Sistemas hidraulicos ing fanor

Sistemas Hidráulicos________________________________________________1
Capítulo I
UTILIZACION DE LA ENERGÍA HIDRÁULICA
INTRODUCCIÓN
La automatización en los procesos de producción industrial y prestación de servicios se
esta dando debido al gran desarrollo tecnológico de la Hidráulica y la Neumática pura,
la Electro-Hidráulica y la Electro-Neumática, el desarrollo de la Hidráulica y de la
Neumática pura, nos da procesos de producción y servicios automáticos, de la misma
forma la Electro-Hidráulica y la Electro-Neumática interactuando con dispositivos
Eléctricos y Electrónicos se traduce en la obtención de procesos Automáticos de
producción y prestación de servicios, ambas tecnologías nos garantiza productividad,
calidad del producto o servicio a bajo costo, por otra parte, la aplicación de estas
tecnologías también nos garantiza seguridad para el operador, facilidad y precisión en el
control de movimientos de los actuadotes, por lo que, su estudio y la aplicación de estas
tecnologías en nuestro medio debe ser importante para el desarrollo industrial y la
implementación de procesos automáticos de producción industrial y de prestación de
servicios, permitiéndonos obtener ventajas significativas en cuanto a la calidad,
productividad y precio, obteniendo como resultado rentabilidad y competibilidad a todo
nivel. La enseñanza de la Hidráulica, la Neumática, la Electro hidráulica, Electro
neumática y por ende la automatización debe obedecer a estas necesidades de encontrar
dichas ventajas significativas de transformar los procesos productivos y de servicios
manuales, de grandes, medianas y pequeñas industrias en procesos semiautomáticos o
automáticos y bajar los costos de producción, mejorar la calidad de sus productos y
como resultado obtener rentabilidad y mantenerse en la competencia.
Semejanza, diferencias, ventajas, desventajas, entre sistemas Hidráulicos y
Neumáticos
Semejanza.
a.- Tanto la Hidráulica como la Neumática transmiten energía de presión a través de
tuberías o mangueras para realizar trabajo mecánico, siendo Aceite en el primer caso y
Aire comprimido en el segundo, en ambos casos se eleva la presión del fluido a un
determinado valor.
b.- Los actuadores, válvulas y otros elementos empleados para el diseño de circuitos
tienen parecido geométrico con la diferencia de que en la hidráulica son mas robustos y
son de acero por las elevadas presiones con las que trabajan, por lo tanto la
Conceptualización de circuitos Hidráulicos y Neumáticos son semejantes.
c.- Para identificar la mayor parte de los actuadores lineales y otros elementos tanto de
la Hidráulica como de la Neumática utilizamos la misma simbología.
d.- En ambos casos, tanto los actuadores como otros elementos están fabricados dentro
de tolerancias bastante precisas y reducidas.

e.- Las pérdidas de fluidos que se da en ambos casos, pérdidas por tuberías, mangueras
y elementos de unión se constituye en contaminante del sistema, siendo perjudicial al
rendimiento o a la productividad y a la durabilidad de los actuadores y elementos que
son fabricados con tolerancias bastante reducidas y precisas.
DIFERENCIAS.
a.- Tanto la Hidráulica como la Neumática tienen su propio campo de aplicación. La
hidráulica generalmente se emplea para transmitir esfuerzos elevados, movimientos
regulares, suaves y lentos, como en el mecanizado de maquinas herramientas, la
hidráulica nos permite un regulado continuo de las velocidades en el trabajo de los
actuadores con la hidráulica obtenemos velocidades constantes a pesar de variaciones de
carga, a lo largo del proceso de recorrido del actuador.
b.- Con la Neumática debido a que el aire es compresible es difícil obtener grandes
presiones consecuentemente esfuerzos y velocidades uniformes con variaciones de
carga, siendo también difícil obtener velocidades bajas, como con los sistemas
hidráulicos.
VENTAJAS DE LA HIDRÁULICA FRENTE A LA NEUMÁTICA.
a.- Las presiones de trabajo pueden alcanzar hasta los 700 kg./cm2
, en cambio con la
Neumática “Aire comprimido” la presión del aire comprimido utilizado generalmente es
del orden de 2 a 20 kg./cm2
.
b.- Para muchas aplicaciones el Aceite es prácticamente incompresible, no en tanto en la
Neumática la compresibilidad del aire presenta problemas en muchos casos.
c.- Con la Hidráulica se obtiene regulación de la velocidad de los actuadores y variación
del movimiento de los mismos con facilidad mediante el control del fluido, en cambio
con la Neumática la regulación de flujo del aire es mas complicada por lo que, sí se
requiere precisión en movimientos se acude a Sistemas auxiliares tales como la óleo
neumática.
d.- En la hidráulica la energía de presión se genera en la propia maquina o sistema en el
momento de su utilización por lo que, se dice que es un sistema autónomo. La
neumática casi por lo general depende de una red de distribución de Aire comprimido
que funciona como un reservatorio y comprende a partir del compresor, por otra parte
tiene un complicado proceso de tratamiento.
VENTAJAS DE LA NEUMÁTICA FRENTE A LA HIDRÁULICA.
a.- La Neumática es fácil implementarlo, la instalación de equipos Neumáticos es
económico, sencillo, rápido y limpio.

b.- Las velocidades de los actuadores Neumáticos son mucho mayores que los de la
Hidráulica por lo que la productividad con la Neumática es elevada.
c.- Son apropiados para instalaciones con peligro de incendio o de explosión ya que su
característica es ser antiinflamables.
APLICACIÓN DE LA ENERGÍA HIDRÁULICA EN CIRCUITOS O SISTEMAS
HIDRÁULICOS
Concepto de sistemas hidráulicos y/o electro-
hidráulicos
Sistemas hidráulicos y/o electro-hidráulico es el
conjunto de elementos mecánicos, eléctricos y
electrónicos tales como: bombas, motores
hidráulicos o actuadores rotativos, cremallera-
piñón, actuadores lineales, válvulas, enfriadores,
aceites, tuberías, conexiones, tanques de aceite,
sensores, PLCs y otros. De tal forma que, cuando
adecuadamente ínterligados entre ellos forman
esquemas o circuitos de acuerdo a nuestras
necesidades permitiendonos obtener movimientos
que pueden ser rectilíneos horizontales, verticales,
movimientos angulares y de rotación; automáticos o
manuales. Como resultado obtenemos trabajo
mecánico, siendo los elementos centrales de un
sistema hidráulico la bomba, el motor hidráulico y el
aceite.
FIGURA 1.1
APLICACIÓN DE LOS SISTEMAS HIDRÁULICOS
La aplicación los sistemas hidráulicos puros y/o electro-hidráulicos esta en la
ingeniería en general, por lo que es sumamente amplio e importante, encontramos la
hidráulica en.
1. En la industria.- En maquinas de inyección de plásticos, embasador de diferentes
tipos de fluidos se obtiene la electro-hidráulica en este proceso de inyección damos
la forma necesaria al plástico forzando bajo presión al material a cavidades o
matrices dándonos piezas complejas con excelente tolerancia dimensional
precisando poca o ninguna operación de terminado, también es usado para fabricar
recipientes, baldes, tapas de recipientes y otros, en la industria también se encuentra
en taladros, cilindradora de chapas y en procesos de producción de la siderurgia.
??
?
0.00 Bar

2. En la construcción Civil.- Se utiliza en las transmisiones de equipos pesados tales
como: Tractores, Palas cargadoras, moto niveladora, en tolvas de volquetes, En
represas para accionar compuertas, en equipos de elevación de carga y hormigón
también es muy común utilizar en la construcción de viaductos o puentes como en
el caso de la ciudad de Millán al sur de Francia, se construyo un viaducto de 2460
mts. de largo y 336 mts. de altura con capacidad de cuatro carriles, el sistema
hidráulico fue utilizado para suspender y empujar tableros de hormigón armado que
en el caso tiene de 32 mts. de largo del tablero por 4.3 mts. de alto.
3. En la aviación.- Se utilizan en los trenes de aterrizaje.
4. En la explotación petrolera.- Para la perforación de pozos petroleros
consecuentemente extracción de petróleo, también se utiliza en la explotación
minera y extracción de agua.
5. En industria Automotriz.- Se utiliza en los sistemas de dirección y sistemas de
freno.
VENTAJAS DE LA UTILIZACIÓN DE LA ENERGÍA HIDRÁULICA EN LA
INGENIERÍA
1. Nos permite obtener movimientos lineales, angulares y de rotación sin grandes
esfuerzos musculares, los movimientos de rotación continuos se consiguen mediante
la combinación de una bomba y motor hidráulico, los movimientos lineales con la
ayuda de actuadores lineales hidráulicos y los movimientos angulares con el
conjunto cremallera piñón.
2. Nos permite obtener o transmitir grandes esfuerzos y potencias con la ayuda de
órganos reducidos; ejemplos: prensa hidráulicas, gatas hidráulicos, cilindros de
buldózer, multiplicadores de presión, cilindros de palas cargadoras, etc.
3. Se tiene suavidad en la inversión de marcha, gracias a la ausencia de masa o inercia
que abra que vencer permitiéndonos obtener torques y esfuerzos de acuerdo a las
necesidades, es el caso de las transmisiones hidrostática de equipo pesado o de
construcción.
4. Nos permite automatizar todo o cualquier proceso de producción industrial donde
los requerimiento de esfuerzo son grandes.
5. No se tiene necesidad de lubricar las válvulas, cilindros y otros, debido a que el
aceite hidráulico que es el elemento importante en la producción de trabajo
mecánico, también cumple la función de lubricar.

DESVENTAJAS DE LA ENERGÍA HIDRÁULICA
1. Los circuitos hidráulicos son sensibles a la penetración de aire, el mismo que
provoca irregularidades en el funcionamiento tales como vibraciones, debido a que
el aire obstruye y corta la continuidad de la circulación de aceite a lo largo del
circuito.
2. Pérdida o disminución de la velocidad de desplazamiento del hazte de los
actuadores, disminución de la productividad o trabajo mecánico, potencia, todo esto
debido a las fugas de aceite por los retenes, mangueras y conexiones mal hechas.
3. Perdidas mecánicas, debido a la fricción del líquido en las válvulas estranguladoras,
codos, cambios de dirección bruscos. Todas estas acciones se traducen en perdidas
de rendimiento mecánico o potencia.
CARACTERÍSTICAS Y PROPIEDADES DE LOS ACEITES O FLUIDOS
HIDRÁULICOS.
1. Características, Los aceites o fluidos hidráulicos son sustancias liquidas cuyas
moléculas tienen la característica de gozar de gran movilidad, unos con relación a
los otros, debido a ello no tienen forma propia o asumen la del recipiente que los
contiene, gracias a ello el aceite en los sistemas hidráulicos puede circular en todas
las direcciones y pasar por cualquier otro orificio o canalización.
2. Propiedades, Las propiedades de los fluidos son: viscosidad, resistencia a la
presión, a la temperatura, resistencia a la corrosión, al envejecimiento y la
inflamación. Con todas esas propiedades los aceite son excelentes medios de
transmisión de energía potencial a través de los elementos hidráulicos,
consecuentemente la obtención del trabajo mecánico.
VISCOSIDAD DE LOS ACEITES HIDRÁULICOS.
La viscosidad es una propiedad importante, es la medida de resistencia que ofrece sus
capas moleculares al fluir una sobre la otra. Al hablar de resistencia entendemos que
existe una fuerza opuesta al movimiento de las moléculas, esa fuerza opuesta proviene
de la fricción entre sus moléculas cuyo valor es dado por la formula:
Para el análisis de esta ecuación tómanos dos
camadas de los fluidos de área A y B separadas
por una distancia z. Las camadas se mueven
con diferentes velocidades una de ellas a una
velocidad de V +V y la otra con velocidad V,
F FIGURA 1.2 la fuerza de fricción entre las dos camadas son
de sentido contrario al movimiento y dependen de las características del fluido.
En la formula , es el coeficiente que depende de la naturaleza del fluido (coef. de
viscosidad absoluta o dinámica), el mismo que esta dado por la relación entre el
coeficiente de viscosidad cinética y la masa especifica; del análisis concluimos que la
Z
V
AF


 *

fuerza de fricción depende de las características de fluido, "viscosidad y del área de
contacto".En síntesis la viscosidad tiene la función de proteger del desgaste y
conservación de todos los elementos hidráulicos sometidos a presión y temperaturas
variables.
UNIDADES DE VISCOSIDAD Y VISCOSÍMETRO
La unidad de viscosidad adoptada por EBR en concordancia con la Norma ISO es el
centi stoke, que es igual a 0.01 stoke, esta unidad también la adopta la "American
Society of Testing and Material" de la USA y países Europeos.
La Rexroth Menesman, uno de los principales constructores de elementos para sistemas
hidráulicos, recomienda una viscosidad limite de 60c.s.t. a 50c, los fluidos que
cumplen esas condiciones son el LUB -AOH de EBR, son aceites hidráulicos minerales
con aditivos de alta calidad.
VISCOSÍMETRO
Es un aparato que mide el tiempo que tarda en fluir un volumen
fijo de aceite por un tubo capilar de diámetro conocido y una
temperatura de 40 a 100C. Existen diversos tipos de
viscosímetros siendo el universalmente conocido el viscosímetro
SAYBOLT y el REDWOOD, con este viscosímetro medimos la
viscosidad cinética.
FIGURA 1.3
SELECCIÓN DE ACEITES HIDRÁULICOS PARA DIFERENTES
APLICACIONES
La selección obedece a recomendaciones de los fabricantes de los diferentes elementos
hidráulicos o máquinas, las mismas que se sujetan a normas para la fabricación de
aceites por lo que se tiene las normas.
DIN 51524 "U. D. M. A. ", Asociación Alemana de Constructores de Maquinas, que
identifica las características de los aceites hidráulicos con las letras, H, H-L, y H-LP,
DIN 51524H, DIN 51524 H-L y DIN 51524 H-LP.
Un aceite con solamente la letra H significa aceite mineral sin aditivos que le de
resistencia al deterioro y con escaso grado de viscosidad, la aplicación de estos aceites
esta en instalaciones hidráulicas sin exigencias a la presión y temperatura.
Los aceites con las letras H-L son aceites minerales con aditivos para aumentar.
a.- La resistencia a la corrosión y oxidación.
b. Resistencia a la presión, a la temperatura, al envejecimiento, y aditivo
antiespumante.

Todos compatibles con los sellos por lo que son aceites utilizados en instalaciones
hidráulicas, que trabajan a altas presiones y temperaturas, donde se dan las condiciones
de oxidación a consecuencia de la vaporización del agua.
Los aceites con la letra H-LP son aceites con todas las propiedades anteriores MAS
OTROS ADITIVOS para disminuir el desgaste cuando los mecanismos trabajan a
grandes presiones. Existe un aceite con las letras H.F.D., son aceites sintéticos también
llamados ESTER-FOSFATO, estos aceites fuera de sus propiedades de resistencia a la
corrosión, al envejecimiento y a la presión son aceites que garantizan estabilidad de su
composición química a temperaturas de 150C, la utilización de estos aceites esta
limitado por su alto costo.
Aceites con las letras LUB-AOH 68 de producción nacional "EBR" son aceites
equivalentes al DIN 51524 H-L, en consecuencia con aditivos de alta calidad y
compatibles con los sellos de goma. En nuestros medios estos aceites son utilizados en
prensas hidráulicas, maquinas herramientas, maquinas industriales, cilindros
hidráulicos de equipo pesado. La LUB-AOH 68 también tiene su equivalencia la
RANDO HD-C7DH-68 (TEXACO) o TELLUS OIL 68 (SHELL).
VARIACIÓN DE LA VISCOSIDAD CON LA TEMPERATURA
La viscosidad de los aceites utilizados en
circuitos hidráulicos disminuye
considerablemente con el aumento de la
temperatura según las leyes de los distintos
tipos de aceites, se tiene el gráfico que nos da
curvas representativas de la viscosidad en
función de la temperatura, y la fórmula a
seguir representa claramente la relación entre
la viscosidad y temperatura.
0tt
c
0
00
t
10*;
t-t
c
log 
 


Donde p, 0 y c son parámetros a determinar
por el tipo de aceite.
FIGURA 1.4
VARIACIÓN DE LA VISCOSIDAD CON LA PRESIÓN
La viscosidad de los aceites crece con el aumento de la presión según la ecuación:
p
0p e
 
p = es la viscosidad a la presión p.
0 = es la viscosidad a la presión atmosférica.
 = es el coeficiente presión-viscosidad del lubricante. Este coeficiente caracteriza
al líquido y casi siempre depende de la temperatura y no de la presión, sea
establecido que para rangos de presión hasta de 400 Kg./cm2
, la variación de la
viscosidad con la presión puede ser considerado despreciable.

CONCLUSIÓN
Según la norma ISO 32, 46, 68, 150 y 220 un aceite hidráulico debe tener las
características siguientes:
 Inhibidores de oxidación.
 Propiedades antidesgastante ( HD ) en especial en equipos que trabajan a altas
presiones.
 Debe dar excelente protección contra la formación de herrumbre.
 Debe contener aditivos antiespumante.
 Debe poseer gran estabilidad térmica.
 Debe prevenir la formación de emulsiones con agua
COMPRENSIBILIDAD DE LOS ACEITES O FLUIDOS HIDRÁULICOS.
No es tan evidente que los fluidos líquidos sean incomprensibles, cuando sometidos a
elevadas presiones ellos presentan un cierto grado de Comprensibilidad la misma que
es calculada por la formula:
  PtPabVaV  1 = 3
cm
Donde:
ΔV = Variación de volumen de aceites a la presión del trabajo.
Va = Volumen del aceite a la presión atmosférica.
b.- = Factor de comprensibilidad, este factor para aceites minerales varia de 50 *
10-5 a 70**10-5 cm./Kg.
Pa = Presión atmosférica =1.033 kg/cm2
.
Pt = Presión de trabajo.
Ejemplo:
Calcular la variación de volumen de aceite en un cilindro hidráulico de 100lt.
de volumen y presión de trabajo de 250 kg/cm2
.
Datos:
V = 100 lt.
b = 50*10-5 cm2
/kg
Pa = 1.033 kg/cm2
Pt = 250 kg/cm2
   2.101250033.1510*501100 V 3
cm
102.0V Lts
En las instalaciones hidráulicas se recomienda a objeto de obtener seguridad y eficiencia
en el funcionamiento de todo sistema hidráulico, compensar la falta de aceite por efecto
de la comprensibilidad y dilatación de los cilindros, tuberías, se lo hace adicionando en
el orden de1% de su volumen para cada 100 kg/cm2
de presión de trabajo.

TIPOS DE ENERGÍA Y TRANSFORMACIONES EN CIRCUITOS
HIDRÁULICOS
a. Energía potencial.
b. Energía cinética.
c. Energía calorífica.
d. Energía mecánica.
a. Energía Potencial; es la que se identifica en forma de presión y se produce a
consecuencia de la compresión del fluido, pudiendo ser esa compresión media, baja, o
alta, dependiendo de la resistencia que le ofrece; la presión del aceite también es
función del tipo o capacidad de la bomba hidráulica.
b. Energía Cinética; la energía cinética de los líquidos se da debido al movimiento o
por efecto de la velocidad a través del circuito o sistema hidráulico.
En circuitos hidráulicos operados en forma brusca y aquellos operados por electro
válvula se da una interrupción rápida del fluido hidráulico en circulación, esta energía
cinética detenida en forma brusca o intempestiva
Ocasiona ondas de presión que se propaga desde el punto de interrupción hasta la
válvula o elemento hidráulico, los mismo que se amortiguan gradualmente a medida que
se repite el ciclo, este fenómeno de ondas de presión, se conoce con el nombre de
GOLPE DE ARIETE lo cual es altamente perjudicial, a objeto de evitar ese fenómeno
se instala en la línea hidráulica acumuladores.
Resumiendo, el golpe de arietes es el
aumento súbito de presión que aparece
en una tubería cuando el líquido que
circula por la misma es detenido
bruscamente o abierta la válvula en la
que aparece o golpe de ariete negativo.
FIGURA 1.5
CALCULO DE LA INTENSIDAD DEL GOLPE DE ARIETE
1. El valor de este golpe de ariete o sobre presiones depende del tiempo de cierre
"Velocidad de cierre de las válvulas". Para el estudio de este fenómeno es
necesario considerar las siguientes posibilidades.
Cierre, tc =0, físicamente imposible.

Cierre rápido
Para tc  0, para 0 tc  To, dondeTo=2L/c = T/2, la presión máxima es la misma que
en el cierre instantáneo.
Donde t es el tiempo que tarda la onda en recorrer una vez la distancia entre la válvula y
el elemento hidráulico.
Donde:
L= Longitud de la tubería.
C= Velocidad de la onda.
T= Ciclo de la onda.
oigfj
Cierre lento
t c  to =2L/c = T/2, la presión máxima es menor que los casos anteriores, porque la
presión de la onda elástica llega a la válvula antes de que se complete el medio ciclo e
impide el aumento posterior a la presión, este caso es el que generalmente se da
CALCULO DE LA SOBREPRESIÓN INSTANTÁNEA Y TOTAL.
P =CV fórmula de Joukowski.
Siendo:
 =Peso específico del líquido.
C =Velocidad de la onda de presión.
V =Velocidad del líquido.
2. Sobre presión en cierre instantáneo parcial.
P= C (V-V1)
Siendo V =velocidad final del fluido.
3. Sobre presión en cierre lento.
Siendo K= coeficiente comprendido entre1 y 2; se recomienda tomar un valor
inferior a 1.5; valor que toma en cuenta los efectos de la elasticidad de la tubería.
Tc
LVK
P



CALCULO DE LA VELOCIDAD DE LAS ONDAS DE PRESIÓN
Donde:
E = Espesor de la tubería.
 = Peso especifico del fluido.
E0 = Módulo de elasticidad del fluido.
E = Módulo de elasticidad de la tubería.
D = Diámetro de la tubería.
Ejemplo:
Al final de una tubería de acero del que E =2*106 kg/cm2
y D= 60 mm, tubería es de
2.5 m/ seg. . la válvula sufre un cierre instantáneo. Eo=2.07*10 kg./cm2
coeficiente de
elasticidad del volumen de aceite.
Calcular
a) La velocidad de propagación de la onda de presión.
b) La sobre presión producida por el golpe de ariete.
Solución:
a.-
b.- p = CV = 85*13.6*2.5 =2.890 kg./m =0.29 kg./m
V= Velocidad del aceite de una tubería
c.- Energía calorífica. La energía calorífica que se traduce en perdida de carga o
energía en forma de calor que a la ves se significa perdida de trabajo mecánico, es
generado por diversos motivos siendo ellos.
1.- Por la fricción entre las camadas liquidas.
2.- Por la fricción entre el líquido y la rugosidad de las paredes internas de la
tubería.
3.- Por la velocidad del fluido, la misma que determina el tipo de régimen ya sea
laminar o turbulento
Exe
EoD
Eo
C


1

sm
Exe
EoD
Eo
C /6.13
44.1
6.15
002.0*10*2
06.010*07.2
1
58
10*07.2
1









Flujo laminar.-Se da cuando las
partículas del fluido se mueven formando
capas ordenadas y paralelas entre sí, este
tipo de flujo se da hasta cierta velocidad del
fluido "En régimen laminar no se da la
interferencia entre las partículas".
FIGURA 1.6
Flujo turbulento.- Se da:
1.- Por la circulación del fluido encima de una determinada velocidad o número de
Reynolds Nr.
2.- Por la reducción de la sección de la tubería con la que se varía la velocidad en
consecuencia el Nr
3.- Por la rugosidad de las paredes internas de la tubería.
En la sección menor el flujo es arremolinado en la
que las partículas del fluido no se mueven de forma
ordenada mucho menos las capas son paralelas en un
solo sentido, al contrario se interfieren. En este tipo de
FIGURA 1.7 movimiento debido a los choques entre las partículas
a resistencia del fluido aumenta en consecuencia las pérdidas hidráulicas por
desprendimiento de energía calorífica por fricción, este tipo de flujo no es recomendable
en sistemas hidráulicos por ello existen rangos de velocidad de fluido que deben circular
en los sistemas hidráulicos tanto en las tuberías de succión, presión y descarga.
TRANSFORMACIÓN DE ENERGÍA EN LOS CIRCUITOS HIDRÁULICOS
Los circuitos hidráulicos absorben y restituyen energía mecánica, proceso en la que se
da la transformación de la energía mecánica a cinética, potencial y nuevamente
mecánica.
La bomba hidráulica es puesta en funcionamiento por un agente externo que pude se un
motor eléctrico, motor de combustión interna o engranajes de transmisión. Los mismos
que le proporcionan energía mecánica, esta energía recibida por la bomba le sirve a ella
para la succión del liquido y dotarle de energía cinética o de velocidad a través de los
conductos, luego esta energía se transforma en potencial o de presión debido a la
resistencia que encuentra el hazte del actuador en su recorrido, resistencia debido a los
esfuerzos que debe realizar con ello trabajo mecánico, con lo que queda probado que los
circuitos hidráulicos absorben y restituyen energía mecánica.
PRINCIPIO Y APLICACIONES BÁSICAS DE LA HIDRÁULICA
1. Las fuerzas son directamente proporcionales a las presiones y superficies que se la
aplica. Siendo A grande tendremos F grande o viceversa.
F= P*A

2
/;* cmkg
A
F
PAPF 
2.- La presión es inversamente proporcional a la superficie sobre la cual actúa
superficies grandes tendremos presiones pequeñas o viceversa.
P = F/A
Ejemplo:
A un cilindro de freno de 1cm de sección se le aplica una fuerza de 20kg; demuestre:
a) Que la fuerza es directamente proporcional a la superficie que se aplica.
b) Que la presión es inversamente proporcional a la superficie.
Datos:
A1 = 1 cm2
F1 = 20 kg
A2 = 2 cm2
A’2 = 0.5 cm2
FIGURA 1.8
111 * APF 
FIGURA 1.8 20
1
20
1
1
1 
A
F
P 2
/cmKg
1*201 F = 20 Kg
Aumentando el área, mayor es el esfuerzo, directamente proporcional al área o
superficie.
b) F1 = 20 kg.
A1 = 1cm2
P = 20 kg/cm2
A2 = 2cm2
Aumentando el área, la presión es menor.
c) Cálculo de la F2 ; de la figura se tiene :
4
*
4
**
2
2
2
1
1
2
1
1
212
D
D
F
A
A
F
APF



2
1
2
2
12 *
D
D
FF 

Con lo que queda demostrado que las fuerzas son proporcionalmente a las superficies
que se les aplica o proporcionales a la relación existente entre el cuadrado de los
diámetros mayor y menor de los cilindros,"mayor, diámetro, mayor superficie, mayor
fuerza o viceversa".
Ejemplo 2
Prensa hidráulica. Dado el diseño, calcular el esfuerzo F1 o carga que se debe aplicar
para equilibrar la carga de 4400 Kg. sabiendo que A1 es igual a 40 cm2
y A2 4000 cm2
,
densidad del aceite 750 Kg. /m3
Datos:
A1 = 400 cm2
A2 = 4000 cm2
F1 = 750 Kg. / m3
F2 = 4400 kg.
F1+* ZA 1 =
F2*A2
FIGURA 1.9
F1 = F2 * A2- Z A1
F1 =42.8 kg.
Pequeños esfuerzos, pequeña superficie significa o demuestran que los esfuerzos son
directamente proporcionales a la superficie.
UNIDADES UTILIZADAS EN SISTEMAS HIDRÁULICOS
P =bar
P =kg. / cm2
A = cm2
Q =lt/min
F =kg. L = m
V =mm/s,cm/s
TIPOS DE CIRCUITOS HIDRÁULICOS
a) Circuito abierto
b) Circuito cerrado
c) Circuito semicerrado
004.0*04*750
4.0
004.0
*4400* 1
2
1
21  ZA
A
A
FF 

a) Circuito Abierto. Se dice circuito abierto, debido a que la válvula direccional sea
manual o electro-hidráulico estando en su posición central o neutra deja circular el
aceite, de la bomba a través de las tuberías a la válvula y de esta al tanque siendo esta
accionada envía fluido a los elementos hidráulicos o actuadores y de ellas al tanque o
deposito de aceite, “el aceite parte del tanque y retorna al tanque.”
b) Circuito cerrado. Las válvulas 1 y 2 son válvulas limitadoras de presión o de
frenado, cuya intensidad o capacidad están reguladas en función de la inercia o carga
arrastrada por el motor hidráulico.
En los sistemas o circuitos
hidráulicos cerrados
compuestos de bomba y de
motor hidráulico, la bomba
generalmente es de dos sentidos
de rotación y de flujo variable,
igualmente el motor hidráulico.
En este tipo de circuitos el flujo
se desplaza de la bomba para el
motor y de motor hidráulico
directamente a las líneas de
succión de la bomba. En los
circuitos cerrados la línea
bomba motor es de alta presión
y motor bomba de baja presión,
los elementos importantes del
circuito cerrado son: válvulas
limitadoras de presión, las
mismas que nos dan seguridad
en cuanto a la presión de
trabajo, o nos limita de acuerdo
a las necesidades del toque, por
F FI GURA 1.11 la inercia de las cargas
arrastradas por el motor hidráulico, también sirve como válvula de bloque o drenado del
motor hidráulico.
La válvula 3, válvula de circulación es una válvula direccional accionada
hidráulicamente en dos circunstancias:
1.- Cuando la bomba 4 tiene desplazamiento nulo, la bomba de alimentación 5 envía
fluido por esta válvula de circulación que se encuentra en posición central
abierta dejando pasar a la válvula limitadora de presión y de ella al enfriador y
depósito, esta válvula de presión esta regulada entre 8 y 15 kg./ cm2
.

2.- Cuando la bomba 4 es acciona el motor hidráulico, a través del fluido, la válvula
de circulación es accionada desde la línea de alimentación o línea de alta presión
y conectada a la línea de retorno al tanque por la válvula reguladora de presión
5, la ligación de la válvula 5 es a través de la línea de pilotaje X. Y. X1,
dependiendo el sentido en que estaría la línea de alta presión.
VENTAJAS DE LOS CIRCUITOS CERRADOS
 Suplir las diferencias en la succión.
 Efectuar maniobra de inversión de
movimiento en los consumidores
con suavidad y continuidad.
 Hacer reversible las funciones de la
bomba y del motor especialmente
para efectos de restitución de energía
"frenado".
FIGURA1.12
c) Circuito semi cerrado .Son circuitos con las mismas características que los circuitos
cerrados, estos circuitos son utilizados cuando hay necesidad de complementación o
descargar el exceso de aceite de uno de los ramales del sistema, o cuando se emplea
actuadores hidráulico diferenciales en los que el volumen de aceite consumido son
diferentes consecuentemente los movimientos de avance y retorno, si se quiere
velocidad de avance y retorno del hazte iguales es necesario utilizar diferentes
elementos tales como válvulas limitadoras de presión, de flujo o reguladora de presión.
PARTES DE UN SISTEMA HIDRÁULICO.
1.- Conjunto de generación de potencia. Compuesto por las bombas, el tanque o
reservatorio y el fluido hidráulico.
2.- Conjunto de control o comando. Compuesto por las válvulas direccionales,
válvulas fin de curso, presostatos, Temporizadores, P.L.C.s, autómatas
programables y otros.
3.- Conjunto de actuadores. Estos elementos nos permiten obtener trabajo
mecánico y comprenden los actuadores lineales cilíndricos, rectangulares y
cuadrados, actuadores rotacionales, “motores hidráulicos”, actuadores de giro
limitados compuestos por cremallera y piñón, también se obtiene giros limitados
mediante articulaciones por pasadores.

SIMBOLOGÍA DE LOS ELEMENTOS HIDRÁULICOS Y NEUMÁTICOS
NORMAS DIN 24300 - ISO 1219
Consideraciones generales. Los siguientes objetivos:
1.- Representar métodos de conexión, métodos de acondicionamiento, representa
diversos tipos de válvulas, actuadores y accesorios.
2.- Facilita el diseño, comprensión e ínter presentación de los circuitos hidráulicos
y neumáticos.
Cada símbolo representa un determinado elemento Hidráulico o Neumático y define su
modo de funcionamiento prescindiendo sus características técnicas. Muestran de forma
simple la función que cada uno de estos elementos cumplen en el circuito”
Están constituidos por trazos, por circunferencia, arcos de circunferencia y flechas. Al
margen de identificarse de esta forma los elementos hidráulicos y neumáticos, a las
válvulas direccionales o de inversión de marcha también se las identifica por los
orificios o conexiones y el número de posiciones y se las denomina válvulas 4/3, 3/2,
4/2, 2/2, 5/2, 5/3. Sin que esto signifique su identificación completa debido a que no nos
dice de ellos si son eléctricos, mecánicos, electro-hidráulicos u otros.
Conclusión. Si bien los símbolos obedecen a un lenguaje técnico que facilita el diseño,
la comprensión e interpretación de los circuitos hidráulicos y neumáticos "Su
presentación es funcional y no técnica”.
BOMBAS HIDRÁULICAS
Las bombas hidráulicas son elementos mecánicos que transfieren al fluido líquido la
energía mecánica recibida, de motores eléctricos, motores de combustión interna u
otros.
Indicador de nivel Depósito de Aceite Filtro de Aceite Bomba de flujo Bomba de flujo Bomba de flujo
de aceite constante y un variable y un sentido variable con dos

MOTORES HIDRÁULICOS
Son elementos mecánicos que reciben energía de presión y transforman en fuerza de
rotación "Trabajo mecánico y torsión”.
Actuador Rotativo o Actuador Rotativo o Actuador Rotativo o
Motor hidráulico de un Motor hidráulico de dos, Motor hidráulico de dos, Motores eléctricos de, Motor térmico que tiene
solo sentido de rotación sentidos de rotación sentidos de rotación y combustión que acciona la misma función de
Flujo variable la bomba accionar la bomba
Actuador de giro limitado o
Motor hidráulico con
Rotación limitada
VÁLVULAS DE PRESIÓN
Son elementos mecánicos que de un modo general protegen o preservan los circuitos
hidráulicos
Válvula limitadora de Válvula de secuencia o Válvula de secuencia o de Válvula reguladora de Válvula limitadora de
Presión primaria de válvula de contrapresión contrapresión pilotada presión proporcional presión primaria pilotada
1 3
Válvula reguladora de presión secundaria de Válvula reguladora de presión secundaria Servo-válvula de presión que nos permite
Accionamiento directo, regula la presión de pilotada regular grandes presiones

VÁLVULAS DIRECCIONALES O DE INVERSIÓN DE MARCHA
Son elementos mecánicos que nos permiten controlar la dirección del fluido a fin de
realizar el trabajo deseado. De acuerdo a la norma DIN e ISO los orificios o conexiones
de las válvulas direccionales se representan por letras y números como sigue:
Válvula direccional manual 3/2 y centro Válvula direccional manual 4/3 centro Válvula direccional 4/3 operada con
Cerrado para trabajos con cilindros de simple abierto y elementos cerrados solenoides centro cerrado y elementos
Efecto abierto y elementos cerrados hidráulicos cerrados
Válvula direccional 4/3 con traba Válvula direccional 4/3 que en su posición Válvula direccional 4/2, éstas válvulas en
Inicial o neutra pone en comunicación los sus posiciones inicial establece
Cuatro orificios o conexiones, uno de los conexión con el elemento hidráulico o
Cuales generalmente está unido al depósito actuador.
Válvula direccional 2/2 Válvula direccional pilotada por solenoide y Válvula direccional 6/3 de accionamiento
Controlado hidráulicamente “Centrado por manual para equipo móvil centrado por
Presión hidráulica” resorte
Válvula direccional de rodillo Válvula direccional 3/2 de asiento Válvula direccional de asiento 3/2 Válvula de pedal 3/2
normalmente cerrado con un esfera con 2 esferas.
ORIFICIO NORMA DIN 24300 NORMA ISO 1219
PRESIÓN P I
utilización A B C 2 4 6
escape R S T 3 5 7
Líneas de comando X Y Z 10 12 14

Servo – válvula direccional4/3 operada por Válvula direccional 4/3 pilotada con Electro válvula proporcional nos permite
Solenoide nos permite obtener solenoide controlada hidráulicamente hacer programas, controles de diferentes
Multiplicación de esfuerzos sentidos de movimientos, aceleraciones y
Desaceleraciones
VÁLVULAS DE RETENCIÓN “BLOQUEO
Nos permiten mantener el pistón del cilindro inmovilizado cualquiera que fuera su
condición de carga y movimiento.
Válvula de retención con desbloqueo Válvula de retención o bloqueo de Válvula de retención simple Válvula de retención con
de apertura hidráulica apertura hidráulico con dreno externo resorte de contrapresión
Válvula de doble retención con desbloqueo
Hidráulico.
ACTUADORES HIDRÁULICOS CILINDRICOS
Nos permite transformar la energía de presión de la bomba en trabajo mecánico.
Actuador Actuador Actuador Actuador Actuador
Cilindro de simple efecto Cilindro de simple efecto Cilindro de simple efecto Cilindro de doble efecto Cilindro de doble hazte y
Y retorno por fuerza retorno por la acción de sin amortización con amortización en el doble efecto, se
Externa recuperación de su avance y su retorno caracteriza por tener
Resorte superficies activas
Iguales

ACTUADORES CILINDROS TELESCÓPICOS
Nos permiten obtener grandes avances en espacios reducidos.
Actuador Cilindro telescópico de simple efecto Actuador Cilindro telescópico de doble efecto
FIGURA 1.13
CILINDROS MULTIPLICADORES DE PRESIÓN
Nos permite obtener presión multiplicada, dicha presión es directamente proporcional
a la relación existente entre los cuadrados de sus diámetros o áreas.
FIGURA 1.14
VÁLVULAS DE FLUJO
Nos permite obtener diferentes valores de avance lineal, rotación y sincronización de los
actuadores hidráulicos y neumáticos.
Válvula estranguladora Válvula estranguladora Válvula estranguladora Válvula reguladora de Válvula reguladora de
de flujo variable en de flujo en un solo de flujo variable en un flujo con orificio variable un solo sentido de
ambos sentidos sentido, variable y solo sentido y retorno libre con orificio constante.
retorno libre

Válvula reguladora de flujo Válvula de frenado o válvula de rodillo Válvula selectora de flujo
(Aceleración y desaceleración)
ACCESORIOS
Manómetro simple Termómetro Manómetro para protección Manómetro selector Indicador eléctrico de
Nivel de aceite
Acumulador de membrana Acumulador de membrana Calentador Presostato con contacto
interruptor
Presostato con dos Válvulas fin de Válvula fin de curso Registro cerrado Registro abierto Freno automático
Contactos o interruptores curso eléctrico proporcional

CONEXIONES Y LÍNEA DE FLUJO
Acople Conexión Junta de expansión
TUBERÍAS DE PRESIÓN HIDRÁULICA
Línea de flujo Líneas no interligadas Líneas ínter ligadas Mangueras o tubos flexibles

Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________24
Capítulo II
ANÁLISIS DE LAS PÉRDIDAS DE CARGA
EN CIRCUITOS HIDRÁULICOS
ANÁLISIS DEL CONCEPTO DE BERNOULLI
Bernoulli indica que todo líquido que fluye o circula a través o por una tubería debe
vencer las fuerzas de fricción entre el fluido o camadas líquidos y las paredes internas
de la tubería, esta fricción o fuerza que es contrario al movimiento provoca pérdidas de
energía del líquido en movimiento llamadas también pérdidas de carga.
Para el análisis de este concepto tomamos un líquido que se desplaza entre las secciones
1-2 de una tubería.
2.-1seccioneslasenpresióndeenergíalaEs21


P
Y
P
Z1 y Z2 = son las alturas a los puntos considerados por encima del plano horizontal o
plano de referencia que se traduce en altura de columna liquida.
Por lo que la ecuación de Bernoulli para líquidos reales se escribe:
En síntesis, la ecuación de Bernoulli nos dice que la energía total que el líquido posee
en un punto permanece constante, exceptuando las pérdidas de carga a lo largo de toda
la tubería, en circuitos hidráulicos solo tomamos en cuenta la energía de presión del
aceite, siendo despreciable su energía cinética debido al valor pequeño que
generalmente representa en relación con la energía potencial.
Ejemplo.
Demuestre que en un sistema hidráulico la energía cinética es despreciable, siendo la
presión del circuito de 40 kg/ cm2
, la velocidad del líquido en la tubería es de 4 m /s y el
peso específico del aceite 0.9 kg/dm3
..
g
V
y
g
V
22
2
1
2
2
pZ
P
g
V
z
P
g
V
 2
2
2
2
1
1
2
1
22 
Plano de referencia
P1/
P2/
2Z
1Z
p = Pérdidas de carga a lo largo del
desplazamiento dado en metros de
altura del líquido considerado.
V1, V2 = Son las velocidades de las
secciones 1 y 2, cuyas magnitudes son
llamados energía cinética en sus respectivas
secciones por unidad de peso del líquido
FIGURA 2.1

Para demostrar calcúlese la energía cinética y de presión en función de los datos:
1.- Energía cinética:
2.- Energía potencial:
0.82 es el valor de la energía cinética que representa escasamente el 0.35% de la
energía potencial, demostrando que la energía cinética puede ser despreciable.
DISTRIBUCIÓN DE VELOCIDADES EN TUBERÍAS CILÍNDRICAS
1. Régimen laminar.- Para dicho análisis consideramos una tubería cilíndrica recta de
diámetro d y radio r.
En este régimen observamos que las velocidades de los filetes o camadas líquidas son
crecientes partiendo de la pared interna del conducto al centro y varía según una
parábola; esta variación de las velocidades de los filetes es debido a la fricción entre sus
moléculas o camadas liquidas.
En síntesis, en el régimen laminar se ha
determinado que la velocidad de las
partículas del fluido adyacente a la pared
interna de la tubería es NULA, es decir
junto a la pared interna existe una película
adherente e inmóvil de líquido, por lo que, el
líquido que circula está en contacto con esas camadas estacionarias que se llama camada
LIMITE según la determinación de PRANDT; en éste régimen las fuerzas de fricción se
originan entre esas camadas líquidas solamente.
Por otra parte, se ha determinado que los diversos filetes o camadas líquidas tienen
velocidades propias y diferentes entre sí, esos diferentes valores de velocidades que se
dan por la fricción entre sus moléculas o camadas liquidas es la causa de las pérdidas de
carga o energía.
Conclusión. Las perdidas de carga o presión en régimen laminar, no provienen de la
fricción entre el liquido y la pared interna de la tubería, sino por la fricción entre sus
camadas líquidas y a ello se debe los diferentes valores de velocidades de dicho filete o
camadas líquidas, de un modo general las perdidas de carga se dan por el diámetro y el
dimensionado por las conexiones, codos, válvulas, la velocidad del fluido y la longitud
de la tubería estas perdidas reduce la capacidad o potencia de los actuadores.
m
g
V
82.0
6.19
16
8.9*2
4
2
22

m
P
445
10*9.0
10*40
3
2
 



Velocidad máxima en régimen laminar
La velocidad máxima se da en el eje de la tubería, para r = 0 y tiene un valor dado por la
fórmula:
Donde:
 = viscosidad absoluta o dinámica.
i = pérdida de carga por unidad de longitud i =hp / L.
d = diámetro de la tubería.
 = peso específico.
La velocidad media esta dada por la fórmula:
Distribución de la velocidad en régimen turbulento
Las velocidades de las camadas líquidas en el
régimen turbulento, aumenta muy rápidamente
a partir de la pared interna de la tubería y su
distribución se hace según una curva muy
FIGURA 2.3 aproximada a la elipse, en este régimen la
velocidad de las moléculas o camadas liquidas
no están dirigidas según el eje de la tubería y en forma ordenada como se da en régimen
laminar, además su dirección varia en el tiempo, a pesar de ello la velocidad máxima
también se da en el eje de la tubería y esta dado mediante la fórmula empírica:
Conclusión; En el régimen turbulento, la pérdida de carga aumenta con el crecimiento
de la rugosidad de las paredes internas de la tubería, con la velocidad del fluido líquido
y las características del fluido (viscoso o no).
Calculo del número de Reynolds en función de la velocidad y del caudal “Q”.
El NR nos permite conocer el régimen en el que circula un fluido líquido a lo largo de
una tubería, ella se calcula en función de la velocidad y del caudal.


*16
** 2
di
Vmax 
L
hddiV
Vmed
p
**32
**
*32
**
2
max
22







*16
**
84.0*84.0;
84.0
2
di
VmaxVmed
Vmed
Vmax 


dV
NR


 




d
QdV
NR
1273
1273100410
22
dVdπV
V*AQ





1.-En función de la velocidad
Este caudal se expresa en l/s, la velocidad en cm/s y el diámetro de la tubería en cm., o
sea:
V = m/s
d = cm
 = viscosidad absoluta o dinamica.
El caudal, dado en l/s, se tiene:
Despejando V y sustituyendo en la fórmula de Reynolds:
Tipos de perdidas de carga en sistemas hidráulicos
a) Perdidas distribuidas.
b) Perdidas localizadas.
c) Perdidas internas y externas
1.- Las perdidas distribuidas, son las que se dan ocasionadas por la fricción entre sus
moléculas o cámaras líquidas a lo largo de su recorrido en el circuito hidráulico.
Cálculo de las pérdidas de cargas distribuidas para el régimen turbulento y
laminar.
Régimen turbulento. Las pérdidas de carga distribuidas en este régimen se calculan
relacionando el movimiento del flujo líquido con, a) la rugosidad de la pared interna de
la tubería, b) con las dimensiones de la tubería, c) con las propiedades del líquido, todos
ellos con el NR.
La fórmula universal para el cálculo de las pérdidas de carga distribuidas tanto en este
régimen turbulento como en el régimen laminar es dado por la ecuación de DARCY-
WEISSBACH.
gd
VL
fpd



2
2
Dado en metros de líquido
 






d
QdV
N
d
Q
V R
1273
;
1273
2
2.-En función del caudal1.- En función de la velocidad

Formula que nos indica que la pérdida de carga es directamente proporcional al
coeficiente de fricción f, a la longitud de la tubería y a la velocidad del fluido líquido e
inversamente proporcional al diámetro de la tubería “a mayor diámetro menor perdida
de carga”. La aplicación de esta formula para el cálculo de las perdidas de carga tanto
en el régimen laminar como turbulento recomienda calcular en coeficiente de fricación f
para cada régimen.
Donde:
L = longitud en metros
V =velocidad en m/s
g = aceleración en m/s2
d =diámetro en metros
f = Coeficiente de fricción adimensional que se expresa en función del NR, o el régimen
en que circula el fluido, laminar o turbulento, para el cálculo de la pérdida de carga
utilizando la fórmula de DARCY-WEISSBACH. En régimen laminar se calcula el
coeficiente f por la fórmula:
RN
f
64

y el régimen turbulento calculamos este coeficiente con la fórmula:
4/1
)(
3164.0
RN
f 
Aplicamos esta fórmula para variaciones del NR entre 2320 a 100.000.
Cálculo de las pérdidas de carga distribuidas en función al caudal
Para el calculo de las pérdidas de carga distribuidas en función del caudal “Q”, se utiliza
la fórmula de DARCY-Wessbach:
5
2
6.82
d
LQf
P

 ; Dado en metros de líquido
Donde:
Q = l/s
L = metros
f = coeficiente de fricción adimensional.
d = diámetro de la tubería en cm.

Para obtener en kg./cm2
utilizando la fórmula:


 5
6.82
d
LQf
P

kg./cm2
Donde:
f = coeficiente de fricción adimensional
Q = l/s
d = diametro de turbulência en cm.
 = kg/dm3
o kg /l; peso especifico
Esta formula es la mas indicada para el calculo de las perdidas de carga en los dos
regímenes de flujo.
Rango de velocidades del fluido en sistemas hidráulicos
1. Tubos de succión o aspiración
Mínima 0.5m/s
Máxima 1.5m/s
2. Tubos de presión hasta 100 Kg./cm2
Mínima 2 m/s
Máxima 4 m/s
3. Tubos de presión hasta 315 Kg./cm2
Mínima 3m/s
Máxima 12m/s
4. Tubos de retorno
Mínima 2m/s
Máxima 4m/s
Ejemplo.
Calcular:
a) La perdida de carga en kg./cm 2
en una tubería de 12 mm. de diámetro, longitud 8
mts., en la que circula 2 lt/s de aceite con una viscosidad absoluta de 0.350 cm2
/s
(stokes), peso especifico de 0.8 kg/lt .
b) ¿Cuál es la velocidad del fluido en el conducto?
Datos
d = 1.2 cm
Q = 2 lt/s
 = 0.8 kg/l
L = 8mts.
 = 0.350 cm2
/s
5
2
6.82
d
LQf
P



1.- Calculo de coeficiente f , para ello se debe determinar el NR
6062
35.02.1
212731273







d
Q
NR ;
Régimen turbulento Nos sugiere aplicar la formula:
2
4/14/1
/42.31
488.2
8.0840358.06.82
0358.0
)6062(
3164.0
)(
3164.0
cmkgP
N
f
R




Cálculo de la velocidad del fluido:
sm
A
Q
V /18
00011.0
002.0

Velocidad muy alta para circuitos hidráulicos, lo que justifica la pérdida de carga de
31, 42 kg./cm2
altísima.
CÁLCULOS DE LAS PÉRDIDAS DE CARGA LOCALIZADAS.
Son aquellas pérdidas ocasionadas por la fricción o resistencia en los elementos
hidráulicos, tales como válvulas, codos, restricciones, cambios de dirección, reducción
de sección, velocidad y otros. En el valor de estas pérdidas de carga influyen muchos
factores de diferente orden, por lo que generalmente estas pérdidas se determinan
particularizando estos elementos y en función de la experiencia
Métodos para el cálculo de las perdidas localizadas “codos”
Primer Método.- En función de la energía cinética del fluido líquido para lo que
DARCY-WEISSBACH nos recomienda la siguiente formula:
g
V
fPL
2
2

f = coeficiente empírico de pérdida de carga cuyo valor es función del elemento
causante de las pérdidas.
g = aceleración en m/s2
V = Velocidad media del líquido.
Segundo Método.- En función del caudal.
2
2
2
88.2





 

d
Q
fPL , dado en metros de líquido

10
*88.2
2
2
2








d
Q
fPL , pérdida de carga dada en kg./cm2
 = peso específico en Kg./cm3
d = diámetro interior en cm.
Q = en l/s.
Tercer Método.- Consiste en calcular las pérdidas de carga localizadas transformando
los elementos causantes de esta pérdida en longitud de un tubo recto, llamado longitud
equivalente, es decir, la pérdida de carga que ocasiona un determinado elemento tales
como codos, válvulas y otros; debe ser equivalente a una determinada longitud de
tubería recta. Existen tablas que nos dan esta longitud en función de su diámetro, el
valor de la tubería recta correspondiente al elemento causante de la perdida, este valor o
longitud de tubería se le suma a la longitud inicial de la tubería, estableciendo de esta
forma la longitud total y se aplica la conocida formula de Darcy Weissbach para
calcular las pérdidas de carga en tuberías rectas y accesorios tanto para régimen laminar
como turbulento:
gd
VL
fP
2
2


 ; dado en metros de líquido
Tomando en cuenta las consideraciones del tipo de flujo, y cuidando el cálculo del
coeficiente de fricción f para cada caso.
Finalmente, las pérdidas de carga total de una instalación hidráulica es igual a la suma
de todas las pérdidas de carga localizadas y distribuidas.
  dlt PPP
Análisis de las pérdidas de carga en codos
Las pérdidas de carga en codos se debe a que las partículas centrales de las camadas
líquidas son proyectadas por la fuerza centrifuga hacia la superficie interna de la tubería
creando turbulencia con lo que se destruye la distribución parabólica de la velocidad,
conforme se da en régimen laminar, y se presenta generalmente en las tuberías de
sistemas hidráulicos, ésta proyección hacia la periferia ocasiona perdidas adicionales
que se suman a las pérdidas distribuidas.
En codos de 90 y diámetros internos de 6
mm. cuya relación de L/d = 69 para el cálculo
de pérdidas se ha estimado el NR de 35 hasta
525, y para diámetros internos de 10mm, y
para relaciones L/d =50 el NR es de 33 a 330.
En síntesis, para codos dentro de estos rangos

el coeficiente f se calcula por la fórmula:
FIGURA 2.4
V
dV
N
N
f R
R
*
;
75

Pérdida de carga en válvulas direccionales de corredera
Las pérdidas de carga en este tipo
de válvulas es pequeña, llegando a
considerarse despreciable. Se ha
establecido que el NR es del orden
35 a 50.
FIGURA 2.5
Perdidas de carga en tuberías con aumento gradual de sección.
Igualmente se calcula en función de la
energía cinética haciendo uso de la fórmula:
FIGURA 2.6
El coeficiente de fricción se calcula por:






 12
2
d
D
f
Perdidas de carga en tuberías con disminución gradual de sección.
Igualmente se calcula en función de la energía
cinética haciendo uso de la fórmula:
FIGURA 2.7
El coeficiente de fricción f se obtiene, según DARCY-WEISSBACH, de la relación de
diámetros, y nos da lo siguiente:
g
V
fPl
2
2

g
V
fPl
2
2



Tabla 1
d/D 0.10 0.32 0.45 0.55 0.63 0.71 0.78 0.84 0.90 1.0
f 0.50 0.47 0.42 0.38 0.34 0.30 0.25 0.20 0.9 0.0
Al margen de las pérdidas de cargas localizadas y distribuidas, en los sistemas
hidráulicos, también se tienen perdidas por:
1. Fugas internas.
2. Fugas externas.
3. Por viscosidad del fluido.
1.- Perdidas de energía o de carga por fugas internas
a) Las pérdidas de energías por fugas internas se da debido a la variación de
la viscosidad del fluido con la temperatura.
b) Debido al desgaste interno de la pieza.
c) Por la utilización de sellos y retenes inadecuados.
d) Por presiones superiores al requerimiento de trabajo del sistema, estas
perdidas no hacen que el sistema pierda aceite, el aceite recircula por el
interior de ella.
2.- Perdidas de energía o de carga por fugas externas
Son ocasionados por conexiones mal realizadas , niples, abrazaderas mal ajustadas,
sellos u O-ring, por los retenes de los haztes, estas fugas al margen de significar
perdidas de potencia o capacidad productiva son los mas perjudiciales debido a que
contaminan el sistema hidráulico aumentando el riesgo de averías ,los mismos que son
evitados con la adecuada operación y cuidados de mantenimiento.
3.- Perdidas debido a la viscosidad del fluido
La utilización adecuada del fluido líquido es importante, siendo la viscosidad medida de
resistencia que ofrece sus capas moleculares al movimiento de las partículas, esa
resistencia ocasiona perdidas de energía en consecuencia trabajo mecánico. Por otra
parte la baja viscosidad puede ocasionar perdidas internas y externas.
EVALUACIÓN DE LAS FUGAS DE ACEITE, POR LOS HUELGOS O
ESPACIOS VACÍOS QUE QUEDAN ENTRE LAS PIEZAS
La evaluación de estas fugas tiene gran importancia práctica, debido a que el fabricante
acondiciona los dispositivos a construirse bajo determinado rango de tolerancia
admisible entre los elementos en movimiento, de manera que permita ya sea el
desplazamiento, longitudinal o de rotación sin rozamiento o fricción exagerada, lo que
evita un desgaste prematuro de los órganos por la formación de una película de aceite
entre las superficies en contacto, sin que las fugas sobrepasen limites admisibles.


CALCULO DE LAS HOLGURAS EN VÁLVULAS DIRECCIONALES
FIGURA 2.8
D1 es el diámetro interno del cilindro en el que se desliza o gira la corredera. Ese huelgo
se calcula por la fórmula:
2
21 DD
S

 cm., ancho del espacio libre
LEYES DE FLUJO DE LOS LÍQUIDOS A TRAVÉS DE LOS ESPACIOS
LIBRES
La circulación de los fluidos líquidos a través de los espacios libres, al igual que el flujo
en tubos cilíndricos es laminar para pequeños NR y turbulento para grandes NR.
Cálculos y experiencias han encontrado que el flujo de aceite a través de espacios libres
de 0.1 mm. bajo presión de 100 kg./cm2
es laminar. Considerando que en la realidad,
por aspectos técnicos de presión, los juegos son inferiores a 0.1 mm., el flujo será
siempre laminar, por lo que el caudal de aceite a través de los jugos se calcula mediante
la fórmula de SCHILLER.
   2
2
2
1
2
21 ***5109 DDDD
L
P
q 





; expresado en cm3
P = caída de presión en kg./cm2
.
 = viscosidad cinética en cm2
/s.
 = peso específico en gr./cm3
o kg./l.
L = longitud axial del espacio libre en cm.
D1 = diámetro interno del cilindro o alojamiento.
D2 = diámetro externo de la corredera.
Sustituyendo el valor del espacio libre:
2
21 DD
SL

 , ancho del espacio libre.
Obtenemos:

 21
3
**
**
*41000 DD
L
SP
q 




Como se trata de un cilindro concéntrico:
D1 + D2 = 2D
Finalmente obtenemos:
D
L
SP
q L
*
**
**
*82000
3

 

SL = ancho del espacio libre en cm.
Por la fórmula concluimos que las fugas a través de los espacios libres o huelgos son
proporcionales a la tercera potencia del ancho SL.
Ejemplo:
Calcular las fugas existentes en una válvula de corredera sujeta a las siguientes
características y condiciones:
Datos:
P = 60 kg/cm2
 = 3.2 Engler
 = 0.9 kg/l
d1 =3.2 cm
SL =0.0001 mm
L1 =1.58 cm
L2 =3.29 cm
FIGURA 2.9
 scm
E
Ev /
2.3
062.0
2.3*0731.0
062.0
0731.0 2



 
 
 
 min/246.3600541.0
/054.0
29.358.19.0215.0
2.31016014.3
82000
82000
3
3
3
3
cmq
scmq
D
L
Sp
q L



















 2
2
2
3
1
L
e
S
e
qq
FORMULA PARA FUGAS POR ESPACIOS LIBRES ENTRE SUPERFICIES
PLANAS
L
bSp
q L




3
84000
Donde:
b =longitud del huelgo en cm, en la
dirección perpendicular al movimiento
del líquido (la longitud b corresponde al
perímetro p*d del espacio libre circular)
L = longitud del espacio libre en sentido
del movimiento del líquido.
FIGURA 2.10
FUGAS EN ESPACIOS LIBRE O HUELGOS DE CORREDERAS CON
ALOJAMIENTO EXCÉNTRICAS CIRCULARES
FIGURA 2.11
Donde:
q: fugas a través de los espacios libres es concéntricos en cm³/s.
e: excentricidad entre la corredera y el alojamiento.
SL: espacio libre en cm.
De la formula concluimos que las fugas aumentan en el crecimiento de excentricidad
e / SL
En el caso de excentricidad máxima e = LL = (D1-D2) /2, Las fugas se calculan por
qe = 205* q
Se calcula en función de la formula de Schiller:

Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________ 37
Capítulo III
TIPOS DE BOMBAS, MOTORES, ACTUADORES
Y ACCESORIOS HIDRÁULICOS
CONCEPTO DE BOMBAS HIDRÁULICAS
Las bombas son elementos mecánicos que transfieren al fluido líquido la energía
mecánica recibida; ya sea de un motor eléctrico, motores de combustión interna o de un
sistema de transmisión mediante piñón engranajes y trasmisiones dentadas. Las bombas
son consideradas el corazón de todo sistema hidráulico, son elementos que generan la
energía de presión necesaria para mover el hazte de los actuadores lineales de el eje los
actuadores de rotación continua y de giro limitado nos proporcionan trabajo mecánico
que es nuestro objetivo.
La energía mecánica recibida por la bomba sirve para:
1. Succionar el fluido líquido del tanque
2. Dotarle de energía cinética y de presión
3. Darnos trabajo mecánico, como consecuencia de la transformación de energías a
lo largo del circuito.
TIPOS DE BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO.
Las bombas más utilizadas en los Sistemas hidráulicos de maquinas industriales y
equipos de construcción tales como tractores, palas cargadoras, volquetas, circuitos
hidráulicos de maquinas herramientas y otros, son bombas denominadas de
desplazamiento positivo de los que se puede obtener bastante documentación técnica de
consulta sobre todo de los fabricantes, estas bombas son:
1.- Bomba de engranaje
2.- Bomba de paletas
3.- Bomba de pistón
4.- Bomba de tornillo
1.- Bomba de Engranaje.-
a) De engranajes externos
b) De engranajes internos

BOMBAS DE ENGRANAJES EXTERNOS
Estas bombas están compuestas de un par de engranajes acoplados, siendo una de ellos
el engranaje motriz o conductor, y el otro el conducido. Ambos están engranados entre
sí y están soportados por un block con asientos y rodamientos. El eje del engranaje
conductor puede ser cilindro o cónico dependiendo del momento torsor a transmitir, este
eje se liga al motor eléctrico o de combustión en instalaciones industriales o
estacionarias y a un sistema de transmisión mediante eje estriado o engranaje, tal es el
caso de equipos de transporte, construcciones y automóviles. Los caudales de las
bombas es función de la velocidad de giro, siendo los mayores rendimientos a
velocidades de giro de 1500 a 2500 R.P.M.
PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO
Accionado el eje del engranaje conductor ya sea por un motor eléctrico u otro, este
transmite el movimiento de rotación o fuerza mecánica al engranaje conducido,
obligándole a girar en sentido contrario al del conductor, los dientes entran en contacto
principalmente en las salidas a objeto de expulsar el aceite contenido en los espacios
vacíos entre los dientes y crear la depresión para la succión del aceite, este contacto
entre los dientes y la depresión es a consecuencia de la rotación.
FIGURA 3.1

CARACTERÍSTICAS DE LAS BOMBAS DE ENGRANAJES
1. Son bombas de caudal constante.
2. Estas bombas se caracterizan por tener juegos radiales y axiales pequeños, a
objeto de garantizar la estanqueidad “no permitir el retorno de aceite”, por lo que
son llamadas bombas de desplazamiento positivo.
3. Constructivamente son más simples y económicos debido a su reducido número
de piezas.
4. Tienen menor sensibilidad a las impurezas en el fluido líquido, y gran capacidad
de succión, mayor versatilidad en cuanto a su aplicación se refiere.
5. Son bombas de amplio rango de capacidad volumétrica, del orden 2-22
cm3
/rotación y 26-38 cm3
/rotación, dependiendo del modelo y presión de 250
Kg. /cm2
.
6. t = 85 – 90 %
BOMBAS DE ENGRANAJES EQUILIBRADAS HIDRÁULICAMENTE
Las bombas de engranajes reciben presiones
radiales de aceite sobre los engranajes,
presiones que a lo largo del tiempo ocasionan
deformaciones de los ejes, fugas de líquido,
deterioro de los rodamientos, cojinetes y
retenes, etc.; debido a ello en las bombas
modernas con el objeto de compensar estos
esfuerzos radiales se construyen engranajes con
agujeros radiales que las atraviesa a lo largo de
todo el diámetro por la que circula el aceite y
equilibra las presiones ocasionadas
particularmente por las fuerzas de salida, lo que
impide la deformación de los ejes, cojinetes y la
tendencia de separarse los dientes a
consecuencia de estos esfuerzos.
Conclusión.- En las bombas de engranajes de con FIGURA 3.2
construcción corriente el aceite ejerce presiones radiales considerables sobre los
engranajes lo que provoca deformación de los ejes y otros, ha consecuencia se tiene
fugas de aceite que incide en el rendimiento volumétrico, debido a estas presiones estas
bombas de construcción común precisan cojinetes y rodamientos de mayores
dimensiones lo cual aumenta en el costo de su producción.
Aplicación.-Debido a sus características de caudal constante generalmente se aplican en
máquinas en las cuales el esfuerzo de trabajo, torsión debe ser constante, así como la
lubricación de motores, máquinas rectificadoras, fresadoras, mandriladoras de precisión
y en toda la industria en la que se precise presión hidráulica constante.

DIMENSIONAMIENTO DE LAS BOMBAS DE ENGRANAJES
Si bien el dimensionamiento es tema de otra materia de, sin embargo es necesario
indicar que las bombas de engranajes son calculadas en función del caudal y la presión
de salida. Este dimensionamiento consiste en determinar el número de dientes de
engranaje conductor y conducido, espesor, superficie del espacio libre entre los dientes,
coeficientes de forma y otros.
CÁLCULO DEL VOLUMEN DE ACEITE EN CADA VUELTA
Es dado por la fórmula:
V = 2 * z * s * b * h * n ; en cm3
/rev
ó
V = 0.002 * z * s * b * h * n ; en l/min
Donde:
z = Número de dientes de engranajes conductor.
s = Superficie del espacio libe entre los dientes
b = Ancho del diente
h =Coeficiente de forma
n = Rotación minuto
Q= Vg*n*v/1000 lt/min ; volumen desplasado
Mt= 1.62*Vg* ΔP/1000*ήmh  kpm momento torsor
Q= Volumen Desplazado lt/min.
Vg = Volumen geométrico máximo
n = Rotación dado en minutos
ηv = Rendimiento volumétrico
ΔP = Diferencias de presiones
mh= Rendimiento mecánico hidráulico
CURVAS CARACTERISTICAS (n = 1450 rev/min.; v = 46 mm2
/s.; temp.= 50 º C)

BOMBAS DE ENGRANAJES INTERNOS EXCENTRICOS
Estas bombas nos proporcionan presiones
más elevadas y son más complicadas,
constan de una rueda dentada interiormente
con la que engrana otro engranaje de
dientes externos de menor número de
dientes, el ajuste de este tipo de bombas es
más perfecto por estar simultáneamente en
contacto varios grupos de dientes, en
cambio resulta más voluminoso nos
promociona presiones del orden de 300
Kg/cm2
y caudales del orden de 3 cm3
/ rev.
a 25 cm3
/rev. Las revoluciones de este tipo
de bombas son del orden 500 a 3000
r.p.m.,tiene un ηv del orden del 95 %
FIGURA 3.3
Al margen de los dos engranajes, en el diseño podemos observar que entre ellos existe
una, lengüeta de regulación, situada entre los orificios de entrada y
salida donde la holgura entre los dientes de los engranajes interno y externo es máximo
comienza el funcionamiento de estas bombas cuando el eje del engranaje de dientes
externos o engranaje conductor es accionado, con lo que se produce el giro simultaneo
de este engranaje y el engranaje de dientes internos creándose un vació y el aceite del
depósito es aspirado entre los dientes de ambos engranajes y arrastrado hacia la parte
superior donde es comprimido y enviado hacia la línea de presión de la bomba. Estas
bombas se caracterizan por ser mas sensibles a los contaminantes y girar ambos
engranajes en el mismo sentido, el engranaje interno gira más rápido que el externo por
tener mayor número de dientes.
CALCULO DEL CAUDAL
Para lo que se utiliza la formula a seguir:
nbF
Qt ***60
*2 

Donde:
F = Sección libre entre el anillo exterior y la rueda dentada
b = Ancho del diente
n = Velocidad de giro

BOMBAS MUTIPLES
Las bombas múltiples son combinaciones de dos o más elementos de bombas colocadas
en una sola carcasa y accionadas por un mismo eje motriz.
Estas bombas se utilizan:
 En sistemas donde se
precisan velocidades
distintas pero fijas, y
cuando por el costo y
diseño no se recomienda
el empleo de una bomba
de caudal variable; en
este caso el sistema se
puede alimentar del
caudal de una de las
bombas o de la suma de
los caudales.
 Para la alimentación, con un solo grupo motor-bomba diversos circuitos
independientes, o la combinación de este caso con el anterior.
 Para bombas con dificultades de aspiración, o en bombas de pistón para sistemas
cerrados; la propia bomba incorpora una bomba auxiliar destinada
exclusivamente a la precarga de la bomba principal o, en circuitos cerrados a la
restitución de fluido que sale por los drenajes o válvulas de seguridad del
sistema (llamado bomba de prellenado o de carga); en estos casos el caudal de la
segunda bomba pasa directamente a la primera.
 Para incrementar la presión, para ello se unen entre si dos bombas de igual
cilindrada en las que la salida de una se conecta directamente ala entrada de la
otra (en serie). Así la presión alcanzada será la suma de las presiones de ambas
bombas
FIGURA 3.4
Las bombas múltiples pueden estar compuestas
por varios cuerpos (grupos de bombas) iguales
en su funcionamiento (engranajes + engranajes,
paletas + paletas, pistones + pistones) que a su
vez pueden ser de igual o distinta cilindrada
bomba doble de engranajes (las dos bombas
tienen misma cilindrada).
FIGURA 3.4.1

Otra opción es la combinación de cuerpos distintos (pistón + paletas, paletas +
engranajes, etc.).
Las bombas múltiples construidas a partir de cuerpos independientes suelen tener un
orificio de aspiración y uno de salida para cada cuerpo de bomba; en otros modelos de
carcasa a sido diseñada especialmente para esta aplicación y disponen de una aspiración
única para varias unidades de bombeo.
FIGURA 3.4.2 Bomba doble de engranajes FIGURA 3.4.3 Bomba triple de paletas
(Las dos bombas tienen distintas cilindradas) (Una sola aspiración)
En cualquier caso, el cuerpo que suministra más caudal o el que se absorbe potencia
siempre será el más cercano al motor.
Un ejemplo de aplicación de una bomba múltiple con distintos cuerpos seria la de
accionamiento de una carretilla elevadora, con un cuerpo para sistema de
desplazamiento (accionamiento de las ruedas), otro cuerpo para el circuito de elevación
y posicionamiento de la horquilla y otro para circuitos de dirección.
BOMBAS DE VARIAS ETAPAS
Son aquellas bombas múltiples, accionadas por un solo eje, en las que el caudal
precedente de un cuerpo pasa directamente a la alimentación del cuerpo siguiente.
FIGURA 3.5 Bombas de varias etapas

Un ejemplo de este tipo de bombas son las bombas de pistones que precisan una presión
en la alimentación, y la obtienen gracias a una bomba de engranajes o de paletas que las
alimenta. En este caso se trata de una bomba en la que la primera etapa succiona el
fluido y la presuriza para alimentar la bomba principal que seria la segunda etapa.
Sin embargo, la bomba de doble etapa están pensadas para obtener presiones muy
elevadas. Gracias a este sistema se consigue que la alimentación de la segunda etapa se
realice a la presión de salida de la primera, y que la presión final (a salida de la bomba)
sea la suma de las presiones de dos etapas.
Un factor muy importante para el correcto funcionamiento de este tipo de bombas es el
control del caudal de alimentación de la bomba de la segunda etapa. Este caudal debe
ser igual al que la bomba expulsa; para regularlo la bomba debe disponer de un sistema
de válvulas que eviten la sobre-alimentación o la falta de alimentación (cavitación).
BOMBAS DE PALETAS
a) De caudal constante y equilibrada.
b) De caudal constante sin equilibrar.
c) De caudal variable.
BOMBAS DE PALETAS DE CAUDAL CONSTANTE E HIDRÁULICAMENTE
EQUILIBRADA
En el interior del cuerpo de hierro fundido está dispuesto el estator y rotor de acero con
sus aletas radiales, tiene dos lumbreras de admisión y dos de descarga diametralmente
opuestas. Se dice bombas equilibradas debido a la doble excentricidad, en consecuencia
doble entrada y salida de aceite, lo que permite que la presión del aceite no se
manifieste en un solo lado del eje provocando grandes esfuerzos desiguales, limitando y
reduciendo la vida de los rodamientos, cojinetes, retenes, por otra parte evitando fugas
que reducirían el rendimiento volumétrico.
PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO
FIGURA 3.6

En estas bombas equilibradas de doble excentricidad el aceite se aspira simultáneamente
por las lumbreras A y B, y se comprime al mismo tiempo por C y D, estas operaciones
se dan tan luego comienza el funcionamiento del rotor, cuando acoplado a un motor
eléctrico, de combustión interna u otros mediante engranajes de transmisión. Al girar
dicho rotor proyecta radicalmente las paletas contra la periferia o pared interna del
estator, esta proyección se debe a la fuerza centrífuga de rotación, la cámara o espacio
de aceite es dado por cada par de paletas.
Este aceite o fluido hidráulico es aspirado por la zona de mayor excentricidad “mayor
sección” y expulsado por la zona de menor excentricidad, consecuentemente la fuerza
potencial del aceite se debe a la creciente reducción del área por la excentricidad entre
el rotor y el estator. En estas bombas equilibradas las paletas efectúan dos compresiones
y dos aspiraciones en cada vuelta, aspiran y simultáneamente comprimen. El hecho de
que las lumbreras de aspiración y descarga sean diametralmente opuestas equilibran las
presiones en resguardo del eje, cojinetes, rodamientos y otros, con este tipo de bambas
obtenemos presiones del orden de 210 kg./cm2
y caudales del orden de 225 lt./min en
el caso de las bombas modernas, estas bombas se caracterizan por ser más a silenciosas
en relación a las bombas de engranajes y tener rendimientos totales del orden 88 %
siendo ellas equilibradas, estas bombas son instaladas con filtros con un grado de
filtración de 25 a 40 μm .
Cálculo de caudal de estas bombas
b = ancho de la paleta del rotor en cm.
R = radio mayor del estator en cm.
r = radio menor del estator en cm.
z = número de paletas.
= ángulo de inclinación de las paletas una en relación a la otra, generalmente es de 25o
e = espesor de las paletas de 2 a 2.5 mm.
hu = altura útil de la paleta que es de 0.4 *h, de altura total.
n = rotaciones.
El ancho b de la paleta esta definido por el ancho del rotor, está a su ves esta
determinado por la cantidad de aceite que puede ser aspirado por la sección de entrada,
la velocidad del aceite de la sección de entrada es del orden de 2.5 a 3 m/s si el aumento
de las paletas lleva consigo aumento de esfuerzos a causa de la fricción entre las partes
o roce interno del estator y las paletas.
Factores que influyen en el rendimiento mecánico
1. Para presiones y caudales grandes disminuye el rendimiento mecánico, debido al
mayor esfuerzo de rozamiento.
min/cmen;ze
cos
r)-(R-)r(R
nb2Q 3
22





 




2. La sección o espesura de las paletas es otro factor que disminuye el rendimiento
mecánico debido al aumento de fricción o esfuerzo de rozamiento entre las
paletas y el estator. A pesar de ello el rendimiento mecánico de estas bombas es
del orden de 0.87 a 0.95.
Rendimiento volumétrico
Oscila entre 0.85 a 0.90 para rotaciones del orden de 2.500 a 3.500 r.p.m.
Bombas de paletas de caudal variable sin equilibrar
GRAFICO 3.7
Las bombas de paletas para ser de flujo variable deben ser sin equilibrar, estas bombas
nos proporcionan solamente la cantidad de aceite necesario para el sistema o
accionamiento de los actuadores del sistema hidráulico, este caudal se varía variando la
excentricidad entre el estator y el rotor, se lo hace de dos formas, mecánica con un
tornillo regulador de excentricidad que nos permite obtener solamente la cantidad de
fluido requerido, y de forma automática regulando el variador de excentricidad con la
presión de trabajo del actuador, de esta forma manteniendo constante el movimiento del
hazte o cambiando la excentricidad en función de los requerimientos para mas o para
menos. “Variar la excentricidad significa variar la sección de la cámara de aspiración y
descarga”, esta variación se lo puede hacer dentro un valor, máximo y mínimo. En la
posición regulada el resorte es el elemento que mantiene el estator en su posición de
excentricidad.
El accionamiento de estas bombas es mediante motor eléctrico, motor de combustión o
por sistema de transmisión por engranajes.

CARACTERÍSTICAS DE FABRICACIÓN
a) Presiones del orden de 210 Kg./ cm2
.
b) La carcaza o cuerpo es de hierro fundido
c) El rotor es de acero al cromo-molibdeno
d) El estator de acero al cromo templado y segmentado en la parte interna
e) Las paletas son fabricadas de acero rápido templadas rectificadas y segmentadas
las partes flotantes.
BOMBAS DE PISTONES
GENERALIDADES
Las crecientes necesidades de trabajos con presiones cada vez más elevadas exigen la
utilización de bombas con ajustes precisos entre sus piezas en movimiento, por lo que
se hace uso de bombas de pistones cuyos juegos entre sus cilindros y pistones son del
orden de 0.0012 a 0.005 mm, juegos que no es posible obtener con bombas de paletas
o engranajes.
Tipos constructivos de bombas de pistones
a) Radiales de caudal fijo y variable
b) Axiales de caudal fijo y variable
Bombas de pistones radiales de caudal variable
Componentes:
1.- Rotor en el cual están taladrados los
cilindros y montados los pistones.
2.- Tambor, que es una carcaza y sirve de
protección, apoyo a los pistones y a la vez es
un elemento que provoca la excentricidad y
el movimiento alternativo.
3.- Elementos de variación de excentricidad,
consecuentemente de caudal, pudiendo ser
manual, hidráulico o neumático.
FIGURA 3.8

Principio de funcionamiento
Cuando gira el rotor de la bomba accionado ya sea por un motor de combustión interna,
eléctrico o engranajes de transmisión también giran los pistones en su giro ejecutando
movimiento alternativo que se dan dentro de sus respectivos cilindros y con ello la
admisión, compresión y descarga el movimiento alternativo se da debido a la
excentricidad del rotor y la carcaza. La admisión se da por uno de los orificios centrales
y estando los pistones desplazándose del centro a la periferia del tambor “a medida que
va creciendo el radio” y la compresión se da durante su carrera hacia el centro por el
otro orificio, es decir, a medida que va decreciendo el radio en función de la
excentricidad.
Se modifica el caudal de la bomba variando la excentricidad: En la actualidad esta
variación se efectúan automáticamente por la presión del aceite.
Para determinar los orificios de admisión y descarga de estas bombas se toma como
velocidades del fluido los valores de 2 a 3 m/s y 4 a 6 m/s respectivamente.
Cálculo del caudal de las bombas radiales de pistones
nzeL
D
QT 
4
2

; min/3
cm
Donde:
L = desplazamiento del pistón
e = excentricidad
z = numero de pistones
n = rpm
Cálculo del caudal instantáneo o caudal comprimido por un solo pistón
q = v * s en cm3
/min.
Donde:
v = velocidad instantánea
s = sección del pistón en cm2
La velocidad instantánea del pistón viene dada en función del ángulo de rotación del
rotor, por la siguiente fórmula:






  2sen
R2
e
senwev
Donde:
w = velocidad angular
e = excentricidad
 = ángulo de rotación del rotor

R = radio interno del tambor
Sustituyendo en q = v*s, tenemos:








qQ
totalcaudalelsiendo,2sen
R2
e
senwesv 
Factores del que depende la capacidad de la bomba de pistones radiales
Depende de:
1.- La potencia del motor o elementos que le acciona.
2.- La cilindrada, en el caso de las bombas radiales es también función de la
excentricidad y en las bombas de pistones axiales del ángulo que forma el plato
oscilante con la perpendicular al hazte.
3.- La capacidad volumétrica de las bombas de pistones axiales varia según el modelo,
entre 57,4 cm3
/ rev. Para modelos pequeños, hasta los 135 cm3
/ rev., par modelos
grandes y de las bombas de pistones radiales varia entre 0.5 cm3
/ rev., a los 100cm3
/
rev. Por lo que estas bombas de pistones cumplen cualquier necesidad industrial.
BOMBA DE PISTONES AXIALES DE CAUDAL VARIABLE
FIGURA 3.9
Las bombas de pistones tipo axiales y caudal variable son aquellas que tienen sus
pistones dispuestos en forma paralela al eje de rotación, estos pistones están situados en
la superficie cilíndrica llamado bloque y ligados a un plato de mando. Cuando gira el
eje imprime al plato un movimiento rotativo oscilante, que transmite a todos los
pistones, los cuales efectúan en su giro un movimiento longitudinal y alternativo.
Consecuentemente de aspiración y para lo que cada cilindro tiene su propia válvula de
admisión y descarga. El ángulo  que forma el plato oscilante con la perpendicular al
hazte o eje de rotación es importante, por que, de su inclinación depende la carrera de
Plato de
mando

los pistones “con mayor ángulo mayor carrera mayor cilindrada”, consecuentemente
mayor caudal y viceversa. También se puede invertir el sentido en que se hace trabajar
el aceite.
CÁLCULO DEL CAUDAL DE BOMBAS AXIALES DE PISTONES.
3
2
cm;sennzD
4
d*
Q 


Donde:
d = diámetro del pistón en mm.
 = ángulo de inclinación del plato
z = número de pistones
D = diámetro del plato
n = rotaciones en r.p.m.
Las bombas de pistones son sensibles a la suciedad por lo que se recomienda niveles de
filtrado del aceite del orden de 5 a 10μm
Factores de las que depende la capacidad volumétrica de las bombas de pistones
Depende de:
1.-La potencia del motor o elementos que le acciona.
2.- La cilindrada, en el caso de las bombas radiales es también función de la
excentricidad y en las bombas de pistones axiales del ángulo que forma el plato
oscilante con la perpendicular al hazte.
3.- La capacidad volumétrica de las bombas de pistones axiales varia según el modelo,
entre 57,4 cm3
/ rev. para modelos pequeños, hasta los 135 cm3
/ rev., par modelos
grandes y de las bombas de pistones radiales varia entre 0.5 cm3
/ rev., a los 100cm3
/
rev. Por lo que estas bombas de pistones cumplen cualquier necesidad industrial.
Características de las bombas de pistón
1. Gracias al número de pistones, que siempre deben ser impares, existe
continuidad en la descarga del aceite y poca pulsación. Generalmente el número
de pistones es de 7 a 11.
2. Son de tolerancia reducidas entre sus órganos en movimiento tales como
pistones y cilindros estas tolerancias son del orden de 0.0012 mm.
3. Nos dan presiones y rendimientos volumétricos mayores que los de paleta y
engranajes. El rendimiento volumétrico de estas bombas es del orden de 95 a 98
%.

Coeficiente de amplitud o irregularidad en bombas de pistones
Este coeficiente de amplitud también llamado irregularidad significa la continuidad o
discontinuidad en la descarga del fluido de un pistón con relación al otro pistón, lo cual
también se conoce como frecuencia de pulsaciones, conforme se indica en el gráfico.
Cuanto más pistones tenga la bomba más pequeña será la amplitud de la pulsación y
mayor la frecuencia de la descarga.
Cuando la bomba tiene número
par de pistones como en el caso de
bombas de pistones radiales
presentado los pistones se
encuentran diametralmente
opuestos, por consiguiente
cuando un pistón entra en la zona
de compresión o descarga máxima
el otro que esta diametralmente
opuesto sale, esta situación hace
que la diferencia qmax – qmin
llamada amplitud sea mayor, en
las bombas de pistones impares la entrada de un
pistón a la zona de compresión no corresponde a la salida del otro.
Las pruebas han dado los siguientes valores del coeficiente de amplitud.
No
de pistones 5 6 9 10
Coef. De amplitud 6 17.7 1.8 6
Por lo que concluimos que, las pulsaciones son mucho más importantes para las
bombas con número par de pistones que para las que lo tienen impar. Estas
consideraciones sobre el numero impar de pistones también es valido para bombas de
pistones axiales.
100
q
q-q
C
max
minmax


Determinación del caudal o tamaño nominal
En la selección de las bombas se toma como referencia la capacidad volumétrica dado
en cm3
/rot también llamado tamaño nominal que esta íntimamente relacionado con el
volumen geométrico Vg, las formulas y los cálculos a considerar son.



1000
vg nV
Q

min/Lt ; Caudal succionado por la bomba




v
g
n
Q
V

1000
rotcm /3
; Volumen geométrico




mh
g
t
PV
M
1000
62.1
Kpm ; Momento torsor






t
t PQM
P


600975
KW ; Potencia
Donde:
P = Diferencia de presión en bar.
n = Rotación.
v = Rendimiento volumétrico.
mh = Rendimiento mecánico-hidráulico.
t = Rendimiento total. “ mhvt   ”
Cálculo de las potencias y rendimiento de la bomba
1. Potencia teórica.
450
Q*P
CVt ts

Donde:
Ps = Presión en Kg/cm2
“de salida”
Qt = Caudal teórico en l/min.
78
9,0
70

v
s
t
Q
Q Lt/min.
Qs
= 70 Lt/min.

v
= 90 % = 0,9
QQ eft

2. Potencia absorbida o potencia en el eje de la bomba dado por.
CVt
CVab
m

118
85,0
100
CVab  ; Potencia del motor que acciona a la
bomba.
tab CVCV 
Donde:
nm= rendimiento mecánico de la bomba, la misma que es función de la fricción
entre sus partes móviles.
A esta potencia en el eje o potencia absorbida también se la llama potencia
instalada, se descompone en:
CVef = Potencia efectiva.
CV = Pérdidas de potencia.
V = Pérdidas volumétricas.
La potencia efectiva CVef se calcula en función del caudal efectivo de la bomba y la
presión de salida.
450
Q*P
CV ss
ef 
CV, pérdidas de potencia, es la diferencia entre la potencia absorbida o potencia en el
eje de la bomba y la potencia teórica.
CV = CVab – CVt, CVt = CVab - CV
CALCULO DEL RENDIMIENTO MECANICO
El rendimiento mecánico m, es dado por la relación entre la potencia teórica y la
potencia instalada o absorbida.
abab
ab
ab
t
CV
CV
-1
CV
CV-CV
CV
CV 


m

Este rendimiento mecánico es función de la fricción entre las partes en movimiento de
la bomba o cualquier equipo, en el caso de las bombas también se tiene en cuenta las
pérdidas hidráulicas.
CALCULO DE LA POTENCIA EN EL HAZTE DEL ACTUADOR
Esta potencia se calcula por formula a seguir.
CV hazte = F * V
450
F = Esfuerzo que debe vencer el hazte en kg.
V = Velocidad de desplazamiento del hazte en m/min.
PÉRDIDAS VOLUMÉTRICAS
1. RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO
t
c
v
Q
Q

El caudal efectivo es la diferencia entre el caudal teórico y la pérdida de caudal.
Qe = Qt - Q; sustituyendo en el anterior tenemos:
Concluimos, que para tener un rendimiento volumétrico elevado es necesario disminuir
las fugas o pérdidas volumétricas. Las mismas que dependen de la variación de la
temperatura consecuentemente de la viscosidad.
RENDIMIENTO TOTAL DE UNA BOMBA
RENDIMIENTO TOTAL DE UNA INSTALACION HIDRAULICA.
Para obtener el rendimiento total de una instalación al margen de los rendimientos
volumétricos y mecánico de la bomba se debe tener en cuenta el rendimiento de los
actuadores sean estos actuadores lineales o actudores de giro continuo o limitado
“motores hidráulicos” y es dado por la ecuación.
ηt = ηv. ηm . ηa
ηa = Rendimiento del actuador
SINTESIS. En función de las presiones las bombas de “desplazamiento positivo” se
dividen en bombas de:
tt
t
v
Q
Q
-1
Q
Q-Q 



mv  tb

 Baja presión hasta 70 Kg./cm2
 Media presión entre 70 a 180 Kg/cm2
 Alta presión , presiones superiores a 180 Kg./cm2
MOTORES HIDRÁULICOS
Los motores hidráulicos constructivamente o en su estructura interna son iguales a las
bombas hidráulicas, por lo que pueden ser utilizados indistintamente como bombas o
como motores “simplemente modificando la función de los conductos del aceite” unas
veces haciendo de admisión y otras el mismo conducto será de presión. En síntesis, los
motores hidráulicos tienen un proceso de funcionamiento inverso al de las bombas por
lo tanto, son elementos mecánicos que transforman la energía óleo hidráulica u energía
de presión que reciben de la bomba en energía mecánica de rotación o trabajo
mecánico, existen motores hidráulicos de engranajes, paletas y pistones, su aplicación
mas frecuente esta en la industria, en sistemas hidráulicos de grúas, transmisiones de
equipo pesado y por lo que se obtiene una amplia gama de velocidades y torques,
pudiendo los mismos ser unidireccionales, es decir con un solo sentido de giro del eje
del motor, o bidirecionales “ reversibles” con ambos sentidos de giro, siendo este
ultimo el mas utilizado, a seguir se ejemplifica su funcionamiento.
La energía de presión que proporciona la bomba, el
motor hidráulico transforma en fuerza de rotación,
en consecuencia trabajo mecánico o torsión, su
aplicación que resulta de una combinación directa
bomba-motor hidráulico se encuentra en
transmisiones de equipo pesado, se encuentra
también en grúas, guinches montados en camión,
moto niveladoras para dar movimiento de giro a la
tornamesa, cunado interactuando con una válvula
direccional. En síntesis puede ser su instalación en
circuito cerrado o abierto como en las instalaciones
industriales.
Formas de combinar la instalación bomba motor hidráulico
A objeto de conseguir diferentes torques o por motor y potencias en la aplicación
práctica, las bombas y motores hidráulicos se pueden combinar de 4 maneras:
1. Bomba de caudal constante accionando un motor de caudal constante.
2. Bomba de caudal variable accionando un motor de caudal constante.
3. Bomba de caudal constante accionando un motor de caudal variable.
4. Bomba de caudal variable accionando un motor de caudal variable.
FIGURA 3.11

Primera combinación.- Nos da una potencia y un par
motor constante en el eje de salida mientras se mantiene
constante la velocidad del eje de entrada. Si varía la
velocidad de entrada varía también la potencia y la
velocidad, pero el par motor sigue siendo el mismo por ser
el motor y la bomba de caudal fijo. Si la velocidad del
motor que acciona a la bomba se varía tendremos mayor
caudal de acuerdo a la relación siguiente: Q= V/A, por lo
que la potencia variará en función a la fórmula: CV= P*
Q/450 por otra parte, debido a la presión constante de
la bomba tendremos un torque de  = F*R constante. Esta
. Combinación se comporta como un tren de engranajes que
FIGURA 3.11 transite la fuerza sin alterar la velocidad ni la potencia entre
. el motor y la caja.
Segunda combinación.- Si Q varía, por la fórmula
concluimos que la velocidad del motor hidráulico, varía
V=Q/A, en consecuencia la potencia de la bomba que es
igual a CV = P * Q/450 variará, y el torque  = F*R se
mantendrá constante. Con esta combinación se varía la
velocidad sin que varíe el par motor.
Tercera combinación.- Si Q de la bomba es constante, y
A del motor varía de la fórmula V = Q/A concluimos que
la velocidad del motor hidráulico varía, la potencia, de la
bomba se mantenga constante, debido a que es función de
Q, no varia CV = P * Q/450.  = F*R = P *A * R, A
varía en consecuencia el torque.
Cuarta combinación.- En esta combinación se tiene
bomba y motor de caudal variable, en consecuencia nos
permite variar constantemente el par motor y la potencia
en función de las necesidades de acuerdo a al siguiente
relación. F = P*A, A varía por lo que se tiene E = F*R
varían, la potencia N= P * Q/450 también varía debido a
que Q=V*A.
Esta combinación constituye la más flexible de todas, su
campo de aplicación esta generalmente en los equipos de
movimiento de tierra. Ejemplo: tractores Jhon Deer.

La potencia en los motores hidráulicos esta directamente relacionado con el par de
salida, la velocidad de giro del eje, por lo que son factores considerado para su
selección. Para obtener el rendimiento total es necesario considerar los rendimientos
volumétricos, mecánicos y el rendimientote los actuadores siendo por tanto dado por la
ecuación, ηt = ηv .ηm .ηa
Los motores hidráulicos se dividen en motores de velocidad lenta y presión continua,
en este régimen la velocidad no supera los 400 a 500 rpm, los de velocidad media
trabajando bajo el mismo régimen varia entre 500 a 2000 rpm. Y los de alta velocidad
trabajan con velocidades superiores a los 2000 rpm, en caso de trabajos a presiones
intermitentes las velocidades son muy superiores a lo indicado.
CALCULO DEL CAUDAL DE LOS MOTORES HIDRAULICOS
Uno de los elementos que el proyectista debe considerar es el calculo del caudal
absorbido
por los motores y la potencia subministrada por los mismos, siendo también necesario
considerar el rendimiento volumétrico o perdidas que se producen como consecuencia
del funcionamiento del motor, el caudal se calcula por la formula a seguir indicado.



1000
vg nV
Q

min/Lt
Q = Caudal absorbido por el motor en l/ min.
gV = Volumen geométrico rotcm /3
.
n = Velocidad de giro.
v = Rendimiento volumétrico en %
Esta ecuación es similar a la utilizada para el cálculo de caudal de las bombas
CALCULO DEL MOMENTO TORSOR
El momento torsor es función de la cilindrada, la diferencia de presión entre la entrada
y salida “perdida de presión” y los rendimientos mecánico e hidráulico, dado por la
formula a seguir.




mh
g
t
PV
M
1000
62.1
Kpm
gV = Volumen geométrico rotcm /3
ΔP = P2 - P1 , diferencia de presión en bar.
P1 = Presión de entrada.
P2 = Presión de salida del motor en bar.
ηm = Rendimiento mecánico del motor en %
ηh = Rendimiento hidráulico del motor en %

Piñón
Esta ecuación es utilizada cuando se esta trabajando en unidades técnicas
CALCULO DE LA POTENCIA






t
t PQnM
P
600975
KW
Q = Caudal absorbido por el motor en l/ min.
P = Diferencia de presión en bar.
t = Rendimiento total.
La potencia es un factor importante a considerar en la selección de un motor hidráulico
ya que, esta íntimamente relacionado con el momento torsor de salida y la velocidad de
giro del eje, los fabricantes nos proporcionan datos de la potencia máxima que
desarrolla el motor en régimen de trabajo continuo o en régimen discontinuo.
CALCULO DEL RENDIMIENTO TOTAL
Al igual que en las bombas, en los motores hidráulicos es necesario considerar los tres
tipos de rendimientos para calcular el rendimiento total y se lo hace mediante la
formula.
ηt= ηv . ηm . ηa
MOTOR HIDRAULICO DE GIRO LIMITADO
GRAFICO 3.14
Esta es una combinación de piñón-cremallera el cual tiene la gran ventaja de
permitirnos giros limitados en ambos sentidos de acuerdo a ángulos de giro deseados,
Cilindro
Cremallera

consta de un cilindro en cuyo interior se encuentra una cremallera en la que esta
engranado un piñón, se encuentran en diversas aplicaciones, por ejemplo en grúas, en
el Tornamesa de las moto niveladoras, en retroexcavadora, en los Sistemas de la
dirección de los automóviles y en otros. El movimiento lineal del embolo o cremallera
es transformado en movimiento circular o energía de rotación del eje por medio del
Piñón que engrana con la cremallera “el conjunto hace de forma simultanea
movimiento lineal y de rotación” el sentido de rotación se invierte cambiando de
alimentación del fluido y se limita su capacidad de giro mediante topes ajustados
dándonos giros hasta de 360 grados. Los motores de giro limitado se caracterizan por
darnos velocidades de giro más lentas que los motores hidráulicos de giro continuo.
Los parámetros de selección de estos motores son el momento torsor o par “carga que
admite el eje”, la carga radial y la axial, por otra parte se hace consta y que también
existen motores hidráulicos de paletas de giro limitado., cuyo funcionamiento es similar
al motor hidráulico combinación piñón cremallera.
MOVIMIENTO ANGULAR MEDIANTE ACTUADORES CILINDRICOS
Sistema de dirección
Tipo Dirección asistida completamente hidráulica
Bomba De tipo de paletas, 270 litros/min
(65.5 gal/min) a rpm gobernadas
Configuración de la válvula de descarga 210 kg/cm2 (2,990 psi)
Cilindro Tipo
Diámetro interior x carrera
Acción doble
100 mm (3.9”) x 480 mm (18.9”)
Ángulo de giro
Características
- Articulación del bastidor de punto central
- Sistema de caudal amplificado, con percepción de carga, compensado a
presión
- la bomba dosificadora operada por volante controla el caudal a los cilindros de
la dirección.
- columna de dirección reclinable y telescópica

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