. Cuando D1 esta en la posición 1 y D2 esta en la posición 3se obtiene baja velocidad y alto torque, el circuito esta en paralelo. Por ultimocuando D1 se encuentra en la posición 2 y D2 en la posición 1 ambos motoresse encuentran como rueda libre, la válvula cheque C1, ofrece losrequerimientos de presión para el regreso.
  • 328. Circuito de frenado. Figura 319. Circuito de frenado operación normal.En la figura 319 se utiliza una válvula de frenado para mantener, en casonecesario, una contrapresión en un motor hidráulico y para frenar el motorcuando la corredera de la electroválvula, del centro abierto, se sitúe en laposición central. En la figura 319 se presenta el motor en aceleración, con laválvula de frenado mantenida completamente abierta por la presión del sistemaque actúa en la conexión auxiliar de control remoto. Un circuito de frenado seutiliza para detener una carga con un mínimo de choque cuando cesa la fuerzade accionamiento. Puede también utilizarse para mantener un control cuando lafuerza impuesta por la carga actúa en la misma dirección que el giro del motor(carga negativa). La fuerza de frenado se ajusta mediante una válvula deequilibraje (D) pilotada externa o internamente. El pilotaje externo principalproviene de la línea de entrada del motor hidráulico y actúa sobre el área totalde la corredera de la válvula. La presión de salida del motor actúa sobre elpistón pequeño de (D) a través de un pasaje interno. La válvula (D),normalmente cerrada, puede ser abierta por cualquiera de las dos presionesque actúan contra una tensión del muelle ajustable. La carga se opone a larotación del motor (E). La presión de trabajo requerida para accionar la cargaactúa sobre el área mayor de la corredera de (D) para mantenerla abierta. Ladescarga de (E) retorna libremente a tanque a través de (D) y (C) el caudal de(A) determinar la velocidad de (E).
  • 329. Figura 320. Circuito de frenado (Carga en movimiento).La figura 320, muestra el funcionamiento cuando el motor tiende a dispararse,creando una disminución de presión en la línea de salida de la bomba. Enciertas aplicaciones la carga puede actuar en la misma dirección de rotacióndel motor (E). Esta carga “negativa” reduce la presión a la entrada del motor.Esta presión reducida a la entrada del motor actúa sobre la corredera de laválvula (D) cerrándola, restringiendo así la descarga del motor(E). El caudalrestringido a través de (D) origina una contrapresión a la salida de (E) queactúa sobre el pistón pequeño de (D). La suma de las presiones que actúansobre la corredera y sobre el pistón pequeño de (D) sitúa esta corredera en unaposición tal que origina una contrapresión que mantiene el control de la cargaen (E). La magnitud de esta carga negativa puede determinar el valor de lacontrapresión en (E).
  • 330. Figura 321. Circuito de frenado (Carga frenada).La figura 321, presenta el frenado del motor, mediante una contrapresiónoriginada por la válvula de frenado, pilotada internamente, la válvula (C) estáen la posición central para permitir el frenado de la carga del motor(E). Labomba (A) descarga ataque a través de la válvula (C). La inercia de la cargahace que el motor (E) continúe girando y actué Como una bomba, siendosuministrado su caudal de entrada a través de (C). Con la entrada de (E)comunicada a tanque, la presión piloto que actúa sobre la corredera de (D) esnula y esta tiende a cerrarse, lo que restringe la descarga de (E), originándoseuna contrapresión a la salida que actúa sobre el pistón pequeño de (D) contrasu muelle. Estas dos fuerzas opuestas hacen que la corredera de la válvulaasuma una posición de equilibrio. El ajuste de (D) determina la presión defrenado y el grado de desaceleración.
  • 331. Circuito cerrado.Figura 322. Circuito cerrado (accionamiento unidireccional).En un circuito cerrado, el aceite de salida del motor vuelve directamente a laentrada de la bomba. La figura 322, muestra un circuito cerradounidireccional. La velocidad del motor viene determinada por la variación dedesplazamiento de la bomba. El par depende del desplazamiento del motor ydel taraje que la válvula de seguridad. Debido a las fugas del circuito cerrado,el caudal de entrada de la bomba sería siempre inferior al de salida, lo queproduciría vacío y cavitación de la bomba. Una conexión a tanque en la línea debaja presión permite que la bomba aspire el aceite necesario del depósito. Elcaudal de variable de la bomba (B) se dirige través de la válvula (C) y del filtro(D) al motor (E). La descarga de (E) vuelve a la entrada de (B) conjuntamentecon el aceite procedente del depósito (A). La válvula (C) limita el par máximodel motor (E) y protege al sistema contra sobrecargas.
  • 332. 4. FALLAS Y MANTENIMIENTO4.1 FALLAS DE LOS SISTEMAS HIDRÁULICOSUna bomba debe repararse o reemplazarse, cuando no puede suministrar elcaudal requerido a una velocidad, presión y temperatura del fluido dado.Generalmente, una pérdida de caudal del 10% indica que es necesaria unareparación.El sistema hidráulico en general presentará fallas cuando manifieste síntomascomo: • Un retardo sensible en la velocidad de trabajo. • Una disminución de la fuerza necesaria para realizar el trabajo. Figura 323. Incidencia de las diferentes causas de perdida de utilidad de un sistema hidráulico.La bomba es el "corazón" de cualquier sistema hidráulico. Así que siempre quealgo anda mal con el sistema, es usualmente la bomba la que es culpada. 401
  • 333. De hecho, es inusual que una falla en una bomba sea causada por un defectode la misma. Realmente, cuando algo anda mal con la bomba, es usualmenteun síntoma de algún otro problema escondido en alguna otra parte del sistema.Entre el 90 y el 95% de las fallas de las bombas pueden ser atribuidas a una omás de las siguientes causas: • Aireación • Cavitación • Contaminación • Calor excesivo • Presión excesiva • Fluido inapropiadoCada una de estas condiciones deja sus propias marcas de deterioro. Esimportante reconocer y entender estos signos indicativos. De esa forma, laverdadera causa de falla de la bomba puede ser corregida, antes que otrabomba sea destruida innecesariamente.4.2 CAUSAS DE LAS FALLAS4.2.1 Cavitación.La cavitación de un fluido hidráulico puede ser un problema serio en un sistemaoleohidráulico y merece atención especial. Algunos usuarios de los sistemashidráulicos creen que la cavitación y la aireación son sinónimos, porque losdaños causados por ambos en los sistemas hidráulicos son idénticos, pero elhecho es que la aireación y la cavitación son dos fenómenos distintos yseparados los cuales tienen causas y soluciones diferentes.¿ Que es la cavitación?Este nombre implica la formación de una cavidad o espacio ahuecado en elcuerpo del liquido, estas cavidades son usualmente llenadas con aire las cualesse encuentran a la temperatura y presión de la solución, los aceites con base depetróleo generalmente traen burbujas de aire en solución (9% de aire ensolución) la solubilidad del aire en el aceite esta determinada por los cambiosde temperatura y varia directamente con los cambios de presión en el sistema. 402
  • 334. Figura 324. Solubilidad del aire en el aceite.La presión atmosférica estándar es de 14.7 Psi. El aceite normalmentecontendrá 9% de aire en solución. En otras palabras el aire es conducidodentro del aceite y se mantiene disuelto hasta que la presión o la temperaturase reduzcan. Si la presión atmosférica (14.7 Psi) es reducida a la mitad (7.3Psi) entonces alguna parte del 9% del aire que estaba disuelto a 14.7 Psisaldrá de la solución ocasionando un burbujeo del aceite. Si estadespresurización ocurre en el puerto de succión de la bomba, las burbujas sonllamadas “cavitación”. Además del aire, se producirá vapor de agua en lacavidad, a menos que el aceite sea cuidadosamente deshidratado, cualquierbarril de aceite nuevo contendrá unas pocas partes por millón de agua.El aceite usado en los sistemas hidráulicos esta sujeto a variaciones detemperatura, por consiguiente generalmente tiene varios cientos de partes pormillón de agua. La presión de vapor del agua es miles de veces menor que ladel aceite mineral luego en una condición de vacío el agua se vaporizará yllenara las cavidades con vapor de agua.Efectos desastrosos:La cavitación usualmente produce resultados desastrosos en sistemashidráulicos. Se puede presentar erosión del metal, si la presión del lado desucción de la bomba simplemente no es lo suficientemente alta para acelerar elfluido dentro de la cámaras de bombeo, la presión disminuye hasta que puedecrearse un vacío y el agua que contiene el aceite se convierte en vapor. Las 403
  • 335. cavidades formadas en el fluido chocan contra las paredes de las cámaras debombeoCuando la bomba opera con una elevación excesiva, se desarrolla una presiónde succión baja en la entrada de la bomba, la presión disminuye hasta quepuede crearse un vacío y él liquido se convierte en vapor, si la presión del tuboes mas baja que la presión de vapor del liquido. Cuando la presión de entradaesta a punto de alcanzar el punto de vaporización, las bolsas de vapor formanburbujas en el lado posterior de la cámara en el elemento impulsor, cerca de subase. Conforme unas burbujas se mueven del área de baja presión en laadmisión hacia el área de alta presión cerca del extremo de la salida, la burbujadesaparece y se deshace tan rápidamente, que el fluido golpea sobre la cámaray sobre las pistas de desplazamiento del elemento impulsor, descascarandopequeñas partículas de la superficie del metal.La línea de entrada de una bomba cualquiera, se llena de aceite debido a ladiferencia de presiones con el depósito. Generalmente la presión en el depósitoes la atmosférica (14,7 psi). En el caso en que el nivel del depósito este porencima de la entrada de la bomba la presión diferencial positiva se encargarade llevar el aceite a la bomba.El problema se presenta principalmente cuando el nivel del depósito esta pordebajo de la entrada. Entonces será necesario tener un vacío parcial o unapresión reducida a la entrada de la bomba, para que ésta pueda aspirar aceite.En la figura 325, se puede apreciar este efecto. Durante la carrera deaspiración, el pistón crea un vacío parcial en la cámara de bombeo. La presiónatmosférica en el depósito impulsa el aceite hasta la cámara para llenar elvacío. Figura 325. Presión de vacío en la línea de aspiración. 404
  • 336. Si fuese posible crear un vacío completo en la entrada de la bomba, sedispondría de 14,7 psi para impulsar el aceite. Sin embargo, en la práctica, ladiferencia de presión disponible es mucho menor. Uno de los motivos es quelos líquidos se evaporan, lo que introduce burbujas en el aceite. Las burbujasson arrastradas a través de la bomba, desaparecen con fuerza considerablecuando se ven expuestas a la presión en la salida y causan daños que puedenperjudicar el funcionamiento de la bomba y reducir su vida útil.La succión de la bomba:Para que la bomba entregue el flujo necesario deberá entrar suficiente aceiteen la línea de succión en la bomba.Esto generalmente no es un problema cuando la bomba esta montada pordebajo del nivel de fluido y no hay restricciones para el flujo. Esta condición esllamada la succión inundada. Significa que la bomba necesita un mínimo deenergía para conducir el fluido dentro del puerto de succión de la bomba. LaGravedad es la causante de que el fluido entre al puerto de succión. pero ¿quesucede cuando la bomba es montada por encima del reservorio?. Con labomba encima del reservorio la energía deberá ser ejercida sobre el fluido paraconducirlo hacia el lado de succión de la bomba. Esta energía se presentará enforma de un vacío el cual es generado por la presión atmosférica en el puertode succión de la bomba.Cuando la bomba esta por encima del reservorio (ver figura 326), puedeobservarse que la bomba deberá alcanzar una presión por debajo de los 14.7Psi. Es allí cuando entra a trabajar la cabeza neta de succión positiva (N.P.S.H)net positive suction head la cual acelera el liquido y llena rápidamente lasección de bombeo. El N.P.S.H depende del tipo, el desplazamiento y las R.P.Mde la bomba. Figura 326. Nivel de aceite por debajo de la bomba. 405
  • 337. El suministro de liquido hacia el puerto de succión de la bomba, depende deltamaño, peso y configuración de la línea de succión.La porción mas importante de energía disponible en el lado de la succión en labomba esta limitada por la presión atmosférica y es usada en acelerar el liquidodentro de las cavidades de la bomba.La entrada o sistema de succión debe ser capaz de permitir la entrada a labomba de un flujo parejo de liquido a una presión suficientemente alta paraevitar la formación de burbujas en el fluido. Si se le permite a la presión desucción disminuir hasta el punto donde se presenta vaporización, se creacavitación dentro de la bomba. En lugar de un flujo permanentemente fluido,la bomba tomara una mezcla de vapor y liquido, provocando que disminuya laentrega. Además a medida que las burbujas de vapor ingresan a la bomba,estas encuentran presiones mayores que provocan que las burbujas de vaporse colapsen en forma muy rápida. Lo anterior puede resultar en ruido excesivo,vibración y un desgaste de las diferentes partes de la bomba.Calculo de N.P.S.H Disponible Figura 327. Parámetros involucrados del factor N.P.S.H. P1 V12 P2 V 2 2 PvliquidoZ1 + + = Z2 + + + γ 2g γ 2g γP1 = presión atmosféricaP2 =N.P.S.H DisponibleEntonces: 406
  • 338. N.P.S.H Patm V 2 2 PvLiquido = − (Z 2 + + ) γ γ 2g γ V 2 2 PVliquidodonde (Z 2 + + ) = Presión del vacuometro 2g γN.P.S.HDisponible> N.P.S.HRequeridoN.P.S.HRequerido = es el recomendado por el fabricante.Efectos de la velocidad sobre la condición de vacío:Las especificaciones de máximo vacío permisible recomendados por elfabricante están afectadas por la velocidad la cual es suministrada por el motorprimario.Una bomba con un máximo vacío permisible de 5 pul de Hg @ 1200 R.P.Mindica que el fabricante desea que la presión mínima de vacío sea de 25 pul deHg absolutas en el lado de succión de la bomba. Para acelerar el liquidodentro de la bomba operando a 1800 R.P.M , el fluido se moverá mas rápidoen menos tiempo disponible para el llenado, esta acción requiere de maspresión y por lo tanto la condición de vacío se incrementara. Figura 328. Presión de la bomba Vs velocidad en R.P.M. 407
  • 339. A medida que la bomba incrementa su velocidad se incrementa su condición devacío para ilustrar este punto los fabricantes de bombas recomiendan el uso decurvas (ver figura 328), la bomba debe ser operada dentro del área enblanco.La mayoría de los fabricantes de bombas recomiendan un vacío que no excedade 5 pulgadas de mercurio, el equivalente de 12,2 psi en la entrada de labomba. Si se tuviera una presión atmosférica de 14,7 psi disponible en eldepósito esto deja solamente una diferencia de presión de 2,5 psi para impulsarel aceite hacia la bomba. Debe evitarse una elevación excesiva y las líneas deentrada de la bomba deben permitir que el aceite circule con un mínimo deresistencia.¿Cómo detectar la cavitación?Una manera es instalar un medidor de vacío en el lado de la succión yasegurarse de que esta presión es igual o superior a la recomendada por losfabricantes, la mejor manera de detectar la cavitación cuando no se dispone deun medidor de vacío es escuchando la bomba, la bomba cavitando emite unalto sonido de descascareo, como si se transportara arena, este sonido es másintenso a mayores presiones. Para este tipo de inspección se tiene queentrenar el oído, de tal forma que se reconozca el ruido de los rodamientos, losruidos normales que produce el aceite en la succión y en la descarga ydiferenciarlos de otra clase de ruidos cercanos. Por esta razón se requiereexperiencia para hacerlo.La cavitación también puede ser detectada por malos funcionamientos en elsistema total tales como:La descarga de la bomba es reducida, porque la bomba no toma el flujocompleto de aceite. Esto podría ser detectado por el desplazamiento lento delos cilindros o del motor hidráulico.Una válvula de control que ha sido diseñada por cavitación incrementa lavelocidad de flujo debido a que se ha aumentado el tamaño de los pasajesefectivos en el montaje de la válvula.En síntesis, la cavitación puede ser causada por velocidades excesivas de labomba, una línea de entrada muy restringida o muy larga, o porque laviscosidad del fluido es muy alta.¿Cómo prevenir la cavitación?Aunque la cavitación puede ocurrir en otras partes del sistema, se tratara dehacer énfasis en cuanto a la bombas se refiere. Para prevenir la cavitación hayque asegurase de la existencia del suficiente fluido y la presión en el lado de 408
  • 340. succión de la bomba para llenar los espacios en los elementos de bombeo(pistón, Paletas, dientes de engranajes).La presión requerida en el lado de succión varia de acuerdo a cada tipo debomba, a la casa fabricante, al modelo, la geometría y a las condicionesmetalúrgicas de los elementos de bombeo, estos factores son establecidos deacuerdo a unas mínimas condiciones de vacío. Es importante recordar dosfactores. * Las mediciones deben ser tomadas en el lado de succión de la bomba y no es conveniente tomarlas en cualquier lugar (aguas arriba). * La presión mínima del fluido en las gráficas esta basada en el uso del aceite de petróleo en un sistema operando a nivel del mar.El ultimo punto debe estar basado en que tan lejos de la bomba esta siendoconsiderada la succión del fluido a un nivel de 5000 Pies (1524 m) por encimadel nivel del mar, ya es menos de la que esta especificada por los fabricantes,sin considerar la caída de presión que existe entre el reservorio y la bomba.Los fabricantes de bombas hidráulicas para potencia fluida son conservativos ensus diseños y construyen sus equipos con grandes factores de seguridad,debido que existen diferencias de acuerdo al sitio donde el equipo realiza suoperación.Evitar la cavitación en las bombas de paletas:Las bombas de paletas son más susceptibles a daños por cavitación que losdiseños de bombas de engranajes. En la medida que la paleta entra al área desucción, esta debe extenderse de la posición previa en el rotor. En la medidaque esta se extiende el aceite llena la cámara de expansión formada en la basede la paleta junto al Rotor. Durante esta parte la rotación la base de la paletaestá conectada al puerto de succión de la bomba, de tal modo que el fluido estédisponible para llenar el vacío creado por las paletas extendidas. 409
  • 341. Figura 329. Cavitación en bombas de paletas.Si existiera un vacío excesivo en el puerto de succión de la bomba, éstetambién existirá en la base de la paleta presentando daños, cuando la paletapierde primero el contacto con el anillo durante la succión y entonces esexpulsada hacia el anillo elipsoide, mientras está rotando hacia el puerto depresión. En general, éste problema no existe en bombas correctamenteinstaladas. 410
  • 342. Sugerencias para combatir la cavitación.• Entrene sus oídos: Aprenda a distinguir entre la operación normal de la bomba y el sonido cuando se presenta la cavitación. Este sonido es similar al movimiento de arena en una mezcladora. Si la bomba suena como una bolsa de Canicas cuando se vacía se debe probablemente a que esta tomando burbujas de aire.• Realizar un quiz en operación que verifique el buen funcionamiento y otras condiciones para evitar la cavitación.• Si puede, instalar un medidor de vacío en el lado de la succión de la bomba, para medir las condiciones en la succión y compararlas con las lecturas recomendadas por los fabricantes.Si usa un medidor de vacío recuerde que se está leyendo una relación en lacual prevalece la presión atmosférica. En Denver por ejemplo un vacío de 5pulgadas representa una altura de 5 pulgadas por encima del nivel del mar.La tabla 1. Presenta la relación entre el nivel del mar y la presión atmosférica. Altitud por encima del Lectura del barómetro en Presión atmosférica en nivel del mar en pies pulgadas de mercurio Lb/pul2 0 29.92 14.7 1000 28.8 14.2 2000 27.7 13.6 3000 26.7 13.1 4000 25.7 12.6 5000 24.7 12.1 6000 23.8 11.7 7000 22.9 11.2 8000 22.1 10.8 9000 21.2 10.4 10000 20.4 10.0Tabla 1. Relación entre el nivel del mar, lectura en el barómetro y la presión atmosférica. 411
  • 343. Otros factores además de una alta altitud, una velocidad excesiva de la bombay un alto nivel de viscosidad pueden contribuir a generar un vacío excesivo enla bomba.Verifique las siguientes condiciones en la línea de succión:Un filtro obstruido en el reservorio o la línea de succión.Evite colocar codos o uniones en la línea de succión.Una manguera enrollada o una abolladura en la tubería.Una protuberancia interior en la tubería de succión.Tubería de succión también crea una caída de presión por esta razón hay queasegurarse de tener una tubería corta y derecha tanto como sea posible.Cuando la bomba esta montada por encima del nivel del fluido, éste es elevadodirectamente gracias a la presión atmosférica, a las condiciones de succióndisponibles de la columna estática del fluido; el nivel de aceite hidráulico deberámantenerse tan alto como sea posible.El montaje de una bomba por debajo del nivel de fluido, no es un seguro contrala cavitación, es necesario mantener ese nivel de aceite por lo menos 15pulgadas para obtener ganancia equivalente a 1 pulgada de mercurio.La viscosidad del aceite también es un factor que determina las condiciones devacío, entre más pesado sea el aceite mayor será la caída de presión dada en elflujo.4.2.2 Aireación.Es una condición en la cual un cierto numeró de burbujas de aire sontransportadas a lo largo del recorrido del aceite que entra en la bomba. En unaobservación visual generalmente se identifica la causa del problema, lasburbujas pueden ser generadas cuando el fluido regresa transportando aire alreservorio debido a las cascadas formadas por la altura de la línea del retorno alreservorio o cuando la bomba succiona aire a través del sumidero que forma unremolino en el lado de la succión de la bomba debido a que el nivel de aceite esdemasiado bajo. 412
  • 344. En algunas ocasiones una mala instalación de la bomba o un inapropiadoensamble de la misma permitirán la entrada de aire al interior de la bomba.Cuando se sospeche que hay filtraciones de aire notará un marcado cambio enel ruido que proviene de la bomba. Una bomba ingiriendo aire produce unsonido similar a la acción de desocupar una bolsa llena de canicas. Un efectode implosión ocurre cuando las burbujas se comprimen debido a la presión a lasalida de la bomba. Esta implosión puede causar remoción de partículas demetal de las placas de presión, de las placas de desgaste u otros componentescercanos a los puntos de implosión, además causan puntos localizados de altastemperaturas. La aireación excesiva hace que el fluido se vea lechoso. Estoademás hace que los componentes trabajen erráticamente debido a lacompresibilidad del aire atrapado.Las posibles formas en que el aire puede ser absorbido por el sistema, son: através de los sellos deteriorados en el eje o por entre las uniones confiltraciones en la entrada a la bomba. Si los racores de la línea de entrada noestán bien apretados, el aire exterior, a la presión atmosférica, puede penetrarhacia la presión más baja (zona de más baja presión de la línea) y puede llegarhasta la bomba.¿Cómo detectar la aireación?La mejor manera de detectar la aireación es escuchando la bomba. La bombacon partículas de aire en su interior produce un sonido similar a la acción dedesocupar una bolsa llena de canicas, este sonido es fácil de distinguir de losdemás sonidos producidos por la bomba.Un sistema puede actuar “esponjoso” particularmente en el caso de laaireación. Con servoválvulas la aireación del aceite incrementa lacompresibilidad, y los circuitos de control llegan a ser menos precisos esto sepuede apreciar mejor las máquinas de alta precisión.Para detectar la aireación sólo observando la cantidad de espuma en lasuperficie del aceite en el reservorio, puede ser un indicador suficiente.Separar el aire del aceite en el reservorio de tal forma que el aire no se haempujado al interior del lado de la succión de la bomba requiere de un diseñoespecial en el reservorio entre más tiempo dure el aceite en el reservorio ayudaa eliminar las burbujas de aire. Las mangueras de succión en la bomba debenestar lejos de las mangueras de retorno tanto como sea posible.La instalación de una malla al interior del reservorio es de gran beneficio paraevitar la entrada de aire en el lado de la succión de la bomba la Figura 330 y331. muestra la influencia del tamaño de la malla y del ángulo a la cual sedebe colocar, el punto óptimo se puede encontrar con una malla 60 y un ángulode 30 grados para prevenir la aireación. 413
  • 345. Figura 330. Influencia de la instalación de una malla al interior del reservorio. Figura 331. Influencia del tamaño de la malla y el ángulo.4.2.3 Contaminación.Es cuando cualquier material ajeno al fluido hidráulico que tiene efectosdañinos en su desempeño dentro del sistema. La mayoría de los contaminantescausan acción abrasiva entre las tolerancias estrechas de los componentes.Esto ocasiona desgastes y fallas prematuras. 414
  • 346. Aunque se conocen muchas cosas relativas a la prevención y al control delaumento de la contaminación, se considera actualmente que el 70% de losfallos de los sistemas hidráulicos son debidos a un mal estado del fluido.La contaminación puede ser en forma de gas, de líquido o de sólido; puede seractiva químicamente o inerte.Los contaminantes más comunes del aceite hidráulico son: Gas Líquido Sólido Aire Agua o aceites Herrumbre, virutas o polvo metálicos Tabla 2. Contaminantes mas comunes del aceite hidráulico.4.2.3.1 Fuentes de contaminación.Las fuentes de contaminación en los sistemas hidráulicos pueden dividirse entres categorías generales. • Contaminación ya incorporada • Contaminación ingresada • Contaminación generada internamenteContaminación ya incorporada:Generalmente, los fabricantes procuran suministrar productos limpiosinternamente, pero a pesar de sus esfuerzos, los equipos llevan usualmentealguna contaminación ya incorporada. Estos contaminantes pueden incluirrebabas, virutas, escorias, fangos, polvo, fibras, arena, humedad, productosaislantes de tubería, salpicaduras de soldadura, pintura y solucionesdetergentes.Los nuevos componentes pueden ser también fuentes de contaminación debidoa un almacenamiento, tratamiento o prácticas de instalación incorrectos.Muchos contaminantes son invisibles a la vista humana y no se remuevencuando se limpian con un trapo o con una manguera de aire.Los filtros ayudan a controlar los niveles de contaminación, pero la experienciaha demostrado que un filtro de un solo paso no puede proteger adecuadamenteun componente o una zona del sistema.Una fuente de contaminación es a través de las conexiones roscadas. Porejemplo, la instalación de un racor de 5/8" introduce más de 60.000 partículasmayores de 5 micras dentro del sistema. 415
  • 347. Contaminantes tales como rebabas de soldadura pueden no separarse y entraren la corriente de fluido hasta que son desprendidas por el fluido a alta presiónentre ellas y las paredes metálicas o por la vibración de la máquina cuando estáfuncionando.Contaminación ingresada :Un motivo muy frecuente de introducción de contaminantes es al llenar elsistema con un nuevo aceite. Este ha sido refinado y aditivado en condicioneslimpias, pero cuando se introduce dentro de la bomba mediante líneas defiltraje, las partículas metálicas y de goma procedentes de las líneas puedenentrar dentro del depósito conjuntamente con el nuevo aceite.Los depósitos de almacenaje pueden también contener herrumbre generadapor la condensación del vapor de agua contenido en el aire.Si el aceite nuevo se ha almacenado en condiciones razonablemente limpias, loscontaminantes más frecuentes en el aceite de relleno son metales, sílice yfibras.La suciedad y otras partículas pueden introducirse en el sistema duranterevisiones y mantenimiento. Normalmente, los componentes se reemplazan oreparan en un ambiente no limpio. La contaminación alrededor del equipopuede entrar en el sistema por una tubería u orificio desconectados.Otro lugar por donde la contaminación puede introducirse es por el filtro de airesituado encima del depósito. El aire que se introduce por este filtro cada vezque un actuador se llena de aceite o cuando, por cualquier motivo desciende elnivel de aceite. Frecuentemente, el filtro de aire es una malla no fina quepermite que la suciedad sin filtrar penetre el sistema.Se presenta otro foco principal de contaminación ambiental cuando los vástagosde los cilindros permanecen extendidos en una atmósfera muy contaminadadurante largos periodos de tiempo. Las partículas finas pueden depositarsesobre los vástagos y ser empujadas dentro del sistema cuando éstos entran.Cuando las juntas y los retenes de estos vástagos se desgastan, la introducciónde contaminantes aumenta considerablemente. 416
  • 348. Contaminación generada internamente:Este tipo de contaminación se genera internamente dentro del sistema por eldesgaste de las piezas móviles de los componentes hidráulicos.Los tipos de desgaste se indican en el cuadro 8. FORMAS DE CREAR CONTAMINACIÓN DE ORIGEN INTERNO TIPO CAUSA PRIMARIA• Abrasión • Partículas en contacto entre las superficies móviles• Erosión • Partículas de alta velocidad que golpean las• Adhesión superficies• Fatiga • Contacto metal con metal• Cavitación • Esfuerzos repetidos sobre una superficie• Corrosión • Caudal restringido a la entrada de una bomba• Aireación • Substancias extrañas en el fluido (agua o productos químicos) • Burbujas de gas en el fluido Cuadro 8. Formas de crear contaminación de origen interno.Abrasión:Es el efecto de partículas sólidas, transportadas por el fluido hidráulico, queentran en contacto con las superficies móviles. La abrasión daña las superficiesy puede crear partículas abrasivas adicionales.Hay tres tipos e abrasión, como se muestra en la figura 332. Figura 332.Tipos de abrasión.La primera se denomina abrasión de un solo cuerpo; este tipo de abrasión seorigina cuando las partículas contaminantes dañan una superficie por contactoentre el fluido y la misma. La abrasión de dos cuerpos se presenta cuando unapartícula abrasiva está incrustada en una superficie que está en contacto conotra. Si la aspereza dura de una superficie entra en contacto con una superficiemás blanda, también se dice que ha aparecido una abrasión entre dos cuerpos.La abrasión de tres cuerpos se refiere a partículas abrasivas sueltas que entranen contacto con dos cuerpos. 417
  • 349. ErosiónLa erosión es similar a la abrasión y se presenta cuando partículas de velocidadmuy elevada golpean las superficies, dañándolas.AdhesiónCuando un metal entra en contacto con otro metal puede haber adhesión.FatigaCuando los esfuerzos repetidos sobre una superficie producen desprendimientode partículas.CavitaciónLa formación y consiguiente colapso de las burbujas en el fluido, arrancanpartículas de las superficies metálicas de la bomba.AireaciónSimilar, en este sentido, a la cavitación.CorrosiónEl deterioro de las superficies por corrosión, aporta contaminantes al sistema.4.2.3.2 Efectos de la contaminación.Cuando se examinan los efectos de la contaminación sobre el funcionamiento yla duración de las máquinas hidráulicas, deben considerarse los efectos sobre lamisión del fluido hidráulico, sobre las tolerancias mecánicas de loscomponentes, la definición de los tipos de contaminación, y como fallan loscomponentes cuando hay contaminación en un sistema.La misión del fluido:Teniendo en cuanta que las misiones del fluido hidráulico son: • Transmitir potencia • Refrigerar o disipar calor • Lubrificar 418
  • 350. • Evitar fugasLa contaminación por partículas sólidas interfiere con las tres primerasmisiones. Interfiere con la transmisión de potencia bloqueando u obstruyendolos orificios pequeños en dispositivos tales como las válvulas de control de lapresión y del caudal.La contaminación interfiere con la refrigeración formando sedimentos sobre lasparedes del depósito. La transmisión de calor desde el fluido a estas paredes esdificultada por la formación de estos sedimentos y origina eventualmente unatemperatura más elevada de funcionamiento del sistema. Frecuentemente, elefecto combinado de varios tipos de daños debidos a la contaminación hacenque la capacidad de generación de calor de una unidad que funcionanormalmente, aumente considerablemente.El efecto más serio que puede tener la contaminación sobre el sistema escuando afecta a la capacidad lubricadora del fluido hidráulico, lo que puedeocurrir de varias formas. Las partículas muy finas, más pequeñas que lasholguras mecánicas de los componentes pueden depositarse en ellas y bloqueareventualmente el caudal de fluido lubrificante entre el pequeño espacio entrelas piezas móviles y por consiguiente, interfiere con el funcionamiento delcomponente. Esta acumulación de partículas contaminantes muy finas sedenomina sedimentación.La sedimentación en las válvulas impide el desplazamiento de sus correderas einterfiere también con el funcionamiento de la bomba, originando ladegradación de su grupo giratorio que disminuye su rendimiento, y degrada sufuncionamiento. La contaminación afecta también a los actuadores, y (comoen el caso de los motores hidráulicos) puede originar una disminución de surendimiento o su fallo. En los actuadores giratorios, pueden dañarse las juntasy sus superficies dinámicas adyacentes. Pueden también destruirse las técnicasde estanqueidad entre los dos lados opuestos de los pistones de los cilindros.Cuando las partículas son aproximadamente del mismo tamaño que la holgurapor la que pasan, pueden frotar contra piezas móviles, rompiendo la películalubrificante, y originando desgaste y daño a la superficie del componente,figura 333. Este desgaste crea más contaminación, aumenta las fugas, hacedisminuir el rendimiento y genera calor. 419
  • 351. Figura 333. Efecto de las partículas.Las partículas contaminantes grandes no pueden circular por las holguras ynormalmente no originan abrasión sobre las superficies que se mueven. Noobstante, esta clase de contaminación puede depositarse a la entrada de unaholgura y bloquear el caudal entre las piezas móviles. Estas partículas puedentambién atascar válvulas, bombas y motores.Cuanto mayor sea la presión, mayor es el problema.4.2.3.3 Holguras mecánicas.Las holguras de fabricación de los componentes hidráulicos pueden clasificarseen dos niveles distintos: • 5 micras para unidades de presión elevada • 15 a 40 micras para unidades de baja presiónLa holgura en cada caso en particular puede variar ampliamente, según el tipode componente y las condiciones de funcionamiento. La siguiente tabla muestralos valores típicos de las holguras para varios componentes. VALORES DE LAS HOLGURAS TÍPICAS Micrómetros PulgadasBomba de engranajes 1/2-5 0.00002-0.0002(en estado de presión) 1/2-5 0.00002-0.0002Engranaje a placa lateralPunta de diente a cuerpoBombas de paletas 1/2-1* 0.00002-0.00004Punta de la paleta 5-13 0.0002-0.0005Lados de la paletaBombas de pistones 5-40 0.0002-0.0015Pistón a camisa (R)** 1/2-5 0.00002-0.0002 420
  • 352. Placa de distribución acilindroServoválvulas 130-450 0.005-0.018Orificio 18-63 0.0007-0.0025Pared de la lengüeta 1-4 0.00005-0.00015Camisa de la corredera (R)**Válvula de control 130-10000 0.005-0.40Orificio 1-23 0.00005-0.00090Camisa de la corredera 1/2-1* 0.00002-0.00004Tipo disco 13-40 0.0005-0.0015Tipo obturadorActuadores 50-250 0.002-0.010Cojinetes hidrostáticos 0-25 0.00005-0.001Cojinetes antifricción 1/2* 0.00002Cojinetes laterales 1/2* 0.00002* Estimado para una capa lubricante fina** Holgura radial Cuadro 9. Valores de las holguras típicas.La vista humana puede únicamente distinguir partículas mayores que 40micras. La mayoría de la contaminación perjudicial en un fluido hidráulico es detamaño inferior a 40 micras, lo que significa que esta contaminación no puededetectarse mediante una inspección visual.4.2.3.4 Fallas por contaminación en bombas y motores.Las bombas y motores hidráulicos llevan piezas y componentes que se muevenunas con relación a las otras, pero están separadas por holguras llenas defluido hidráulico. Generalmente, los elementos componentes están sometidosunos contra otros por las fuerzas de presión que tienden también a introducir elfluido entre las holguras, y si éste está muy contaminado, habrá una rápidadegradación y un probable agarrotamiento.En los sistemas a baja presión, el diseño de la bomba puede tolerar holgurasrelativamente grandes y los efectos de la contaminación disminuyen algo. Apresiones de funcionamiento más bajas, hay menos fuerza disponible paraintroducir las partículas en las áreas de holguras críticas. 421
  • 353. Cuando la presión aumenta las condiciones se hacen más adversas. Aúncuando las holguras sean normalmente fijas, los componentes bajo cargaselevadas pueden asumir posiciones excéntricas que los hacen vulnerables a laspartículas pequeñas.La viscosidad del fluido afecta también a las holguras. El espesor de la capalubricadora puede soportar cargas hidrodinámicas, pero la viscosidad debe sersuficientemente baja para evitar problemas en la succión. Hay que tener encuanta las condiciones térmicas, y como afectan la viscosidad.Las bombas y motores son especialmente susceptibles a problemas en lasholguras en las siguientes áreas:Bombas y motores de paletas: Bombas y motores de engranajes: Punta de la paleta a anillo Dientes a cuerpo Rotor a placa lateral Diente a diente Paleta a ranura del rotor Engranaje a placa lateral4.2.3.5 Recomendaciones."Mantenerlo frío y limpio", es el secreto para una larga vida del fluido. Es másfácil mantener a los contaminantes fuera del sistema que removerlos cuandoestán dentro.Muy frecuentemente, no se detecta la degradación hasta que un fallocatastrófico envía grandes cantidades de contaminación al sistema. Después delfallo, este debe limpiarse completamente con un fluido detergente, o de locontrario, la bomba reemplazada y otras piezas tendrán una duración menorque la esperada.Cuando las bombas y motores llevan drenaje externo, el caudal de fugas por elmismo, puede medirse y servir como indicación del estado del componente.Una variación significativa del caudal de drenaje indica que el componente estádañado o desgastado, y que ha empezado a desprender partículas.El mal manejo o el uso de contenedores viejos puede ser causa de que el fluido"nuevo" ya venga contaminado. A menos que este venga de contenedoreslimpios y sellados, se debe filtrar todo el aceite "nuevo" que se vaya a agregaral sistema. 422
  • 354. Es importante el control de las partículas sólidas mediante la filtración; sedeben cambiar todos los filtros de forma regular, antes de que se obstruyan.Los fluidos hidráulicos resistentes al fuego, así sean o no basados en agua,requieren de una exigente filtración para mantener la confiabilidad del sistema.4.2.3.6 Medida de la cantidad y tamaño de las partículas contaminantes.Siempre que se realice un análisis de las partículas contaminantes en unsistema hidráulico, la validez de los resultados depende de varios factores,incluyendo: • Control de la limpieza del equipo utilizado para obtener y analizar la muestra del fluido • Control de la limpieza del ambiente al que puede estar expuesta esta muestra • Método utilizado para obtener la muestra • Método utilizado para contar las partículas de la muestra • Precisión del equipo seleccionado para el análisis y cualificación en su uso • Precisión en interpretar los resultados del análisis y en determinar la contaminación en una muestra del fluidoMétodos para tomar muestras del fluidoLa selección del método de muestreo y su aplicación adecuada son aspectoscríticos de todo el análisis.Este método debe seleccionarse según el tipo de muestra necesario o sufinalidad.Muestreo estáticoSi todo lo que se requiere es un análisis químico o físico de los precipitados delfluido y de las partículas extrañas, se utiliza una muestra estática. Estasmuestras se obtienen del fluido en reposo y se extrae normalmente del fondo odel punto más bajo del recipiente del fluido, y no reflejan las condiciones delcontaminante presente en el sistema bajo las condiciones de trabajo. No sontampoco útiles para determinar cuanta contaminación particular está distribuidadentro del fluido. Por consiguiente, el muestreo dinámico es el sistemapreferido. 423
  • 355. Muestreo dinámicoMuchas veces, el factor más importante al tomar una muestra del fluido esasegurarse de que ésta es representativa del nivel de contaminación que estápresente dentro del sistema bajo condiciones actuales de trabajo. En estascircunstancias, debe tomarse una muestra dinámica del fluido en movimiento.Tanto en el lugar del que se extrae la muestra, como el periodo de tiempodurante el ciclo de funcionamiento en el que ésta es tomada, son importantespara obtener una muestra representativa. El lugar preferido para tomarla esdirectamente más arriba del filtro de retorno.Métodos para analizar el tamaño de las partículasLa distribución de los tamaños de las partículas contaminantes en un fluido,puede analizarse por muchos métodos distintos. En algunos casos se midedirectamente el tamaño de la partícula, mientras que en otros la dimensión sederiva de medir una conducta física.Métodos ópticosEsta es una nueva tecnología que está empezando a aplicarse. Durante algúntiempo se han empleado métodos con imágenes utilizando microscopios, conluz reflejada y transmitida, para medir el tamaño de las partículas. También seutilizan procesadores de imágenes y microscopios electrónicos convencionales,como el de exploración minuciosa (escáner). Otros métodos ópticos incluyentécnicas de extinción, dispersión o difracción de la luz, láser y técnicasholográficas.Contadores automáticos de partículasEl uso de contadores (CAP) se está haciendo cada día más popular. Estemétodo de contar y dimensionar partículas, dirige un rayo de luz a través de unorificio. Las variaciones en la difusión del rayo cuando pasan las partículas,permiten que un sensor determine el número y tamaño de las partículascontaminantes.La velocidad y precisión del CAP han hecho que este método sea muy popular.Hace posible el análisis con una muestra muy pequeña del fluido hidráulico. 424
  • 356. 4.2.3.7 Código ISO para los contaminantes sólidos.Este código fue establecido para especificar el nivel de limpieza de un fluido. Seaplica a todos los tipos de sistemas de fluidos, suministra un medio sencillo, sinerrores, significativo y consistente de comunicación mundial entre proveedoresy usuarios.El código utiliza los resultados del conteo de partículas. Se determina el total departículas, respecto a una unidad de volumen, mayores de 5 micras y mayoresde 15 micras. La referencia de 5 micras da idea de la contaminación fina,mientras que la de 15 micras refleja la magnitud de las partículas de desgaste.4.2.4 Fugas.Desgaste de los sellos:Con el uso prolongado, la principal causa de fugas por los sellos, es el desgaste.El desgaste puede incluso ser causa de fugas en sellos estáticos. Las sacudidas,las puntas de presión y las vibraciones, causan que las superficies de los sellosestáticos se deslicen y separen en pequeñas cantidades, haciendo que los selloseventualmente produzcan fugas. Entre más áspera sea la superficie de sello,mayor será el desgaste, y más pronto ocurrirán las fugas.Medida de la aspereza de las superficies:Para inspeccionar la rugosidad se usan unos pequeños instrumentos llamadosperfilómetros, los cuales reportan sus resultados en unidades como lasmicropulgadas.Para sellos estáticos, donde las superficies han de ser selladas no se muevenuna respecto de la otra, la práctica comercial es tener entre 32 y 63micropulgadas. Para sellos dinámicos, las superficies en movimiento relativo,requieren de un acabado final de 16 micropulgadas.Líneas de fluido excesivas:Si un sistema es una jungla de líneas de fluido y las conexiones a loscomponentes son difícilmente accesibles, las posibilidades de que haya fugasson grandes. Hay que simplificar los sistemas hidráulicos tanto como se pueda.Menos conexiones, menos posibles fuentes de fugas. Hay que evaluar laposibilidad de volver a montar las válvulas, con todas las conexiones en unaplaca de montaje. El uso de múltiples ofrece aún mejores conexiones entre lasválvulas, eliminando muchas de las conexiones externas. 425
  • 357. 4.2.5 Calor excesivo.Las condiciones térmicas, por encima de un límite especificado, causan que laviscosidad del fluido se vea afectada. Un ciclo de trabajo extremo, la aireación,la cavitación, la presión excesiva y la contaminación, son todos factores quecontribuyen a un calentamiento excesivo. El calor excesivo, por su parte,acelera la oxidación del fluido del sistema, deteriorando su viscosidad. Estogenera una reacción en cadena. Entonces, la causa primera del calor excesivodebe ser eliminada con el propósito de solucionar efectivamente el problema.Temperatura del fluidoLos aceites de petróleo son usados en la mayoría de las aplicacionesoleohidráulicas para lubricar las partes, así como para transmitir potencia. Sinembargo, a medida que la temperatura del aceite aumenta la película lubricantese adelgaza. El resultado son partes rozando; la fricción y el desgasteaumentan; los materiales de los sellos se deterioran más rápidamente, seendurecen y pierden flexibilidad, y pueden permitir fugas rápidamente.Para evitar problemas, la temperatura de conjunto del depósito debemantenerse entre 38ºC (100 F) y 54ºC (130 F). Algunos puntos localizados,como en el sello del eje, pueden llegar a estar hasta 40ºC más calientes que elaceite. A medida que la temperatura del aceite crece, la de los puntos calientesaumentan en la misma proporción.Sí la temperatura excede los 66ºC (150 F), hay que determinar si se estáusando el tipo correcto de aceite. Podría ser recomendable usar un aceite conviscosidad mayor, o con aditivos antidesgaste y antioxidantes.Una prueba rápida y sencilla de la temperatura del aceite, es colocar la manosobre el tanque, junto a la línea de entrada a la bomba, mientras el sistemaeste en operación. Si el calor no es aceptable y no se puede dejar la mano enese lugar, probablemente la temperatura del tanque es muy alta.ADVERTENCIA: HAY QUE TENER CUIDADO AL REALIZAR ESTAPRUEBA, PARA EVITAR QUEMADURAS.La regla general para la máxima temperatura del depósito, en aplicacionesmóviles, es la temperatura ambiente más 44ºC (80 F). Por ejemplo, en un díacaliente, a 32ºC (90 F), la temperatura del depósito puede alcanzar los 76ºC(170 F). Los sellos hechos de Buna-N (nitrito), pueden durar casiindefinidamente con temperaturas del aceite de 93ºC (200 F), pero su vida sereduce a la mitad por cada 14ºC (25 F) de aumento de temperatura. TEMPERATURA TEMPERATURA VIDA EN HORAS DEL FLUIDO ºC DEL FLUIDO EN ºF 107 225 2000 121 250 1000 426
  • 358. 135 275 500 Tabla 3. Análisis de la temperatura del aceite de acuerdo al tiempo de horas de operación.Los fluidos resistentes al fuego con contenido de agua, requieren temperaturasinferiores para prevenir la evaporación excesiva (54ºC, 130 F).Viscosidad:Una medida de las fricciones internas del fluido y su resistencia al flujo.Mayores viscosidades que las recomendadas (como puede ser el caso de unaceite muy frío) pueden causar cavitación en la bomba. Viscosidades menoresque las recomendadas pueden aumentar las fugas internas de la bomba yaumentos de la temperatura. Entonces, tener fluidos con las viscosidadesrecomendadas, a los cuales los fabricantes han agregado los aditivosapropiados, es clave para una larga vida de la bomba.4.3 ANÁLISIS DE FALLAS EN BOMBAS.La síntesis presentada a continuación es una guía para determinar lasverdaderas causas de falla de bombas y motores. Fotos detalladas muestranexactamente el tipo de daño causado por la cavitación, la aireación y otrosproblemas.Dada su importancia y el mayor interés ingenieril, se han tenido en cuentaprincipalmente las bombas y motores de paletas y de pistones. 427
  • 359. 4.3.1 Fallas en Bombas de Paletas. Figura 334. Superficie del cuerpo de la bomba rayada.Esta superficie es normalmente liza y de poca fricción (fosfatada). Esta puedeser rayada por adhesión de la bomba o por excesiva contaminación atrapadaentre el rotor y la superficie del cuerpo. El cuerpo de la bomba de la izquierdamuestra un rayado típico. A estos cuerpos rayados se les puede rectificar lasuperficie un poco (0,005 a 0,010 pulgadas), pero deben ser tratados(fosfatados) antes de ser usados de nuevo. Si se requiere un mayor rectificadode la superficie (0,010 a 0,020 pulgadas máximo), el canal para el o-ring debeser ahondado en igual cantidad. 428
  • 360. Requerimiento de rectificado Figura 335. Comparación de las superficies del cuerpo de la bomba rayadas.El cuerpo de la izquierda esta suficientemente rayado para requerir unrectificado. Sin embargo, la superficie del cuerpo de la bomba de la derecha, notiene un rayado muy profundo, solamente los colores del tratamiento se hangastado. Cuerpos en estas condiciones pueden ser puestos en operación sinproblema. 429
  • 361. Placa de presión Figura 336. Signos de aireación en la bomba.Debido a que el aire es compresible, cualquier burbuja atrapada entre laspaletas de la bomba implosiona violentamente cuando es expuesta a la presiónde salida. Si la burbuja de aire que implosiona esta cerca de una superficie dela bomba, la energía liberada puede remover material. Esto deja marcasparecidas a las de la cavitación (como se ve en la figura, junto a las ranuras delos agujeros de salida de la bomba). Las partículas de material arrancadas seconvierten finos contaminantes que pueden desgastar o rayar la placa depresión y las superficies de contacto del rotor. Las superficies de bombas, conmarcas leves de aireación y cavitación, pueden ser rectificadas hasta en 0,010pulgadas. Si se remueven más de 0,010 pulgadas durante la rectificación, lasranuras deben ahondarse la misma cantidad. Cualquier superficie guía o derodamiento, que sea rectificada, siempre debe ser lapeada o pulida paramejorar la textura de la superficie. Después de una rectificación, la placa debeser tratada (fosfatada) para restablecer el recubrimiento original. 430
  • 362. Figura 337. Comparación del estado de las placas de presión.La placa de presión de la izquierda esta muy dañada debido a la aireación, y nose recomienda repararla. La rectificación no serviría para compensar la cantidadde material que se ha desprendido cerca de las ranuras. (La placa de la derechaesta en buenas condiciones, se muestra como comparación.) 431
  • 363. Figura 338. Placa de apoyo dañada por la aireación.Los efectos de la aireación son similares en ambas, la placa de entrada y la desalida. En la figura se ve el daño causado por el colapso de las burbujas. Lasuperficie de la placa esta muy rayada. Puede ser rectificada hasta 0,010pulgadas sin necesidad de ahondar las ranuras. La rectificación entre 0,010 y0.020 pulgadas requerirá de ahondar las ranuras. Nunca se debe rectificar porencima de 0,020 pulgadas. Hay que recordar que las placas rectificadas debenser adecuadamente tratadas (fosfatados) según especificación. 432
  • 364. Figura 339. Placa de apoyo reparada. 433
  • 365. Paletas Figura 340. Comparación del estado de las paletas.En la figura 340. se muestra la comparación de una paleta nueva (abajo),comparada con la apariencia deslustrada de una paleta que ha sido sometida afluido contaminado (arriba). El cartucho, al pertenece esta paleta, debe serreemplazado. 434
  • 366. Figura 341. Comparación entre los diferentes tipos de desgaste en las puntas de las paletas.En la figura 341, la paleta de la izquierda es nueva, la del medio estadesgastada un poco debido a un fluido más contaminado. El gran desgaste quese aprecia en la paleta de la derecha fue causado por aireación. Un desgastesimilar puede ser causado por fluido en malas condiciones. El cartucho asociadodebe cambiarse. Figura 342. Paleta desgastada. 435
  • 367. Este tipo de desgaste es síntoma de presiones o temperaturas excesivas. Estoes indicación de que el cartucho esta dañado, y no se recomienda sureparación. Anillo guía para las cámaras de bombeo en bombas de paletas equilibradas hidráulicamente Figura 343. Marcas en anillo guía.Los anillos guía de las bombas de paletas tendrán una superficie interna muylustrosa debido a su operación normal. Algunos anillos (como el de la figura)pueden mostrar además marcas onduladas causadas por cavitación, aireación ocontaminantes. Estas marcas pueden ser menores o graves. Ondulacionessuaves (entre 0,001 y 0,002 pulgadas de profundidad) pueden ser pulidas, y elanillo reutilizado. Siempre debe pulirse el anillo guía en la dirección de rotaciónindicada. En el caso de encontrarse marcas más profundas, será necesariohacer un análisis para determinar si un esmerilado puede ser usado pararecuperar el anillo. Se debe realizar un nitrurado para asegurar que la superficieno ha perdido dureza. Un anillo guía puede quebrarse o rompersecompletamente en el punto con sección transversal más débil. Este tipo de falla 436
  • 368. es causado por picos de presión mayores a las especificaciones de diseño de labomba. Figura 344. Superficie de un anillo guía agrietada por el calor.Esto es indicativo de uno o más problemas en el sistema, incluyendo aireaciónen la línea de entrada, temperatura excesiva o mala calidad del fluido. Losanillos guía agrietados por el calor deben ser reemplazados. 437
  • 369. Daños por adhesiónFigura 345. Marcas por adhesión (agarrotamiento) en un anillo guía.La adhesión (agarrotamiento) de la bomba (como lo evidencia eldesprendimiento o transferencia de metal) puede hacer que las temperaturaspuntuales aumenten excesivamente. Estas altas temperaturas causandecoloración en el anillo guía, como se ve en la figura. En este caso enparticular, las altas temperaturas localizadas fueron tan altas que las puntas delas paletas fueron literalmente fundidas en el contorno del anillo. Un anillo enestas condiciones no debe ser reutilizado. 438
  • 370. Figura 346. Comparación de dos anillos guías con fallas.El anillo de la izquierda tiene unas ligeras ondulaciones, y puede ser pulido yreutilizado. Sin embargo, el de la derecha se ha dañado gravemente debido acalor excesivo, y muestra señales de adhesión (agarrotamiento). 439
  • 371. RotorLas superficies del rotor pueden estar rayadas por contaminación o adhesión(agarrotamiento). Las ranuras de las paletas también pueden desgastarse yrayarse por la contaminación del fluido. Figura 347. Rotor manchado.Un rotor en estas condiciones (ver figura 347), es signo de presionesexcesivas o bajas presiones en la entrada. El cartucho debe ser cambiado. 440
  • 372. Figura 348. Daño típico por adhesión en un rotor de una bomba de paletas.Los tipos de fallas por adhesión pueden ser causados por la contaminación delfluido, operación en seco, mala lubricación por parte del fluido, altatemperatura del sistema, o tolerancias inadecuadas entre el anillo guía y elrotor. Rotores con las ranuras para las paletas desgastadas más de 0,0002pulgadas no deben ser reutilizados. Rotores con superficies rayadas, como elmostrado en la figura 348, deben ser reemplazados. 441
  • 373. Figura 349. Oxidación orginada por la humedad en el aceite.La oxidación es la unión química del hierro con el oxígeno. La corrosión es lareacción química entre el metal y un ácido. Ya que es generalmente imposibleimpedir que el aire atmosférico y la humedad que contiene penetren en elsistema hidráulico, habrá siempre posibilidades de que haya oxidación.4.3.2 Fallas en bombas de pistones. Bloque de cilindrosLos agujeros cilíndricos individuales, del bloque de cilindros, están sometidos adesgaste excesivo. Esto puede ser debido a operación en seco, mala lubricaciónpor parte del fluido, o contaminantes externos. Los bloques de cilindrosdesgastados o rayados, no deben ser reutilizados.La superficie superior del bloque de cilindros, que esta en contacto con la placade distribución, puede también rayarse o picarse, debido a condiciones deoperación inapropiadas, tales como aireación, cavitación, contaminación y altapresión del sistema. 442
  • 374. Figura 350. Superficie de un bloque de cilindros con muestras de desgaste.La figura 350, muestra ralladuras ocasionadas por contaminación. En estoscasos, el bloque de cilindros puede ser pulido o rectificado de 0,005 a 0,015pulgadas. Los bloques rectificados deben ser siempre tratados adecuadamenteantes de usar. 443
  • 375. Placa de distribución Daños por aireación Figura 351. Placa de distribución erosionada.Los efectos de la aireación, en las placas de distribución de las bombas depistones, son muy similares a los que se observan en las bombas de paletas. Enlas dos figuras se observan marcas de erosión evidentes. 444
  • 376. Figura 352. Placa de distribución con superficie rayada.La superficie de una placa de distribución puede llegar a rayarse debido anumerosos factores, incluyendo la contaminación. Una superficie rayada, comola que se muestra en la figura, puede ser rectificada más de 0,015 pulgadas.Hay que ahondar las ranuras en la misma proporción. La placa rectificada debeser tratada según la especificación (renitrurada). Hay que tener en cuenta queel rodamiento debe ser removido antes de rectificar. 445
  • 377. Figura 353. Placa de distribución dañada por partículas contaminantes.La placa de distribución de la figura fue estropeada por grandes partículas demateriales contaminantes. Patín / PistónSi todos los patines de los pistones no tienen el ancho dentro de los límitesprescritos, pueden experimentar levantamiento. Otra posible causa delevantamiento, es la cavitación. Eventualmente el pistón puede salirse del patíny ocasionar daños catastróficos. 446
  • 378. Figura 354. Daños ocasionados por la contaminación en la cabeza del pistón.Los patines también pueden desprenderse de los pistones debido a desgaste,ralladuras y picaduras, ocasionadas por la contaminación. 447
  • 379. Figura 355. Superficie de apoyo del patín con desgaste por cavitación.El levantamiento del patín y la cavitación producen un efecto de "cilindrado"que redondea los bordes del patín. Otro síntoma son ralladuras en la superficiedel patín, como es evidente en la figura. 448
  • 380. Figura 356. Efectos de la contaminación y la adhesión en el diámetro de un pistón.Figura 357. Comparación de las condiciones de dos pistones. 449
  • 381. El pistón de la derecha tiene daños obvios y debe ser reemplazado. Sinembargo, el de la izquierda esta en relativas buenas condiciones, y puede serusado de nuevo. Placa de presión Figura 358. Evidencia del levantamiento de los patines.Las placas de presión pueden ser perjudicadas por el levantamiento y el"cilindrado" de los patines de los pistones, como se ve aquí. La superficie de laplaca de presión puede ser rectificada hasta en 0,015 pulgadas máximo, perodebe ser renitrurada. 450
  • 382. Figura 359. Placa de presión gravemente averiada.La figura 359, muestra el tipo de golpes que se dan cuando un patín sedesprende completamente del pistón. Esta placa no puede ser rectificada ydebe ser desechada. 451
  • 383. Bloque basculante Figura 360. Bloque basculante quebrado.Los agujeros que soportan los ejes del bloque basculante, están sujetosconstantemente a ciclos de esfuerzos de carga y descarga. La mala aplicacióndel momento de giro, o una inusual alta frecuencia de carga y descarga,pueden causar la falla de los ejes y que el bloque basculante falle, como se veen la figura 360. Falla en los ejesLas fallas de los ejes de las bombas son generalmente casadas por esfuerzosrepetitivos. Como una cadena, que es tan fuerte como su eslabón más débil, eldaño en un eje ocurrirá cuando la concentración de esfuerzos, en el punto másdébil del eje, exceda la resistencia del material. 452
  • 384. Hay dos tipos primarios de fatiga del metal que son responsables de la mayoríade las fallas en los ejes de las bombas: fatiga por flexión rotacional y fatigatorsional.Figura 361. Eje fracturado debido a fatiga por flexión rotacional.El eje de la figura 361, se rompió limpiamente en un ángulo de 90º respecto asu eje de rotación. Esta falla es debida a la fatiga por cargas flexoras que seproducen con la rotación. Una causa probable es la mala alineación entre labomba y su impulsor primario, lo cual causa que el eje se flexione ligeramentecon cada revolución. Fracturas como esta usualmente empiezan en un punto deconcentración de esfuerzos. Dentro de estos puntos débiles se pueden contarranuras, filetes o agujeros.El eje mostrado en la figura tiene las marcas onduladas típicas de este tipo defallas. Estas marcas indican que el eje fue irregularmente cargado odesbalanceado. El área suave cerca del borde es donde la falla se inicio. Lasondulaciones se van haciendo más intensas, hasta el punto donde se produjo laruptura final 453
  • 385. Figura 362. Eje fracturado debido a fatiga por flexión torsional.En la figura, la falla del eje fue causada por fatiga torsional. Este tipo de fatigaes causado por las fuerzas generadas durante la operación normal de la bomba.Cuando estos ciclos de fuerzas se repiten miles o incluso millones de veces,eventualmente el eje simplemente se daña por su uso. Las fallas por fatigatorsional pueden tener una variedad de formas, dependiendo de la geometríadel eje y la dirección de la carga. Las cargas de torsión que siempre se dan enun mismo sentido usualmente causan una fractura en forma de espiral a unos45º del eje de rotación, como se muestra en la gráfica. 454
  • 386. Averías y sus causasLas tablas en este capitulo pueden resultar muy útiles para subsanar las averías yencontrar sus causas, dad la imposibilidad de enumerarlas todas se han indicadosolamente aquellas que, con mayor frecuencia, se dan en los circuitos hidráulicos. Sinembargo, es evidente que pueden producirse otras. En cualquier caso la experiencia ylas lógicas deducciones del técnico serán las que solucionen el problema.Es importantísimo que las reparaciones sean efectuadas por un personal técnicoconocedor de la materia y de los elementos, y es de advertir el esmerado proceso delimpieza que debe observarse en la manipulación de las piezas componentes de estos.Finalmente cabe mencionar que el mejor remedio para las averías es evitarlas, de ahíla importancia de contar con el mantenimiento adecuado en el supuesto de que tantoel proyecto como el montaje hayan sido realizados correctamente.Otro factor importante para la prevención de futuras averías, y considerando quemuchas de ellas son repetitivas, es el análisis de componentes averiados ya que de unprofundo estudio del componente puede determinarse la causa concreta de la avería, yen su caso buscar las soluciones oportunas para evitar que esta se repita.Bombas y motores Avería: la bomba no da caudal o solo da parte de él causas soluciones Invertir el sentido de giro del motor o Sentido de giro invertido o acoplamiento acondicionar la bomba para el verdadero mal anclado sentido de giro; revisar si la chaveta está bien colocada Nivel de aceite demasiado bajo Rellenar el deposito Filtro obturado Limpiarlo o cambiarlo Mal funcionamiento de la válvula situada Reparar la válvula o suprimirla en el tubo de aspiración Burbujas de aire en el circuito Purgar el circuito Cambiar el racor o la junta y comprobar la Entrada de aire por el tubo de aspiración estanqueidad del circuito. Untar con grasa consistente los posibles puntos de aspiración de aire. Eje de la bomba roto Cambiar el eje y comprobar la causa ( sobrecarga o mala alineación) Mala calidad del aceite Consultar las recomendaciones
  • 387. Hacer girar la bomba a baja presión para Aceite demasiado frío (viscosidad muy calentar el aceite a través de la válvula de elevada) seguridad o instalar un sistema de precalentamiento No existe purga en el tubo de presión Bomba descebada (purgar la bomba aflojando el racor de la salida de presión) Demasiada altura de aspiración Reducir esta altura Alta velocidad de giro Reducir esta velocidad No actúa la presión atmosférica en el Adoptar un respiradero o un filtro de aire interior del deposito(deposito estanco) de capacidad suficiente Avería: la bomba o el motor hacen ruido causas Soluciones Cavitación Purgar la bomba. Regular o comprobar las válvulas de deceleración del motor Entrada de aire por el tubo de aspiración Cambiar el racor o la junta y comprobar la estanqueidad del tubo Entrada de aire por el reten del eje Cambiar este retén Emulsión Purgar el circuito Sistema de entrada de aire en el deposito Limpiar o instalar este sistema obturado o no existe Filtro de aspiración pequeño u obturado Instalar un filtro mayor o limpiarlo Diámetro de la aspiración demasiado Colocar un tubo de diámetro mayor pequeño Fugas en la carcasa Apretar los tornillos, comprobar si las fugas provienen de las juntas Piezas defectuosas de la bomba o del Cambiar estas piezas motor Bomba o motor sometidos a esfuerzos Verificar la alineación de la bancada y apretar los tornillos uniformemente Cuerpos extraños en el circuito de Eliminar estas partículas y si es necesario aspiración limpiar el circuito Muelle de paleta roto Cambiar el muelle Circuito obturado Limpiarlo, y si es necesario, decaparlo y volverlo a limpiar Tubo de aspiración aplastado Cambiar este tubo o tratar de repararloTemperatura del aceite demasiado elevada Verificar el circuito para encontrar el motivo (¿hay refrigerador?)
  • 388. Bomba de alimentación averiada Buscar la causa y remediarla (¿suciedad?)Ruidos en el deposito (caja de resonancia) Cambiar la posición o fijación del deposito, instalar dispositivo contra ruidos Poros en el flexible de aspiración Cambiarlo Vibraciones en el circuito Buscar la causa y remediarla Desmontar la bomba o el motor, verificarOtros defectos en la bomba o en el motor las piezas o probar los elementos en un banco de pruebas Nivel de aceite demasiado bajo Rellenar el deposito (fugas o circuito no lleno) Mal funcionamiento de la válvula de Repararla o eliminarla aspiración Mala calidad del aceite Consultar la sección de fluidos Reducir la velocidad, colocar válvulas de Alta velocidad de giro del motor frenado en el circuito para evitar la aceleración del motor Avería: la bomba o el motor se calientan excesivamente causas Soluciones Mala calidad del aceite Consultar la sección de fluidos Velocidad del fluido demasiado alta Instalar tuberías de mayor diámetro Nivel de aceite demasiado bajo Rellenar el deposito (fugas o circuito no lleno) Cartucho volumétrico de la bomba o del Cambiar estas piezas motor gastados Grandes esfuerzos radiales o axiales Limitarlos a los máximos permisibles y verificar alineaciones Verificar la presión máxima si es necesario Aumento de la velocidad inicial cambiar el tipo de bomba (a una de mayor caudal) e instalar la tubería correspondiente Refrigerador insuficiente Aumentar su capacidad Refrigerador obstruido Buscar la causa y remediarla (posos, sedimentos etc.)Poca diferencia entre la presión de tarado Aumentar la presión de tarado o disminuir y la de trabajo la de trabajo Presión demasiado elevada Reducir la presión Mala elección del regulador de presión Sustituirlo por el adecuado Mal funcionamiento del circuito Verificar el circuito y si es necesario cambiarlo
  • 389. Juntas inadecuadas Sustituirlas Filtro obturado o pequeño Limpiarlo o sustituirlo Velocidad de giro demasiado alta Reducir esta velocidad cavitación Verificar el cebado de la bomba y purgar el circuito Sistema de aireación obstruido Limpiarlo Circuito obstruido Limpiarlo y si es necesario decaparlo y volverlo a limpiar Tubo de aspiración aplastado Cambiarlo o arreglarlo Avería en la bomba de alimentación Buscar la causa y remediarla Otros defectos de la bomba y el motor Desmontar estos elementos, verificar las piezas o probarlas en un banco de pruebas emulsión Purgar el circuito Avería: la bomba no da presión causas Soluciones Presión mal regulada Verificarla presión y aumentarla si es necesario Limitador de presión atascado Repararlo Defecto del circuito eléctrico (solenoides Verificar el circuito eléctrico y repararlo del distribuidor o contactos) (excitación del distribuidor de Bypass) Fugas en el circuito (cilindros, válvulas, Comprobar las juntas y sustituir las etc.) defectuosas Error de interpretación del circuito Verificar el circuito y modificarlo si es necesario Eje de la bomba roto o chaveta mal Buscar la causa (¿bomba sometida a colocada esfuerzos?), cambiar el eje, colocar bien la chavetaMala regulación de los contactos de puesta Modificar la regulación de los contactos en vacío La bomba no da caudal Ver cuadro numero xxx Mala calidad del aceite Verificar las condiciones de operación del fluido, mala selección del aceite. En lo posible cambiarlo.Dispositivo de arrastre defectuoso Reparar este dispositivo (buscar las causas)La correa de arrastre patina Regular la correa o sustituirlaCircuito obstruido Limpiarlo y si es necesario decaparlo y volverlo a limpiarJuntas imperfectas Sustituirlas
  • 390. Avería: perdida de velocidad del motor causas SolucionesPresión de entrada muy baja Aumentar esta presiónPresión de salida muy elevada Verificar el circuitoPlato distribuidor no hace contacto Desmontar el motor y repararloPiezas del motor defectuosas Sustituir las piezasTemperatura del aceite demasiado elevada Comprobar el circuito para encontrar la causa ( verificar el refrigerador) Avería: control defectuoso de la velocidad causas SolucionesFugas importantes de la bomba Comprobar el caudal y las causas, y si es necesario sustituir la bomba Avería: el motor no funciona causas SolucionesPar demasiado bajo Aumentar la presiónFugas internas o en el drenaje muy Verificar el funcionamiento de la correderagrandes del plato distribuidorDefecto de las tóricas del plato distribuidor Colocarlas bien y verificar que el plato distribuidor se desplazaCaudal de la bomba insuficiente Comprobar las causas, reparar la bomba o sustituirla por otra de mayor caudalMotor demasiado pequeño Cambiarlo por un modelo mayor Avería: mucho juego en el eje causas SolucionesRodamiento defectuoso Cambiar el rodamientoExcesivo esfuerzo radial o axial Limitar esfuerzos a los minimos permisiblesAcoplamiento no equilibrado Equlibrarlo o cambiarlo
  • 391. Avería: fugas en la bomba o en el motor causas SolucionesMala estanqueidad de los racores Comprobar y remediarloMala estanqueidad del reten CambiarloFugas en la carcasa Comprobar si proceden de las juntas y reparar, y si es necesario cambiar la carcasaSuperficies planas dañadas Rectificar lapear pero se aconseja enviarla al constructor comprobar la contaminación del fluidoNo hay válvula de deceleración en el Instalar una válvula de deceleracióncircuito del motor (presión de frenado muyelevada)Filtros Avería: filtración inadecuada causas SolucionesDemasiada luz de malla Instalar un filtro de menos luz. Atención con la capacidad de filtradoFiltro obturado, el aceite pasa en Limpiar el filtro y si es necesario todo elderivación a través de la válvula circuitoincorporadaError en la instalación Atención al sentido de circulaciónCampo magnético averiado Instalar nuevos elementos magnéticosElementos obturados Limpiar los elementos, o cambiarlosError en el circuito Modificar el circuitoDepósitos Avería: aceite contaminado causas SolucionesDefectuosa estanqueidad de las juntas Sustituir las juntas, comprobando su compatibilidad con el tipo de fluido y si es necesario modificarlasCircuito contaminado Vaciar y limpiar el circuitoFiltro de aire inadecuado Instalar el requeridoFiltro de aire defectuoso Limpiarlo y cambiarloTuberías y circuitos obstruidos Limpiar, decapar y limpiar nuevamente
  • 392. Avería: emulsión causas SolucionesNivel de aceite muy bajo Llenar hasta el nivel máximoCircuito no lleno Rellenar el circuito y verificar posibles fugasTubería de aspiración y retorno no Instalar este tabique en el depositoseparadas por un tabique de decantaciónRetorno por encima del nivel de aceite Instalar el retorno por debajo del nivel de aceite del depositocavitación Depresión demasiado fuerte en la aspiración. Verificar sección del tubo, longitud y capacidad del filtroMala calidad del aceite Verificar las condiciones de operación del fluido, mala selección del aceite. En lo posible cambiarlo.Depresión en el interior del deposito Modificar el sistema de entrada de aire al depositoMal montaje en la tubería de retorno En la tubería de retorno hay una T que hace de venturí, ni siendo el ramal central estanco a la depresión Avería: temperatura demasiado elevada causas SolucionesNingún sistema de refrigeración Montar un refrigerador o modificar la superficie del deposito para mejor disipación de calorRefrigerador no adecuado Aumentar su capacidad o la superficie del depositoSuperficie de disipación de calor muy Aumentar esta superficiepequeñaAlta temperatura ambiente Cambiar de sitio el deposito o instalar un refrigeradorDeposito cercano a una fuente de calor Verificar la distancia del deposito a la fuente de calor y si es necesario montar una pantalla aislantePresión en el circuito demasiado elevada Modificar la presión inicialError en la instalación Modificar la instalaciónElementos defectuosos en el circuito Sustituir estos elementosNo hay indicadores de nivel de aceite y no Instalar un indicador de niveles posible controlar dicho nivel
  • 393. ACUMULADORES Figura B1. Acumulador hidráulico.A diferencia de los gases que, son compresibles y pueden almacenarse durante unperiodo de tiempo, los fluidos hidráulicos son normalmente incompresibles. Losacumuladores suministran un medio para almacenar estos fluidos bajo presión. El fluidohidráulico entra en la cámara del acumulador y actúa sobre el área del pistón o de lavejiga para elevar un peso o comprimir un muelle o gas.El acumulador es un dispositivo de almacenamiento de energía. Se puede consideraranálogo a una batería.Los acumuladores más frecuentemente usado son los de gas, como el que se muestraen las figuras B2.
  • 394. Figura B2. Acumulador hidráulico de gas. APLICACIONES DE LOS ACUMULADORESEn muchos sistemas hidráulicos es necesaria una gran cantidad de fluido para efectuarel trabajo, pero este se realiza sólo en intermitentemente en el ciclo de la máquina. Porejemplo, en una máquina de inyección, el cilindro de inyección debe moverse muyrápidamente cuando la pieza se forma, pero permanecer inactivo cuando se retira lapieza y durante el cierre y la abertura del molde. En lugar de utilizar intermitentementeuna bomba de gran caudal, este sistema permite almacenar fluido en un acumuladorcon una bomba relativamente pequeña y descargarlo durante la parte de "inyección"del ciclo.Otra aplicación sería, en un sistema en el cual es necesario mantener una presióndurante un período de tiempo muy largo. En vez de dejar la bomba funcionandoconstantemente al taraje de la válvula de seguridad, se utiliza para cargar unacumulador y mientras éste mantiene la presión, la bomba puede descargar librementeal tanque. Se usan presóstatos o válvulas de seguridad y descarga para controlarperiódicamente la carga del acumulador o la descarga de la bomba cuando se pierdefluido debido a las fugas de circuito.Los acumuladores pueden también instalarse en una sistema para absorber choque opuntas instantáneas de presión, debidas a paradas bruscas o inversiones del caudal deaceite. En tales casos, la presión de carga es próxima o ligeramente superior a lapresión máxima de trabajo, consiguiéndose así absorber las puntas de presión y evitaral mismo tiempo una flexión constante de la membrana o de la vejiga.Como precaución, el acumulador tiene que aislarse completamente del circuito o estarcompletamente descargado, antes de iniciar cualquier desmontaje de las líneas delcircuito. Nunca debe de desmontarse un acumulador sin antes descargarlo.
  • 395. En resumen, las aplicaciones de los acumuladores pueden ser: • Almacenamiento de energía • Absorción de choques • Amortiguación de pulsos • Compensación de expansiones térmicasTIPOS DE ACUMULADORESHay diferentes tipos de acumuladores hidráulicos que son usados en sistemas depotencia de fluidos. La construcción más común utiliza un gas inerte en una bolsa(vejiga) o actuando sobre un pistón.ACUMULADORES DE CONTRAPESO Figura B3. Acumulador de contrapeso.Es el tipo de acumulador más antiguo, figura B3. Consta de un pistón vertical, confacilidad para añadir o remover pesos, lo que permite modificar la presión de operacióndel acumulador. Este es el único tipo de acumulador en que la presión se mantieneconstante. No obstante, son pesados, ocupan mucho espacio y su uso es limitado. Seutilizan en algunas prensas de gran tamaño en las que se requiere una presiónconstante o en aquellas pocas aplicaciones en que sean necesarios grandes volúmenes.
  • 396. ACUMULADORES DE MUELLE Figura B4. Acumulador de muelle.En este tipo de acumulador, figura B4, la presión es aplicada al fluido mediante lacompresión de un muelle espiral colocado detrás del pistón del actuador. La presión noes constante, ya que la fuerza de compresión es proporcional a la longitud comprimidadel resorte; la presión aumenta cuando el fluido entra en la cámara y disminuye cuandoeste sale. Se pueden montar en cualquier posición. La fuerza del muelle, es decir, loslímites de presión no son fácilmente ajustables con estos acumuladores. Además,cuando se requieran grandes cantidades de fluido, las fuerzas involucradas hacen muydifícil poder obtener muelles suficientemente grandes.ACUMULADORES DE GASSon los más utilizados. Se cargan con un gas inerte, generalmente nitrógeno seco. Laspresiones de carga varían con cada aplicación y dependen del intervalo de presiones detrabajo y del volumen de fluido requerido en dicho intervalo. La presión de carga delgas no debe ser inferior al 25% (preferiblemente el 33%) de la presión máxima detrabajo. La compresión del acumulador varía en proporción a la compresión del gas,aumentando cuando entra el fluido y disminuyendo cuando sale.
  • 397. Acumulador de gas tipo pistón Figura B5. Acumulador tipo pistón.Este es no de los métodos para separar el gas del fluido, esto lo hace mediante unpistón libre, figura B5.Acumulador de gas tipo membrana o vejiga Figura B6. Acumulador de membrana o vejiga.Llevan incorporada una membrana o vejiga de caucho sintético que separa el fluido delgas, figura B6.
  • 398. El aceite disponible puede variar entre el 25% y el 75% de la capacidad total, según lascondiciones de funcionamiento. Trabajando fuera de estos límites, la vejiga podríadilatarse o comprimirse demasiado, limitando su duración.CONDICIONES DE FUNCIONAMIENTODado que los acumuladores a gas son, ampliamente, los más usados, en esta parte seanalizara la incidencia de las condiciones de operación del acumulador en elfuncionamiento del sistema.Al trabajar con acumuladores es importante entender las condiciones de sufuncionamiento. La mínima presión del sistema es determinada por la presión más bajadisponible en las condiciones de trabajo. La máxima presión disponible la determina eltaraje de la válvula de alivio o la presión más alta necesaria para mantener el volumenrequerido en el acumulador. La presión de carga recomendada es de 100 psi (6.9 bar)menos que la presión mínima del sistema (para acumuladores de pistón). De este modoel pistón nunca se apoyará y la presión del gas con relación a la presión del sistema esesencialmente siempre igual para reducir las fugas de gas y aceite.Las propiedades del gas afectan la operación del acumulador. Cuando un gas secomprime adiabáticamente, la temperatura aumenta; a su vez, cuando se expandeadiabáticamente, la temperatura disminuye. Para una presión dada, un gas ocupamayor volumen entre mayor sea su temperatura.Cuando el acumulador es llenado, el fluido se comprime, Figura B7. Si el llenado eslento y permite que el calor fluya manteniendo una temperatura constante del fluido,puede considerarse como un proceso isotérmico. Si por el contrario, el llenado esrealizado en forma rápida y el calor no tiene oportunidad de escapar, con elconsiguiente aumento de la temperatura, el llenado puede considerarse adiabático. Figura B7. Compresión del gas.
  • 399. Cuando el acumulador es llenado isotérmicamente (lentamente) puede acumular unamayor cantidad de liquido que si fuera operado adiabáticamente (rápidamente). Esto sepuede apreciar en el ejemplo de la figura B8. Figura B8. Secuencia de trabajo del acumulador.Cuando el acumulador es descargado el gas se expande, figura B9. De nuevo, si ladescarga es lenta y permite que el calor fluya manteniendo una temperatura constantedel fluido, puede considerarse como un proceso isotérmico. Y si por el contrario, ladescarga es realizada en forma rápida y no se permite la entrada de calor, con laconsiguiente disminución de la temperatura, la descarga puede considerarse adiabática. Figura B9. Expansión del gas.
  • 400. Cuando el acumulador es descargado isotérmicamente (lentamente) puede descargaruna mayor cantidad de liquido que si fuera descargado adiabáticamente (rápidamente).Esto se aprecia en el ejemplo de la figura B10. Figura B10. Estados termodinámicos del acumulador en operación.