Fluidos

1- Introducción
1.1- Fundamentos
Los fundamentos de la hidráulica se basan en dos principios
fundamentales de la física, a saber:
• Principio de Pascal: el cual expresa que la presión que
ejerce un fluido incompresible y en equilibrio dentro de un
recipiente de paredes indeformables se transmite con igual
intensidad en todas las direcciones y en todos los puntos del
fluido.
• Principio de Bernoulli: expone que en un fluido ideal (sin
viscosidad ni rozamiento) en régimen de circulación por un
conducto cerrado, la energía que posee el fluido permanece
constante a lo largo de su recorrido.
La energía de un fluido en cualquier momento consta de tres
componentes: cinética (que es la energía debida a la velocidad
que posee el fluido), potencial o gravitacional (que es la
energía debido a la altitud del fluido), y una energía que
podríamos llamar de "flujo" (que es la energía que un fluido
contiene debido a su presión).
En la siguiente ecuación, conocida como "Ecuación de
Bernoulli" expresa matemáticamente este concepto:
v2
·
ρ
+ P + ρ·g·z = constante
2
siendo,
v la velocidad del fluido en la sección considerada;
ρ la densidad del fluido;
P es la presión del fluido a lo largo de la línea de flujo;
g la acelaración de la gravedad;

z la altura en la dirección de la gravedad desde una cota de
referencia.
Los sistemas hidráulicos, objeto de estudio de este tutorial,
constituyen una de las formas tecnológicas que actualmente
empleamos para la transmisión de potencia en máquinas. Todo
sistema hidráulico está compuesto de los siguientes elementos
principales:
- Un depósito acumulador del fluido hidráulico;
- Una bomba impulsora, que aspirando el fluido desde el
depósito crea el flujo en el circuito hidráulico;
- Válvula de control que permite controlar la dirección de
movimiento del fluido;
- Actuador o pistón hidráulico, que puede ser de simple o doble
efecto, siendo el elemento que transmite la fuerza final;
- Red de conductos por el que circula el fluido desde la bomba
hasta los actuadores y retorna al depósito acumulador;
- Filtros de limpieza del fluido hidráulico;
- Válvula de alivio, que proporciona una salida al sistema en
caso de producirse un aumento excesivo de la presión del fluido
dentro del circuito.
1.2- Ventajas e inconvenientes

A continuación se exponen algunas ventajas e inconvenientes
de los sistemas hidráulicos frente a otros sistemas
convencionales de transmisión de potencia:
a) Ventajas:
• Los sistemas hidráulicos permiten desarrollar elevados
ratios de fuerza con el empleo de sistemas muy compactos.
• Permiten la regulación continua de las fuerzas que se
transmiten, no existiendo riesgo de calentamiento por
sobrecargas.
• Son elementos muy flexibles y que pueden adaptarse a
cualquier geometría, gracias a la flexibilidad de los conductos
que conducen el aceite hidráulico hasta los actuadores.
• Los actuadores o cilindros hidráulicos son elementos
reversibles, que pueden actuar en uno u otro sentido y que
además permiten su frenada en marcha. Además son
elementos seguros, haciendo posible su enclavamiento en
caso de producirse una avería o fuga del fluido hidráulico.
b) Inconvenientes:
• La baja velocidad de accionamiento de los actuadores o
pistones hidráulicos.
• La alta presión de trabajo exige labores de mantenimiento
preventivos (vigilancia de posibles fugas en las juntas).
• Sistema no muy limpio, debido a la presencia de aceites o
fluidos hidráulicos.
• En general, es un sistema más caro que otros, por ejemplo
los sistemas de aire comprimido.
2- Componentes del sistema
2.1- Fluido hidráulico
Para que un fluido pueda ser empleado como líquido del
circuito de un sistema hidráulico, éste deberá presentar las
siguientes propiedades:

• Ser un fluido incompresible para un rango amplio de
presiones;
• Ofrecer una buena capacidad de lubricación en metales y
gomas;
• Buena viscosidad con un alto punto de ebullición y bajo
punto de congelación (el rango de trabajo debe oscilar entre -
70ºC hasta +80ºC);
• Presentar un punto de autoignición superior, al menos a los
100ºC;
• No ser inflamable;
• Ser químicamente inerte y no corrosivo;
• Ser un buen disipador de calor, al funcionar también como
refrigerante del sistema;
• Presentar buenas condiciones en cuanto a su
almacenamiento y manipulación.
Los fluidos hidráulicos presentes en el mercado se pueden
agrupar, en general, en tres grandes grupos:
• 1- Fluidos sintéticos de base acuosa: son resistentes a
la inflamación. A su vez, se subdividen en dos tipos:
- Emulsiones de agua y aceite. En este tipo de fluidos,
además del aceite de base mineral emulsionable se emplean
aditivos que le confieren propiedades antioxidantes,
antidesgaste, etc.
- Soluciones de agua-glicol. Mezclas de 40% glicol y 60%
agua, más aditivos especiales.

• 2- Fluidos sintéticos no acuosos: son compuestos
sintéticos orgánicos (fosfatos ésteres simples o clorados,
hidrocarburos clorados y silicatos ésteres). Son caros, pero
presentan un punto de inflamación muy alto.
• 3- Aceites minerales o sintéticos: son hidrocarburos
extraídos del petróleo a los que se le añaden aditivos químicos,
que les confiere unas buenas prestaciones a un coste
relativamente bajo. Son los más usados comercialmente.
La forma de denominar a los fluidos hidráulicos está regulada
según la norma DIN 51524 y 51525. Así, los fluidos hidráulicos
siguiendo esta normativa se denominan todos con la letra H a la
que se le añaden otras letras, para indicar el tipo de aditivos o
propiedades del fluido. A continuación, se muestra la designación
de los fluidos hidráulicos según su tipo:
• Aceites minerales o sintéticos:
- HH: si se trata de un aceite mineral sin aditivos;
- HL: si se trata de un aceite mineral con propiedades
antioxidantes y anticorrosivas;
- HP (ó HLP): aceite tipo HL con aditivos que mejoran la
resistencia a cargas;
- HM (ó HLM): aceite mineral tipo HL que incluye además
aditivos antidesgaste;
- HV: aceite tipo HM que además incorpora aditivos que
mejoran su índice de viscosidad.
En ocasiones, a las siglas anteriores se les agrega un número
que indica el coeficiente de viscosidad según DIN 51517
(clasificación de viscosidad según ISO). Ejemplo, HLP 68, que
indica:
H: se trata de aceite hidráulico;
L: con aditivos para protección anticorrosivas, con
propiedades antioxidantes;
P: posee aditivos que mejora la carga;
68: código de viscosidad, según DIN 51517.
• Fluidos sintéticos de base acuosa:
- HFA: emulsión de aceite en agua (contenido de agua: 80-
98%);
- HFB: emulsión de agua en aceite (contenido de agua:
40%);
- HFC: solución de poliglicoles (contenido de agua: 35-55%);

- HFD: líquidos anhídricos (contenido de agua: 0-0,1%).
• Fluidos sintéticos no acuosos:
- HFD-R: aceite a base de esterfosfatos;
- HFD-S: aceite a base de hidrocarburos halogenados;
- HFD-T: aceite a base de mezcla de los anteriores.
Por otro lado, la propiedad que más distingue un fluido
hidráulico de otro es la medida de su viscosidad. La norma DIN
51524 define los siguientes grados para la llamada viscosidad
cinemática, según la tabla siguiente:
ISO
Grados de viscosidad
Viscosidad cinemática (mm2/s) a 40 ºC
Mín. Máx.
ISO VG 10 9,0 11,0
ISO VG 22 19,8 24,2
ISO VG 32 28,8 35,2
ISO VG 46 41,4 50,6
ISO VG 68 61,2 74,8
ISP VG 100 90,0 110,0
Tabla 1. Grados de viscosidad ISO
Decir que la viscosidad cinemática es el cociente entre la
viscosidad absoluta y la densidad del fluido. En el S.I. su unidad
es elm2
/s, mientras que en el sistema C.G.S. su unidad es
el cm2
/s, que se denomina stokes (St).
Por otro lado, la unidad en el S.I. de la viscosidad dinámica o
absoluta es el kg/(m·s) ó Pa·s. En el sistema C.G.S., la unidad de
la viscosidad absoluta es g/(cm·s), que se denomina poise (P).
La viscosidad del aceite lubricante se expresa con un número
SAE, definido por la Society of Automotive Engineers. Los
números SAE están definidos como: 5W, 10W, 20W, 30W, 40W,
etc. En la siguiente tabla se indica la correlación SAE-ISO:

Tabla 2. Correlación entre grados de viscosidad SAE-ISO
Todos los aceites lubricantes se adelgazan cuando su
temperatura aumenta y por el contrario, se espesan cuando su
temperatura disminuye. Si la viscosidad de un aceite lubricante es
muy baja, habrá un excesivo escape por las juntas y los sellos. Si
la viscosidad del aceite lubricante es muy alta, el aceite tiende a
"pegarse" y se necesitará mayor fuerza para bombearlo a través
del sistema. Se adjunta una tabla con los rangos permitidos de
viscosidad para los fluidos hidráulicos.
Viscosidad cinemática (mm2/s)
Límite inferior 10
Rango ideal de viscosidad de 15 a 100
Límite superior 750
Tabla 3. Rango de valores de la viscosidad cinemática
2.2- Depósito hidráulico

El depósito o también llamado tanque hidráulico, cumple con
varias funciones:
- Además de servir, como uso más inmediato, de dispositivo
por donde se realiza el llenado y vaciado de fluido hidráulico,
sirve también como depósito pulmón desde donde se realiza la
aspiración por parte de la bomba.
- Sirve también como elemento disipador de calor a través de
las paredes del tanque, refrigerando así el aceite contenido en su
interior. Para ello, es necesario que el aceite tenga un tiempo de
residencia mínimo en el interior del tanque de al menos 1 ó 2
minutos. Así en función del caudal de la bomba, se podría diseñar
el volumen del tanque. En efecto, para una bomba con un caudal
de diseño, por ejemplo, de 10 l/min, haría falta un tanque con
capacidad de al menos 20 litros.
- Al servir como depósito de remanso del aceite, se usa
también para la deposición en el fondo de partículas y
contaminantes que se puedan arrastrar del circuito hidráulico,
evitándose así que vuelvan a recircular.
- Además, para aumentar el tiempo de residencia del aceite en
el tanque, se colocan en su interior unos deflectores que sirven
para dirigir la circulación del aceite por el interior del tanque. Con
ello se consigue mayor tiempo de estancia del aceite en el
depósito, y da lugar para que los contaminantes se depositen en
el fondo del tanque, además de favorecer la evaporación del agua
que pueda contener el aceite disuelto y la separación del aire.
Para un circuito hidráulico se pueden fabricar dos tipos de
tanques: presurizados y ventilados.
Los presurizados están sellados, evitándose así que penetre la
suciedad y la humedad en su interior. La presión interna que se

genera a medida que se calienta el fluido hidráulico también sirve
para empujar el aceite hacia la bomba, evitando que se produzca
la cavitación de la misma. No obstante, como medida de
seguridad se debe instalar una válvula hidráulica de alivio, que se
utiliza para evitar que se pueda alcanzar un exceso de presión a
medida que el aceite se calienta, y que pudiera exceder la
seguridad del tanque.
Por otro lado, los tanques ventilados, al estar abiertos a la
atmósfera, permiten que haya compensación de presión cuando
se producen cambios en los niveles o en la temperatura del
aceite, y no necesitan de válvula de alivio.
Se adjunta la simbología ISO de los tanques hidráulicos, según
el tipo:
Figura 3. Esquema de representación de un tanque hidráulico
2.3- Filtros
La filtración del fluido hidráulico es necesaria para evitar que la
suciedad producida por el funcionamiento normal del sistema
termine afectando a elementos sensibles de la instalación, como
puedan ser, válvulas o la propia bomba hidráulica.
En la siguiente tabla se recogen los distintos grados de
filtración exigidos, según la aplicación del sistema hidráulico.
Grados de
Filtración,
en µm
Tipo de Sistema Hidráulico
1-2
Para impurezas finas en sistemas altamente sensibles con
gran fiabilidad, preferentemente en aviación y laboratorios.
2-5
Para sistemas de mando y control sensibles y de alta
presión, con aplicaciones frecuentes en la aviación, robots
industriales y máquinas herramientas.

5-10
Para sistemas hidráulicos de alta calidad y fiabilidad, con
previsible larga vida útil de sus componentes.
10-20
Para hidráulica general y sistemas hidráulicos móviles, que
manejen presiones medianas y tamaños intermedios.
15-25
Para sistemas de baja presión en la industria pesada o para
sistemas de vida útil limitada.
20-40 Para sistemas de baja presión con holguras grandes.
Tabla 4. Grados de filtración y aplicaciones
Cualquier filtro estará compuesto de una carcasa exterior o
envolvente, que contendrá en su interior el material filtrante.
Adicionalmente, dispondrá de una válvula de by-pass, tipo
antirretorno, que se abrirá cuando el material filtrante esté
colmado, de manera que permita un by-pass o paso del flujo del
fluido hidráulico evitando así que el circuito se colpase por culpa
del atasco en el filtro.
Figura 4. Esquema y símbolo de filtro hidráulico
Un filtro puede ocupar diversas posiciones dentro del circuito
hidráulico, ofreciendo prestaciones muy diversas según se explica
a continuación:
• Filtro situado en la aspiración de la bomba: es la mejor
posición si lo que se pretende es proteger a la bomba. No
obstante, aumenta el riesgo que se produzca cavitación en su
aspiración debido a la pérdida de carga que se origina en el
fluido por su paso por el filtro. Por ello, si se coloca el filtro en
esta posición, éste debe ser de un tipo que ofrezca poca

pérdida de carga localizada, como puedan ser los de tipo de
mallas metálicas y los filtros de superficie con huecos de
tamaño grande. Evidentemente, esto se traduce que el grado
de filtración conseguida no sea muy buena. El tamaño de las
partículas filtradas colocando el filtro en esta posición son
relativamente grandes, encontrándose en el rango de los 50 a
100 µm.
Figura 5. Filtrado en la aspiración
• Filtro situado en el conducto de impulsión: dada su
situación, en la salida de la bomba, se sitúa en la línea de alta
presión. Esto condiciona que los filtros así situados requieran
de una mayor robustez. No obstante, en esta posición se
consiguen filtrados más exigentes, estando el tamaño de las
partículas retenidas en el rango de los 10 a 25 µm.

Figura 6. Filtrado en la impulsión
• Filtro en el circuito de retorno al depósito: a diferencia de
los casos anteriores, colocando el filtro en la tubería de retorno
al depósito se evitan los problemas de resistencia a la presión,
o los riesgos de cavitación en la aspiración de la bomba. Para
esta posición, el tamaño de las partículas que se consigue
filtrar se encuentra entre 25 y 30 µm.
Figura 7. Filtrado en el retorno
• Filtro situado en circuito independiente: Para circuitos con
altas exigencias, el filtro se puede situar en un circuito
independiente que también realice labores de refrigeración del
fluido hidráulico.

Figura 8. Filtrado en circuito independiente
A continuación se incluye una tabla donde se indican los
grados de filtración y la posición recomendada para situar el filtro,
según el tipo de componente o elemento hidráulico considerado.
Elemento hidráulico
Posición recomendada del
filtro
Grado de
filtración,
en µm
Bomba de émbolos axiales
Línea de retorno y/o línea de
presión
≤ 25
Línea de baja presión ≤ 25
Bombas de engranajes y
émbolos radiales
Línea de retorno ≤ 63
Válvulas distribuidoras, de
presión, de caudal y cierre;
cilindros
Línea de aspiración ≤ 63
Motores hidráulicos Línea de retorno ≤ 25
Tabla 5. Grados de filtración y posiciones del filtro
2.4- Bomba hidráulica
La bomba hidráulica es el componente que genera el flujo
dentro del circuito hidráulico, y está definida por la capacidad de

caudal que es capaz de generar, como ejemplo, galones por
minuto, litros por minuto, o centímetros cúbicos por revolución.
Hay dos grandes grupos de bombas: rotativas y alternativas.
A) Bombas rotativas:
Dentro de la familia de bombas rotativas, se encuentran los
siguientes tipos:
• Bombas de engranajes: Las bombas de engranajes son
compactas, relativamente económicas y tienen pocas piezas
móviles, lo que les confiere tener un buen rendimiento.
Figura 9. Bomba de engranaje. Principio de funcionamiento
La cilindrada (V) de una bomba de engranaje se obtiene a
partir de la siguiente expresión:
π
V = · (De
2
- Di
2
) · A
4
siendo, De y Di los diámetros de punta y de base del diente del
engranaje y A es el ancho de la carcasa de la bomba.
• Bombas lobulares: son bastante semejantes a las de
engranajes, pero con un número de dientes menor y con
rangos de funcionamiento menores. Normalmente se utilizan

para incrementos de presiones bajas donde puede haber
problemas de erosión en los dientes si se empleara una bomba
de engranajes.
Figura 10. Bomba hidráulica de tipo lobular
• Bombas de paletas: básicamente constan de un rotor,
paletas deslizantes y una carcasa. Se dividen en dos grandes
tipos, compensadas y no compensadas.
En las bombas de paletas no compensadas cuando el rotor
gira desplaza las paletas hacia fuera debido a la fuerza
centrífuga, haciendo contacto con el anillo, o la carcasa, por lo
que se forma un sello positivo. El fluido en este tipo de bombas
entra y va llenando la porción de volumen mayor que se genera
con el hueco dejado por el rotor descentrado dentro de la
carcasa. Al girar entonces se genera una fuerza que empuja el
fluido hacia afuera. Se denominan de paletas no compensadas
porque una mitad del mecanismo de bombeo se encuentra a una
presión inferior a la atmosférica, mientras que la otra mitad estará
sometida a la presión de trabajo propia del sistema.

Figura 11. Esquema de una bomba de paletas
Para equilibrar los esfuerzos dentro de la bomba se
desarrollaron las llamadas bombas de paletas compensadas. En
este tipo se cambia la forma circular de la carcasa por otra forma
geométrica en forma de leva, que consigue equilibrar las
presiones interiores.
B) Bombas hidráulicas alternativas:
• Bombas de émbolos o pistones: en este tipo de bombas
se convierte el movimiento giratorio de entrada de un eje en un
movimiento de salida axial del pistón. Son un tipo de bombas
por lo general, de construcción muy robustas y adecuadas para
presiones y caudales altos. Su rendimiento volumétrico
también es alto.
Se pueden distinguir tres tipos de bombas de pistones:
1. Pistones en línea: tienen una construcción muy simple y el
rendimiento que son capaces de obtener puede llegar al 97%.
El cálculo de la cilindrada (V) de una bomba de pistones en
línea se obtiene a partir de la siguiente expresión:
π
V = · D2
· C · Z
4

siendo, C la carrera del pistón, D es el diámetro de cada pistón
y Z es el número de pistones.
2. Bombas de pistones radiales: en este tipo se puede también
regular el caudal de cada pistón. Su cilindrada puede ser fija o
variable, y el rendimiento puede llegar a ser de un 99 %.
Bomba de pistones radiales
>> Acceder a Catálogos de bombas de pistones radiales
El cálculo de la cilindrada (V) de una bomba de pistones
radiales se obtiene a partir de la siguiente expresión:
π
V = · e · D2
· Z
2
siendo, e es la excentricidad (o doble de la carrera), D es el
diámetro de cada pistón y Z es el número de pistones.
3. Bombas de pistones axiales: también pueden ser de
cilindrada fija o variable. En las que son de caudal variable,
pueden autorregularse.

Bomba de pistones axiales
La cilindrada (V) de una bomba de pistones axiales se obtiene
a partir de la siguiente expresión:
π
V = · Dp
2
· Z · Dm · tgβ
4
siendo, Dp el diámetro de cada pistón, Z es el número de
pistones, Dm el diámetro de la máquina y β es el ángulo de
inclinación del eje (que puede ser fijo si la máquina es de eje
recto, o variable si se trata de una máquina con sistema de
inclinación del eje).
>> Acceder a Catálogos de Bombas axiales de caudal
variable
• Bombas de diafragma: en este tipo de bombas el flujo se
consigue por el empuje de unas paredes elásticas, de
membrana o diafragma, que varían el volumen de la cámara,
aumentándolo y disminuyéndolo alternativamente.
En la siguiente tabla se resumen los distintos rangos de trabajo
de algunos de los tipos de bombas hidráulicas más empleadas:

Tabla 6. Rangos de trabajos para las bombas hidráulicas
2.5- Cilindro actuador
El cilindro actuador es el elemento final que transmite la
energía mecánica o empuje a la carga que se desee mover o
desplazar. Aunque hay actuadores de tipo rotativo, los más
conocidos son los cilindros lineales.

Los cilindros lineales pueden ser de simple o de doble efecto.
En los cilindros de simple efecto el aceite entra sólo por un lado
del émbolo, por lo que sólo puede transmitir esfuerzo en un
sentido. El retroceso se consigue o bien por el peso propio del
cilindro, bien por la acción de un muelle o por una fuerza exterior
(ejemplo, la propia carga que se eleva). Por el contrario, en los
cilindros de doble efecto, el aceite puede entrar por los dos lados
del émbolo, por lo que puede transmitir esfuerzo en los dos
sentidos del movimiento.
Uno de los aspectos a tener en cuenta en el diseño de un
cilindro hidráulico es cómo realizar el amortiguamiento o frenada
del movimiento del vástago, cuando éste se acerca al final de
carrera, evitando así que se produzcan impactos entre el pistón
interior y la tapa del cilindro.
Para ello los cilindros hidráulicos disponen de un pivote
amortiguador que paulatinamente reduce la salida del aceite
hasta que, poco antes de llegar al final de carrera, cierra
totalmente el paso del caudal de salida del aceite, "bypasseando"
el flujo mediante una válvula de estrangulamiento por donde se
evacua el resto del aceite. De este modo se va disminuyendo
progresivamente la velocidad del cilindro y el pistón se consigue
frenar suavemente. Este tipo de amortiguamiento para las
posiciones finales de carrera se utiliza si las velocidades del
cilindro oscilan entre 6 m/min y 20 m/min.

Figura 13. Amortiguamiento del cilindro en final de carrera
Por último, cabe indicar un aspecto a tener muy en cuenta en
el diseño de los cilindros hidráulicos, y en concreto, en lo que se
refiere al vástago.
En efecto, cualquier pieza esbelta sometida a esfuerzos de
compresión, y el vástago estará sometido a este tipo de
solicitación, corre el riesgo de sufrir el fenómeno de pandeo. Para
tener en cuenta este tipo de inestabilidad, el cálculo del diámetro
del vástago se realiza aplicando la Teoría de Euler. Según esta
teoría, para un determinado diámetro (d) de vástago, la fuerza
máxima que puede soportar sin que sufra de pandeo viene dada
por la siguiente expresión:
K
F =
S
donde S es un factor de seguridad de valor 3,5 y K es la carga
de pandeo (en kg) que se calcula mediante la siguiente
expresión:

π2
· E · I
K =
L2
donde,
E es el módulo de elasticidad, de valor 2,1·106
kg/cm2
para
el acero;
I es el momento de inercia de la sección trasversal del
vástago, de valor π·d2
/64 para un vástago de sección circular
de diámetrod;
L es la longitud de pandeo del vástago, que depende del
método de sujeción empleado en su montaje.
La longitud de pandeo L, en general no va a coincidir con la
longitud real del vástago, sino que va a depender, como ya se ha
dicho de la forma en que se haya realizado el montaje del cilindro.
En la siguiente tabla se indica cómo se calcula L en función de
las distintas situaciones de montaje del cilindro hidráulico.
Tabla 7. Cálculo de la longitud libre de pandeo, L
2.6- Tuberías hidráulicas

Para la conducción del fluido hidráulico se emplean tanto
tuberías rígidas de acero sin soldadura, como mangueras
flexibles, evitándose en todo momento emplear elementos
galvanizados, dado que el zinc presente puede ser muy reactivo
con ciertos aditivos presentes en los fluidos hidráulicos.
Tabla 8. Tubos de acero sin soldadura para circuitos hidráulicos

Para aplicaciones móviles y de distancias cortas, se suele
emplear mangueras flexibles como la que se muestra en la figura.
Figura 14. Manguera flexible para aplicaciones hidráulicas
En el caso de mangueras flexibles, en su cálculo hay que tener
en cuenta un factor de seguridad Fs, en función de la presión de
servicio o de funcionamiento a la que trabaje la manguera.
Factor de Seguridad en mangueras flexibles, Fs
Presión de servicio, en bares Fs
De 0-70 8
De 70-175 6
> 175 4
Tabla 9. Factor de seguridad en mangueras flexibles, Fs
Presión de Rotura
Fs =
Presión de Funcionamiento
2.7- Válvulas

Las válvulas, como elementos de regulación, de control y
mando de la circulación del fluido hidráulico por el interior del
circuito, pueden ser de diversos tipos: válvulas controladoras de
presión, de caudal, válvulas direccionales o distribuidoras,
válvulas de bloqueo o válvulas de cierre.
• Las válvulas de presión actúan cuando la presión del fluido
en el interior del circuito alcanza un cierto valor, llamado
también valor de tarado.
Según su función las válvulas de presión se clasifican en:
- Válvulas de seguridad: este tipo de válvulas protegen al
circuito de sobrepresiones. Son válvulas normalmente
cerradas, que cuando se alcance una presión límite se activan
y descargan el fluido.
Figura 15. Posición de Válvula de Seguridad
- Válvula de compensación de carga: este tipo de válvulas se
utilizan para mantener una presión mínima aguas arriba,
evitándose así que se pueda producir un fenómeno de
embalamiento por ausencia de una resistencia en el circuito,
por ejemplo, en la bajada de los pistones que elevan la caja de
carga de un camión volquete-basculante.

Figura 16. Posición de Válvula de Compensación
• Válvulas de caudal que limitan el caudal máximo que
circula por el circuito, derivando el exceso de caudal al tanque
de retorno.
• Válvulas direccionales que distribuyen el flujo dentro del
circuito hidráulico. Las hay de varios tipos:
- Válvulas antirretorno: que permiten el paso del fluido en un
sentido y lo impiden en el contrario.
- Válvulas distribuidoras, que pueden ser correderas o
rotativas. En las válvulas correderas las conexiones se suelen
denominar: P, para la línea de presión; T, la de retorno a
tanque; A,B..., las distintas líneas a actuadores, como se
muestra en la figura siguiente.
Figura 17. Válvula distribuidora de cuatro vías y dos posiciones

3- Procedimiento de cálculo
3.1- Cálculo del cilindro hidráulico
Conocido el valor de la fuerza de empuje (Fe) o elevación
necesaria y el tiempo (t) disponible en realizar una carrera
completa por parte del émbolo, se emplearían las siguientes
expresiones para calcular los parámetros geométricos que
definen al cilindro actuador.
Así, el valor del empuje o fuerza de elevación (Fe) capaz de
desarrollar un cilindro hidráulico viene dado por la siguiente
expresión:
0,785 · de
2
· p
Fe =
104
siendo,
Fe, el valor de la fuerza desarrollada por el cilindro, en kN.
de, es el diámetro del émbolo que discurre por el interior del
cilindro, en mm.
p es la presión de servicio a la que se encuentra el aceite
hidráulico en el interior del cilindro, en bar.
Figura 18. Esquema de un cilindro hidráulico
Para cilindros de doble efecto, durante la carrera de retroceso
o de recogida del émbolo, la fuerza que puede desarrollar viene
calculada por esta otra expresión:
0,785 · (de
2
- dv
2
)· p
Fr =

104
siendo,
Fr, el valor de la fuerza de retroceso o recogida del émbolo,
en kN.
cilindro, en mm.
dv, es el diámetro exterior del vástago que discurre por el
interior del cilindro, en mm.
p es la presión de servicio a la que se encuentra el aceite
hidráulico en el interior del cilindro, en bar.
Si se denomina carrera (L) al recorrido completo del émbolo
dentro del cilindro, entonces el volumen de una carrera (V),
también conocido como cilindrada, viene expresada por el
producto de la superficie del émbolo por su carrera, es decir,
π · de
2
V = · L
4
donde,
V, es la cilindrada o volumen de una carrera, en mm3
.
cilindro, en mm.
L, es la longitud de la carrera del vástago, en mm.
Por otro lado, conocida la carrera (L) del vástago y medido el
tiempo (t) empleado en su recorrido, se puede calcular la
velocidad (v) con que se mueve el vástago, según la expresión
siguiente:
L
v =
103
· t
siendo,

v, la velocidad de salida del vástago, en m/s.
L, es la longitud de la carrera del vástago, en mm.
t, es el tiempo empleado en salir completamente el vástago
del cilindro, en segundos (s).
Conocido el volumen de la carrera (V) y el tiempo (t) empleado
en la salida del vástago, se puede conocer el caudal (Q)
necesario para realizar una carrera, como
60 · V
Q =
106
· t
donde,
Q, es el caudal de fluido necesario para hacer una carrera, en
litros/minuto (l/min).
V, es la cilindrada o volumen de una carrera, en mm3
.
t, es el tiempo empleado en salir completamente el vástago
del cilindro, en segundos (s).
No obstante, el anterior valor se trata de un valor teórico. El
caudal real (Qr) tenida en cuenta el rendimiento volumétrico del
cilindro donde se reflejan aspectos como la fuga de fluido por las
juntas, viene dado por la siguiente expresión:
Q
Qr =
η
siendo,
Qr, el caudal real de fluido necesario para hacer una carrera,
en litros/minuto (l/min).
Q, es el caudal teórico calculado según la expresión anterior,
en litros/minuto (l/min).
η, es el rendimiento volumétrico del cilindro que tiene en
cuenta las fugas, como general se toma 0,95.
3.2- Cálculo de las tuberías

Una vez calculado el cilindro actuador y sus parámetros de
diseño (caudal de flujo, geometría), el siguiente paso es
dimensionar los diámetros de los conductos o latiguillos que
conducen el fluido hidráulico hasta los actuadores.
El cálculo del diámetro de los conductos se realiza a partir del
caudal (Q) que llega hasta el cilindro actuador, que es un dato
conocido y calculado según el apartado anterior.
En efecto, la velocidad del fluido hidráulico (v) por el interior de
los conductos está relacionado con el caudal (Q), mediante la
siguiente expresión:
Q = v · A
donde
A es el área de la sección interna de la tubería (π · D2
/ 4),
siendo D el diámetro interior de la tubería.
Por lo tanto, sustituyendo y despejando v de la expresión
anterior, el valor de la velocidad (v) del fluido que discurre por el
interior de una tubería también puede ser expresada en función
del caudal (Q) y del diámetro interior (D) de la tubería, como:
4 · Q
v =
π · D2
Como norma general, el diámetro (D) de cualquier tubería de
conducción de aceite hidráulico se elegirá tal que la velocidad (v)
del fluido por su interior se mantenga dentro de un rango de
velocidades. En la práctica se aplican los siguientes valores
estándar de velocidad en los conductos:
• Tuberías de impulsión:
- hasta 50 bar de presión de trabajo: 4,0 m/s;
- hasta 300 bar de presión de trabajo: 6,0 m/s.
• Tuberías de aspiración: 1,5 m/s;
• Tubería de retorno: 2,0 m/s.
Una vez seleccionado un diámetro (D) para la tubería, se
sustituye en la expresión anterior y se recalcula el valor de la
velocidad (v) obtenida, comprobándose que se mantiene dentro

del anterior rango recomendado de velocidades. Es, por tanto, un
proceso iterativo.
Una vez seleccionado el diámetro (D) de la tubería y calculada
la velocidad (v) de circulación del fluido hidráulico, es necesario
conocer la pérdida de carga que se produce por el interior de la
tubería.
El cálculo de la pérdida de carga o de presión (Δp) originado en
los tramos de tuberías es inmediato y fácil de realizar. En efecto,
en un tramo de tubería de una longitud considerada "L", el cálculo
de las pérdidas de carga originadas se puede obtener aplicando
la ecuación de Darcy-Weisbach, mediante la siguiente
expresión:
donde,
Δp es el valor de la pérdida de carga o de presión medida
según la altura manométrica y expresada en metros de
columna de agua (m.c.a.)
L es la longitud del tramo considerado de tubería (m)
D es el diámetro interior de la tubería (m)
v es la velocidad del fluido hidráulico por el interior de la
tubería (m/s)
g es la acelaración de la gravedad (9,81 m/s2
)
f es el es el factor de fricción de Darcy-Weisbach.
De la anterior expresión todos los parámetros son conocidos
salvo el factor de fricción (f).
El factor de fricción (f), es un parámetro adimensional que
depende del número de Reynolds (Re) del fluido hidráulico
empleado y de la rugosidad relativa de la tubería (εr )
f = f (Re , εr )
donde el número de Reynolds (Re) viene expresado por la
siguiente formulación:
Re =
ρ · v · D
μ

siendo,
ρ la densidad del aceite o fluido hidráulico (kg/m3
)
v es la velocidad del fluido por el interior de la tubería (m/s)
D es el diámetro interior de la tubería (m)
μ es viscosidad dinámica del aceite o fluido hidráulico
(kg/m·s)
Por otro lado, la rugosidad relativa de la tubería (εr ) viene dada
en función de la rugosidad absoluta (ε) del material del que está
fabricada la tubería y de su diámetro interior (D) de acuerdo a la
siguiente expresión:
εr =
ε
D
En la siguiente tabla se muestran los valores de rugosidad
absoluta para distintos materiales:
RUGOSIDAD ABSOLUTA DE MATERIALES
Material ε (mm) Material ε (mm)
Plástico (PE, PVC) 0,0015 Fundición asfaltada 0,06-0,18
Poliéster reforzado con
fibra de vidrio
0,01 Fundición 0,12-0,60
Tubos estirados de acero 0,0024 Acero comercial y soldado 0,03-0,09
Tubos de latón o cobre 0,0015 Hierro forjado 0,03-0,09
Fundición revestida de
cemento
0,0024 Hierro galvanizado 0,06-0,24
Fundición con
revestimiento bituminoso
0,0024 Madera 0,18-0,90
Fundición centrifugada 0,003 Hormigón 0,3-3,0
Tabla 10. Rugosidades absolutas de materiales
El número de Reynolds (Re) representa la relación entre las
fuerzas de inercia y las viscosas en la tubería. Cuando las fuerzas
predominantes son las viscosas (ocurre para Re con valores

bajos), el fluido discurre de forma laminar por la tubería y la
importancia de la rugosidad en la pérdida de carga es menor que
las debida al propio comportamiento viscoso del fluido. Por otro
lado, en régimen turbulento (Re grande), las fuerzas de inercia
predominan sobre las viscosas y la influencia de la rugosidad se
hace más patente.
Los valores de transición entre régimen laminar y turbulento se
encuentra con el número de Reynolds en la franja de 2000 a
4000. Es decir, en función del valor del número de Reynolds se
tiene que:
• Re < 2000: Régimen laminar.
• 2000 < Re < 4000: Zona crítica o de transición.
• Re > 4000: Régimen turbulento.
Conocer si el flujo que circula por una tubería se encuentra en
el régimen laminar o turbulento es importante porque marca la
manera de calcular el factor de fricción (f).
En efecto, el factor de fricción (f) para valores del número de
Reynolds por debajo del límite turbulento, es decir, en régimen
laminar, se puede calcular aplicando la fórmula de Poiseuille:
f =
64
Re
expresión que resulta sencilla de aplicar para calcular el factor
de fricción (f) conocido el Reynolds (Re).
Para la otra situación, es decir, que nos encontremos en
régimen turbulento, el cálculo para conocer el factor de fricción (f)
ya nos es tan inmediato, y depende tanto del número de
Reynolds como de la rugosidad relativa de la tubería. En este
caso existen diversas formulaciones que pueden ser utilizadas
para el cálculo del factor de fricción:
>> Ecuación de Colebrook-White
Y otras como la ecuación de Barr, la ecuación de Miller o la
ecuación de Haaland.

No obstante, afortunadamente además de estas expresiones
existen representaciones gráficas y ábacos empíricos que nos
permiten calcular cómodamente el factor de fricción (f). Uno de
ellos es el Diagrama de Moody que es la representación gráfica
en escala doblemente logarítmica del factor de fricción (f) en
función del número de Reynolds (Re) y de la rugosidad relativa de
la tubería (ε/D), según se representa en la siguiente figura:
Figura 19. Diagrama de Moody
Por otro lado, para evaluar las pérdidas locales que se originan
en válvulas u otros elementos intercalados en la instalación
(codos, derivaciones en T, bifurcaciones, reducciones...) se
pueden calcular a partir de formulaciones empíricas, como la
mostrada en la expresión siguiente:
Δp = K ·
v2
2 · g
o bien,

Δp = K ·
8 · Q2
π2
· g · D4
donde el coeficiente adimensional K, que mide la caída de
presión se mide experimentalmente y depende del diseño del
fabricante. En la siguiente tabla se dan algunos valores
orientativos:
Válvulas (abiertas) Coef. de pérdida, K
De bola K = 0,1
Compuerta K = 0,1 - 0,3
Anti-retorno K = 1,0
De asiento estándar. Asiento de
fundición
K = 4,0 - 10,0
De asiento estándar. Asiento de forja
(pequeña)
K = 5,0 - 13,0
De asiento a 45º. Asiento de fundición K = 1,0 - 3,0
De asiento en ángulo. Asiento de
fundición
K = 2,0 - 5,0
De asiento en ángulo. Asiento de forja
(pequeña)
K = 1,5 - 3,0
Mariposa K = 0,2 - 1,5
Diafragma K = 2,0 - 3,5
De macho o tapón. Rectangular K = 0,3 - 0,5
De macho o tapón. Circular K = 0,2 - 0,3
Otros elementos Coef. de pérdida, K
Codos a 90º K = 0,2
Derivación K = 0,3
Tabla 11. Coeficientes de pérdida de carga, K
Para el cálculo de los coeficientes de pérdidas de carga en
válvulas parcialmente abiertas respecto al valor del coeficiente en
apertura total, se pueden tomar los valores de esta otra tabla:

Cociente K(parcial)/K(abierta)
Situación Compuerta Esfera Mariposa
Abierta 1,0 1,0 1,0
Cerrada 25% 3,0 - 5,0 1,5 - 2,0 2,0 - 15,0
50% 12 - 22 2,0 - 3,0 8 - 60
75% 70 – 120 6,0 - 8,0 45 - 340
Tabla 12. Coeficientes de pérdida de carga en válvulas parcialmente
abiertas
Una vez calculada las pérdidas de cargas localizadas en cada
elemento, codo o válvula del mismo ramal, se suman todas ellas
y se agrega a la pérdida de carga calculada en el tramo recto del
tubo, obteniéndose así la pérdida de carga total por rozamiento
en la tubería.
ANEXOS
A.1- Símbolos Hidráulicos
A.2- Codificación de Cilindros Hidráulicos

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