1.1 BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO VARIABLE

Una bomba de desplazamiento variable ofrece varias ventajas en los circuitos hidráulicos simples, debido a que el desplazamiento de la bomba puede ser cambiado, este cambio en el desplazamiento puede ser un simple ajuste, o puede estar acompañado de una automatización total en interface con un programa de computador. Los tipos más comunes de circuitos en los cuales una bomba de desplazamiento variable puede ser usada son: • Circuito abierto • Circuito cerrado • Circuitos semi cerrado 1.1.1 Bombas en circuitos abiertos. En las aplicaciones de un circuito abierto, (Ver figura.99), la bomba transporta el fluido de un reservorio y empuja este fluido dentro de un sistema hidráulico, después de pasar a través de una válvula de control y el actuador hidráulico, el fluido retorna nuevamente al reservorio el tamaño del reservorio debe ser tan grande en volumen que se recomienda utilizar como mínimo tres veces el volumen de fluido transportado por la bomba en un minuto, ejemplo si una bomba trabaja a 30 G.P.M el tamaño del reservorio será 90 galones. Una bomba la cual se encuentre operando en un circuito abierto debe tener únicamente una dirección, por esta razón el diámetro del puerto de succión es mayor que el diámetro del puerto de descarga. En el diseño de una circuito abierto la dirección de movimiento del actuador es independiente al sentido de flujo en la bomba ya que esta puede ser controlada por una válvula direccional. La principal ventaja en un circuito abierto esta en que varios actuadores pueden ser instalados realizando diferentes funciones simultáneamente, si es necesario por una bomba simple. El mismo reservorio puede ser utilizado como base para construir toda la unidad hidráulica. En este tipo de sistema autocontenido las condiciones del aceite son optimizadas por el diseño del reservorio, la única desventaja del diseño de circuito abierto, es su gran tamaño y peso debido al gran volumen de aceite requerido.

válvula de alivio

control direccional

Figura 99. Bomba variable en circuito lazo abierto.

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1.1.2 Bombas en circuitos cerrados. Bombas en circuitos cerrados: En el diseño de un circuito cerrado se elimina la necesidad de un gran deposito de aceite, además de esta característica este tipo de circuito puede ser utilizado en equipos de maquinaria móvil, existe un gran numero de circuitos cerrados utilizados en la industria hidráulica, son muy comunes circuitos con bombas de pistones axiales de desplazamiento variable.

Figura 100. Bomba variable en circuito lazo cerrado. En el diseño de este circuito cerrado, (Ver figura.100). Una bomba de desplazamiento variable es usada para manejar un motor hidráulico bidireccional, en este circuito el aceite que pasa a través del motor al lado de baja presión en la bomba y regresa nuevamente al motor con una mayor presión, la bomba puede recibir la misma cantidad de aceite en el puerto de succión que el aceite bombeado en el puerto de descarga. En un circuito cerrado, siempre se debe utilizar un circuito adicional de precarga, este circuito de precarga consiste en una bomba de desplazamiento fijo (usualmente de un 15% de desplazamiento de la bomba principal), válvula de seguridad, intercambiador de calor y un pequeño reservorio de aceite.

válvulade sangradode aceite caliente

motor bidireccional

válvulas decontrabalance

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Durante la operación, la bomba principal puede causar un desplazamiento que centra el plato de los pistones, lo cual significa que la bomba estará en capacidad de levantar presión por cualquiera de los dos puertos principales en otras palabras la bomba estará en disposición para dirigir el flujo en el sentido del reloj o contrareloj a través del lazo cerrado de bombeo. Este giro permite al motor operar en cada sentido de rotación, cambiando de la misma forma el puerto de alta presión en la entrada del motor debido al cambio en el sentido de rotación. El circuito de precarga siempre trabaja a una presión menor que la sección principal de bombeo, el aceite es filtrado y conducido a través de unas válvulas cheques que sirven de anticavitación hacia el sistema, mientras que un porcentaje de aceite es sangrado mediante una válvula de sangrado de aceite, este aceite es enfriado en un intercambiador de calor y almacenado en un pequeño deposito antes de retornar al sistema principal. La presión en la rama de precarga es mantenida por una válvula de descarga, tarada entre 100 y 300 psi, está presión es determinada de acuerdo a los requerimientos de la bomba o el motor y las condiciones de operación del sistema. En el circuito de lazo cerrado, la presión, el flujo, y el control direccional son todos conseguidos mediante los elementos de control de la bomba, el sistema de válvulas contrabalance es incorporado únicamente para protección del motor en el caso en que una sobrecarga induzca una alta presión que pueda afectar los elementos del motor. Estas no pueden funcionar como válvulas de alivio del sistema, esto ocacionaría un incremento de calor en el circuito. Entre las ventajas de un sistema de bombeo en lazo cerrado están, grandes sistemas de potencia compactos, operando con un tamaño de deposito de aceite mínimo. Los sistemas son altamente eficientes, sí los controles de la bomba son diseñados para suministrar únicamente la cantidad de flujo requerido por el motor, debido a la presión que induce la carga. La bomba controla la dirección, aceleración y desaceleración, máxima velocidad y máximo torque requerido por el motor, eliminando la necesidad de una válvula de alivio principal en el sistema y reguladoras de caudal para variar la velocidad en el motor. La mayor desventaja del circuito en lazo cerrado esta en que una bomba variable solo puede controlar la salida de potencia que va a un actuador rotatorio para poder así cerrar el circuito. 1.1.3 Bombas en circuitos semicerrados. Este circuito es característico en el diseño de bombas de pistones de eje quebrado variables, es similar al circuito de lazo cerrado excepto que en este circuito puede ser utilizado un actuador de desplazamiento lineal de áreas diferenciales, como se muestra esquemáticamente la extensión del cilindro en la figura 101, la bomba crea un gran flujo contenido en la cámara del lado pistón que regresa por la rama izquierda hacia la bomba. El aceite extra es tomado por la bomba del reservorio, a través de la succión por las válvulas cheques, lo cual es una parte integral de la bomba. El flujo de exceso es descargado hacia el tanque por medio de una válvula de descarga, este flujo descargado

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al reservorio es suministrado por un aceite que pasa del reservorio hacia la bomba esta es la rama del lazo cerrado en el circuito permitiendo filtrar y enfriar el fluido.

Figura 101. Bomba de pistones de ángulo variable circuito semicerrado.

1.1.4 Bomba de paletas de mando directo con cilindrada variable. En este tipo de bomba la posición del estator se puede influenciar con tres dispositivos de posicionamiento como se indica en la figura 102: Tornillo de posicionamiento para cilindrada (1) La distancia estator - rotor determina directamente la cilindrada de la bomba. Tornillo de ajuste de la altura (2) Aquí se varía la posición del estator en sentido vertical (influye directamente sobre el ruido y la dinámica de la bomba). Tornillo de ajuste para precisión máxima de servicio (3) La pretensión del resorte determina la presión máxima de servicio. En función de la resistencia en el hidrosistema se forma una presión. Esta actúa en la bomba en el sector marcado con rojo y actúa sobre la superficie interna del estator.

v á lv u la s d ec o n tra b a la n c e

in te rc a m b ia d o rd e c a lo r

filtro

a c tu a d o r c ilin d r ic od e á re ad ife re n c ia l

b o m b a d e o is to n e sd e e je q u e b ra d od e s p la za m ie n to v a r ia b le

v á lv u la d e s o b re c a rg a

d e p o s ito

v á lv u la s c h e q u e s in c o rp o ra d a se n la b o m b a

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La fuerza de presión en este sector se puede representar como vector de fuerza ( Fp). Si este vector se divide en sus componentes verticales y horizontales, se produce una gran fuerza (Fv) que es absorbida por el tornillo de ajuste vertical, y una pequeña fuerza que actúa sobre el resorte de presión (Fh). Mientras la fuerza del resorte (Ff) sea superior a la fuerza (Fh), el estator permanece en la posición indicada. Si aumenta la presión en el sistema, aumenta la fuerza (Fp) y por ende (Fv) y (Fh). Si la fuerza (Fh) supera la fuerza del resorte (Ff) el estator se desplaza de la posición excéntrica a una posición casi concéntrica. El volumen de las cámaras de desplazamiento se reduce hasta que el caudal efectivo a la salida de la bomba sea nulo. La bomba sólo entregara tanto aceite como el que fluye como fuga a través del intersticio interno hacia el tanque. La bomba mantiene la presión en el sistema. El valor de la presión se puede influenciar directamente a través de la pretensión del resorte. Las bombas de paletas con cilindrada variable y función de excentricidad cero (Q=0), al alcanzar la presión máxima tarada, siempre poseen una conexión de fugas. A través de dicha conexión se drena el aceite que fluye por el intersticio dentro de la bomba del selector de presión (rojo) hacia la carcasa (rosado). Con el aceite de fugas se elimina calor por fricción y se asegura la lubricación de las piezas internas en servicio de carrera nula.

.

Figura 102. Bomba de paletas de mando directo con cilindrada variable

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Figura 103. Bomba de paletas variable montaje en manifold (Mannesman-Rexroth).

1.1.4.1 Principio de funcionamiento de una bomba de paletas variable

operada directamente. El circuito abierto con bomba de paletas compensada con presión es probablemente el uso más popular de bomba de desplazamiento variable, en sistemas hidráulicos industriales. Se puede discutir la operación de la bomba como un conjunto.

Figura 104. Diseño básico de una bomba de paletas variable con compensador (Mannesman-Rexroth).

La figura 104 muestra lo básico del diseño de la bomba de paletas de volumen variable operada directamente con un compensador de presión. A diferencia de su contra parte (la bomba de paletas de desplazamiento fijo), la bomba de paletas de desplazamiento variable no esta balanceada hidráulicamente, el anillo que compone la cámara de bombeo es circular, como se muestra la bomba desplaza un fluido porque el resorte mantiene el anillo en una posición excéntrica con respecto al rotor. Asumiendo que el eje de la bomba esta siendo rotado en dirección de las manecillas del reloj, se puede ver que las paletas tienen un movimiento reciprocante con respecto a sus cavidades en el rotor cuando este es girado. El principio de operación es básicamente similar a las bombas de paletas balanceadas de desplazamiento fijo. La razón por la cual la bomba de paletas de desplazamiento variable no es balanceada hidráulicamente se debe a que las fuerzas de presión entre el anillo y el rotor son una parte integral del control de la bomba. A medida de que la bomba encuentra una resistencia al flujo dentro del sistema

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la presión se incrementa entre el rotor y el anillo que forma las cámaras de bombeo y sale por el puerto de descarga, esto se debe a la geometría de la bomba y a la localización de los puertos de presión, debido a la fuerza resultante la presión empuja el anillo hacia arriba y hacia la derecha, cuando la componente horizontal de la fuerza de presión excede la fuerza debida al resorte el anillo de las cámaras de bombeo se mueve hacia la posición derecha tomando una posición concéntrica con respecto al rotor; en esta posición la bomba no entregará mas fluido.

Figura 105. Fuerzas que actúan sobre el anillo en una bomba de paletas de

desplazamiento variable. 1.1.4.2 Máximo control de volumen. El máximo control de volumen no es más que un simple tornillo de ajuste mecánico el cual limita la excentricidad del anillo, si se limita la excentricidad entonces se limitara el desplazamiento de las paletas en el rotor. Generalmente se habla de limite de la carrera esto es entendido como la máxima capacidad de la bomba para un flujo requerido en un sistema, no debe confundirse con la frecuencia de flujo. Se notará que entre menor sea la distancia entre el estator y el rotor ajustado por el tornillo de posicionamiento para cilindrada, necesariamente la bomba desplazara menos fluido. Sin embargo si el máximo flujo en la bomba es ajustado a un valor menor del 50% de la máxima capacidad de flujo, en la bomba la eficiencia volumétrica caerá considerablemente.

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Ejemplo: si nosotros consideramos una bomba a 10 G.P.M la cual a 1500 P.S.I posee una eficiencia volumétrica del 90% la bomba efectivamente entregara 9 G.P.M al sistema y 1 G.P.M sé ira por el drenaje de la bomba. Si nosotros ahora necesitamos 4 G.P.M encontramos que la bomba todavía envía 1 G.P.M por el puerto de drenaje manteniendo una presión de entrega en la bomba de 1500 P.S.I, esto se debe a que el drenaje en la bomba esta estrictamente determinado por la presión de entrega y las tolerancias de la bomba, por lo tanto la eficiencia volumétrica de esta bomba caería a un 75% en consecuencia se recomendaría cambiar de bomba por una de menor tamaño, para esta aplicación. Las bombas de desplazamiento variable son más caras en el costo inicial que las bombas de desplazamiento fijo, pero el costo de las válvulas de control requeridas con las bombas de desplazamiento fijo usualmente compensan en gran parte la economía. 1.1.4.3 Ajuste del compensador de presión en bombas de paleta

desplazamiento variable operadas directamente.

Figura 106. Corte transversal de una bomba de paletas variable operada directamente y compensada.

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Figura 107. Bomba de paletas variable operada directamente y compensada por presión (Sperry-Vickers).

El propósito básico de usar un compensador de presión es la limitación de la presión máxima del sistema. El desplazamiento de la bomba es cambiado automáticamente para suplir la rata de flujo exacta requerida por el sistema. La presión del sistema es mantenida en un valor cercano determinado por el ajuste del compensador. Cuando el sistema hidráulico no requiere mayor flujo, la presión en el anillo devuelve a este a una posición cercana a la neutra, y suministra solamente las perdidas por fugas a la presión establecida. Cuando se requiere que la bomba entregue totalmente el flujo, el anillo es desplazado como resultado de una pequeña disminución en la presión del circuito. En bombas con compensador de presión, la potencia consumida es reducida a medida que decrece la rata de flujo. Puesto que el fluido no es desviado a tanque no se genera calor excesivo. La bomba de desplazamiento variable reduce la complejidad del circuito hidráulico. No se requieren válvulas de alivio, ni válvulas de descarga. Sin embargo el circuito permanece presurizado para actuar dispositivos que operan por señal piloto.

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Figura 108. Bomba de paletas de desplazamiento variable operada directamente compensada por presión (Hydraulic-Products

dos presiones. El solenoide actúapresiones se muestra en la figura 109.

y ).

Existen compensadores de hidráulicamente; el compensador de dos

Figura 109. Bomba de paletas compensada con dos niveles de presión, operada con solenoide (Hydraulic-Products).

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Cuando la cámara del resorte de control no está bajo presión, la presión máxima de la bomba depende solamente de que tan comprimido este el resorte. Cuando se admite el fluido hidráulico en la cámara del resorte, la presión máxima de la bomba se ajusta por medio de una pequeña válvula de control de presión. La presión hidráulica añadida a la fuerza del resorte permite que el anillo permanezca en posición de flujo total para una presión más alta. Así ambas presiones, baja y alta, son ajustables y el operador puede cambiar de una a otra por medio de una válvula solenoide. El control de dos presiones puede mantener el nivel de presión piloto, pero reduce el flujo a un nivel bajo para disminuir las perdidas de potencia. El anillo está mantenido en la posición excéntrica mediante el muelle del compensador. Cuando la presión del sistema llega a su taraje, empuja contra la superficie del anillo haciendo que éste se desplace a la izquierda hacia la posición concéntrica o neutra. La bomba suministra únicamente el caudal suficiente para compensar las fugas y mantener el taraje del compensador. El tope del desplazamiento máximo está diametralmente opuesto al control por compensador y proporciona un ajuste manual de la excentricidad máxima del anillo y, por consiguiente, del caudal máximo. La fuerza generada por la presión de salida, que actúa en 180º del perímetro del rotor, es soportada por cojinetes de deslizamiento, como se muestra en la figura 110. Como en el caso de las bombas de engranajes, el diámetro del rotor debe estar de acuerdo al rango de presión, de tal forma que se mantengan las cargas sobre los cojinetes dentro de los rangos aceptables. El diseño de los rodamientos y la precisión de la alineación son factores fundamentales para obtener una operación confiable a las presiones dadas.

Figura 110. Cojinetes y placas laterales.

El rotor y las paletas giran dentro de las placas laterales, una de las cuales es usada para llevar el fluido a la entrada y a la salida. Las tolerancias deben ser controladas para evitar las fugas.

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La ventaja principal de la bomba de paletas compensada por presión sobre la bomba de desplazamiento constante es el ahorro de energía (no se desperdicia potencia). Por ejemplo, cuando el sistema no requiere ningún caudal, la bomba se ajusta automáticamente a esta condición, puesto que el fluido no es desviado a tanque no se genera calor excesivo. La bomba de desplazamiento variable reduce la complejidad del circuito hidráulico. No se requieren válvulas de alivio, ni válvulas de descarga o válvulas de desvío. Sin embargo el circuito permanece presurizado para actuar dispositivos que operen por señal piloto. 1.1.4.4 Rango de operación ajustable del compensador en bombas de

paletas variables. Las perdidas de potencia se manifiestan en calor, el cual es absorbido por el aceite. La mayoría del calor es extraído por el flujo que sale de la bomba, cuando el desplazamiento es suficientemente alto. Para los casos en que se tienen desplazamientos bajos, y por tanto flujos bajos, se tiene un puerto de enfriamiento, por donde fluye caudal al depósito evitando el sobrecalentamiento.

Figura 111. Gráfica de presión Vs relación de flujo para una bomba de paletas

operada directamente. La forma de esta curva depende del resorte seleccionado para una presión de operación dada. El decrecimiento gradual en el flujo para una presión mínima ocurre en un punto posterior a la compensación de presión en la bomba y es solamente función del drenaje interno. En el punto de corte de presión del compensador, representa la acción del resorte, el cual ya a comenzado a alcanzar su punto de taraje y se encuentra lo suficientemente rígido por consiguiente no permite un mayor desplazamiento ocasionando el decrecimiento inmediato del flujo debido a que empieza a centrarse el anillo de las cámaras de bombeo. El desplazamiento del resorte comienza en un punto donde el flujo empieza a caer drásticamente con respecto al incremento de presión, la diferencia de presión entre el flujo máximo y el flujo mínimo depende de la rigidez del resorte.

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Ejemplo se ha seleccionado un resorte para una presión de operación a 900 Psi, en esta comparación notará que el resorte el cual presenta una optima eficiencia a 1500 psi es inadecuado para operar a 900 psi, como la presión del resorte es ajustada por debajo obtendremos una baja presión de operación, prácticamente estaríamos muy cerca del limite inferior ajustable del compensador.

Figura 112. Gráficas de

El rango de presión esión del compensador y la ncia de presión afecta la salida de vel e el punto de corte de presión del requerimientos de presión del sistema velocidad reducida entre el flujo máximo ría ocurrir en un sistema comp debajo del 60% del máximo rang n una diferencia de presión por deb iar el resorte del compensador, sin emb de la bomba las tolerancias capacidad de presión de operación 1.1.5 El principio básico de estas bombas es muy similar al de las bombas con mando directo. Las diferencias radican en los dispositivos de variación del estator (anillo).

resortes de 1000 psi y 1500 psi en una bomba de paletas variable compensada por presión.

de trabajo que se encuentra entre el punto de corte de pr cabeza muerta es muy ancho, él limite de esta difere

ocidad del actuador dentro del rango de marcado entrcompensador y la presión de cabeza muerta. Los podrían permitir que el actuador operara a una

y la cabeza muerta. Idealmente esto no debeensado por presión. El resorte nunca debe ser ajustado por

o de operación si por alguna razón su sistema opera coajo de la inicialmente calculada es posible camb

argo se debe consultar con el fabricante y el tamaño de la placa de puertos esto puede influir en la

de la bomba.

Bombas de paletas con mando indirecto.

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El estator se mueve mediante pistones de posicionamiento cargados con presión en lugar de moverse con uno o varios resortes de presión. Ambos pistones de posicionamiento tienen distinto diámetro (relación de superficies aprox 2:1) 1.1.5.1 Principio de funcionamiento de una bomba de paletas variable

operada con mando indirecto. Detrás del pistón de posicionamiento con el diámetro más grande se encuentra un resorte. Dicho resorte hace que al ser puesta en marcha la bomba, el estator se encuentre en posición excéntrica. La presión que se forma en el hidrosistema se conduce a través de canales internos detrás del pistón de posicionamiento más pequeño, hacia el regulador R y luego hacia el pistón de posicionamiento más grande. Si las presiones detrás de ambos pistones son iguales, el estator permanece en la posición indicada, dadas las distintas superficies en los pistones de posicionamiento.

Figura 113. Bombas de paletas de mando directo y mando indirecto

(precomandadas). Como se muestra en la figura 113 la sección transversal, el anillo de las cámaras de bombeo se encuentra entre dos pistones de control, ambos pistones tienen área diferencial, el pistón derecho es asistido por un resorte concéntrico y esta forzado ofreciendo una presión entre (250 y 375 PSI), durante el arranque este resorte mantiene forzado el anillo de las cámaras de bombeo en una posición excéntrica. La bomba comienza el desplazamiento del fluido a medida que ésta encuentra una resistencia al flujo.

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Figura 114. annesman-Rexroth).

Figura 115. Bomba de paletas variable compensada y operada por piloto (Mannesman-Rexroth).

Los dos pistones de control y el final del spool en la válvula de sobrecarga-secuencia operada directamente son igualmente expuestas a la presión, a medida que la presión sobre los dos pistones no exceda el taraje de la válvula piloto, se mantendrá el anillo de las cámaras de bombeo excéntrico con respecto al rotor por consiguiente la bomba desplazara el fluido. La presión del sistema es ajustada de acuerdo al taraje del resorte en la válvula piloto, cuando la presión del sistema sobre pase el taraje del resorte el aceite contenido en el área menor del pistón es venteada a tanque, el pistón pequeño de la izquierda el cual todavía esta presurizado empuja el anillo de la cámara de bombeo a una posición concéntrica y la bomba no envía fluido al sistema. Esta posición es mantenida hasta que la presión del sistema sea reducida por debajo del taraje del resorte de la válvula piloto. En este punto, la carga hidráulica de ambos pistones de control es restablecida y el anillo de la cámara de bombeo regresa a la posición de flujo.

Bomba de paletas variable operada con piloto (M

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Una bomba de paletas de flujo variable con compensador de presión y operada por piloto esta sujeta a presiones mayores que su contraparte (la bomba de paletas variable con compensador de presión operada directamente). La presión de operación de una bomba de paletas operada directamente está limitada a 1500 psi y un flujo máximo de 20 g.p.m, por otra parte la bomba de paletas operada por piloto maneja una presión de hasta 2400 psi y flujos por encima de 60 g.p.m. Como se había mencionado anteriormente, se ha mejorado el diseño por una doble paleta incrementando la eficiencia volumétrica de la bomba y mejorando las condiciones de presión en la descarga.

1.1.5.2

tal vez sean las ú n todas para lograr las caract nsultar con nivel de ruido. Como en este pun partes adya ede disminuir, elevar el sistema, por tal motivo existe un suave traspaso del aceite, obteniendo un bajo nivel de ruido. Obviamente este suave traspaso permite ser optimizado mediante un sistema especifico de presión. Desde que la bomba es fabricada se conoce de antemano su máxima presión de operación, el ajuste del ruido se realiza mediante el tornillo de afinado de la posición vertical, este sistema de afinación del ruido permite el ajuste de las cámaras de bombeo.

Niveles de ruido en bombas de paletas variable.

Las bombas de paletas variables operadas directamente ó operadas por piloto, nicas bombas las cuales están ajustadas para un optimo nivel de ruido. E

las bombas de paletas variables se ha aplicado el mas avanzado nivel de tecnología este objetivo, sin embargo la influencia de ajustar la presión contra

erísticas de flujo. Puede causar fallas catastróficas en la bomba, se debe coel fabricante de la bomba para realizar algún ajuste de esta forma mejorar su

la bomba transfiere aceite desde el puerto de succión al puerto de presión, es to en el cual el volumen de aceite es llevado entre las paletas y las

centes. También durante este período de traspaso la cantidad de volumen pudebido a la precompresión del aceite, está precompresión es utilizada para

la presión del aceite y ajustarla de acuerdo a las exigencias de presión en

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Figura 116. Sección transversal, muestra el ajuste del tornillo vertical y sus

implicaciones en el funcionamiento de la bomba (Mannesman-Rexroth). Como se muestra en la figura 116, el tornillo simplemente ajusta la posición vertical del anillo de bombeo con respecto al rotor y las placas de puertos, este cambio de excentricidad del anillo de las cámaras de bombeo ajusta el cambio de volumen durante el periodo de traspaso del aceite. Una rotación en sentido del reloj del tornillo empuja y desplaza hacia abajo el anillo de las cámaras de bombeo, causando un cambio radical en el volumen y además incrementa la precompresión de presión en el fluido, girando el tornillo en sentido contrario, causa un decrecimiento de la precompresión de presión debido a una disminución en el cambio de volumen. Recordando que el nivel de ruido ideal es conseguido cuando no hay ni implosión ni explosión del fluido precomprimido podemos entender la razón por la cual la bomba se hace más ruidosa en condiciones de flujo que cuando se encuentra en cabeza muerta. El ajuste del ruido esta fuera de la necesidad del tornillo de posicionamiento vertical el cual se encuentra ajustado de acuerdo a la operación normal de la bomba. Esto significa que si la bomba opera en un alto porcentaje de tiempo en la posición de cabeza muerta, el tornillo de ajuste vertical puede estar ajustado con respecto a la posición de no-flujo en la bomba. Por otro lado si la bomba se encuentra normalmente bombeando fluido a una baja presión, el tornillo de ajuste vertical puede estar ajustado de acuerdo a la condición de flujo de la bomba, esto sin embargo sacrificará el optimo nivel de ruido de la bomba cuando se encuentra en la posición de cabeza muerta (no-flujo). Finalmente si nosotros consideramos el hecho de que el fluido es no compresible podemos entender el efecto que causaría realizar muchos cambios por minuto en la compresión de volumen, esto afectaría drásticamente la precompresión de presión, es básicamente por esta razón que el tornillo de ajuste vertical únicamente admite una rotación de ±60°. La fabrica encargada de la construcción de la bomba marca la posición central por la cual el máximo y mínimo ajuste no deberá exceder los 120°de rotación, un sobre ajuste causaría daños catastróficos en la bomba. 1.1.6 Montaje del regulador de presión en bombas de paletas de

desplazamiento variable de mando indirecto. El regulador de presión se compone de pistón regulador (1), carcasa (2), resorte (3) y dispositivo variador (4). En la posición inicial el resorte empuja el pistón regulador a la posición indicada en la carcasa del regulador. El fluido hidráulico llega a través de canales en la bomba al pistón regulador. El pistón regulador dispone de un taladrado longitudinal y dos taladrados transversales. Además, una tobera limita el caudal que puede circular a través del pistón regulador. En la posición indicada fluye Liquido, que se encuentra bajo La presión del sistema, sobre el taladrado longitudinal y el taladrado transversal hacia el pistón grande de posicionamiento. La conexión al tanque está cerrada mediante un a nervadura en el pistón regulador. La presión actual en el sistema hidráulico actúa contra la superficie anular del pistón regulador. Mientras la fuerza Fp resultante de la presión sea inferior a la fuerza opuesta

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del resorte Ff, la bomba permanecerá en el estado indicado. Detrás de ambos pistones de posicionamiento actúa la misma presión.

Figura 117. Regulador de presión, bomba en posición de transporte.

En la figura 117, la presión de servicio es inferior a la presión máxima ajustable en el regulador de presión. Si con el aumento de presión en el sistema hidráulico aumenta la fuerza Fp, el pistón regulador se desplazará contra el resorte. En el regulador se abre la unión hacia el tanque. El fluido que drena conduce a una reducción de presión detrás del pistón grande de posicionamiento. El pistón de posicio-namiento pequeño aún está sujeto a la presión del sistema y desplaza el estator contra el pistón de posicionamiento grande, sujeto a presión reducida, aproximadamente a la posición media. Se produce un equilibrio de fuerzas:

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Superficie del pistón pequeño x alta presión = superficie del pistón grande x baja presión. El caudal llega a cero, la presión del sistema se mantiene. Figura 118. Bomba completamente compensada en la posición excéntrica no-flujo,

la potencia de consumo es la de cabeza muerta.

Gracias a esta conducta la potencia de pérdida en el sistema al alcanzar la presión máxima tarada es baja. El calentamiento del fluido permanece bajo y el consumo de energía resulta mínimo. Si en el sistema hidráulico la presión vuelve a disminuir, el resorte en el regulador de presión desplaza al pistón regulador. De este modo se cierra la unión al tanque y toda la presión del sistema actúa detrás del pistón grande de posicionamiento. El equilibrio de fuerzas del pistón de posicionamiento desaparece y el pistón grande desplaza el estator a la posición excéntrica. La bomba nuevamente transporta hacia el hidrosistema. En la bomba de paletas de desplazamiento variable con compensador de presión operada por piloto de la Figura 118, se observa que el anillo de las cámaras de bombeo se encuentra como un sándwich entre dos pistones de control, ambos pistones tienen área diferencial, el pistón derecho es asistido por un resorte concéntrico y esta forzado ofreciendo una presión entre (250 y 375 Psi) durante el arranque este resorte mantiene forzado el anillo de las cámaras de bombeo en una posición excéntrica, y la bomba comienza el desplazamiento de fluido a medida que la bomba encuentra una resistencia al flujo. Los dos pistones de control y el final del spool de la válvula de sobrecarga/secuencia operada directamente son igualmente expuestas a la presión del sistema. A medida que la presión sobre los dos pistones no exceda el

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taraje de la de las cámaras de bombeo excé do. La presión válvula de sobrecarga/s tarje del resorte, el aceite conten el pistón pequeño de la izquierda mbeo a una posición concéntrica y mantenida hasta que la presión de sorte de la válvula de sobrecarga/se tones de control es restablecida ón de flujo. En la bomb r de presión operada por piloto omba de paletas de despla ente) la presión de operación de con compensador de presión oper G.P.M. por otra parte la ensador de presión operada por p por encima de 60 G.P.M. notará que eta incrementando la eficiencia volum de presión en la descarga. 1.1.7 Características de eficiencia de la bomba de paletas compensada por

piloto Vs operada directamente. El dispositivo de compensador de presión operado por piloto presenta una mejor curva característica de presión Vs flujo que la bomba de paletas de desplazamiento variable operada directamente.

Figura 119. Curvas de desempeño de bombas de paletas de desplazamiento

válvula de sobrecarga/secuencia, se mantendrá el anillontrico con respecto al rotor y la bomba desplazara el flui

del sistema es ajustada de acuerdo al taraje del resorte en la ecuencia, cuando la presión del sistema sobre pase elido en el área menor del pistón es venteado a tanque,

el cual todavía esta presurizado empuja la cámara de bola bomba no envía fluido al sistema. Esta posición es

l sistema se haya reducido por debajo del taraje del recuencia. En este punto, la carga hidráulica de ambos pis

y el anillo de las cámaras de bombeo regresa a la posici

a de paletas de desplazamiento variable con compensadoesta sujeta a presiones mayores que su contraparte (La b

zamiento variable con compensador de presión operada directam una bomba de paletas de desplazamiento variable

ada directamente está limitada a 1500 psi y un flujo máximo de 20 bomba de paletas de desplazamiento variable con comp

iloto maneja presiones de hasta 2400 psi y flujos en el diseño de la paleta esta se compone de una doble pal

étrica de la bomba y mejorando las condiciones

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variable operadas directamente y por piloto.

La primera ventaja es que la bomba tiene una alta eficiencia volumétrica porque la presión es cargada sobre los platos. La segunda ventaja es el control operado por piloto no es directamente influenciado por un resorte constante, en la comparación de las curvas se nota la diferencia entre el desempeño de una bomba operada por piloto y una operada directamente. Podemos notar que ambas bombas poseen igual desplazamiento. Ambas tienen una entrega de fluido muy cercana en las mismas condiciones de baja presión. La figura 119 muestra las 2 principales diferencias del diseño de estas 2 bombas. Los efectos de la presión cargada sobre el plato de puertos, y la construcción de la doble paleta. Hacen que la bomba operada por piloto posea una mejor característica de eficiencia volumétrica, es por esta razón que existe un menor decrecimiento en el flujo con el incremento de la presión y la pendiente inicial de la gráfica de presión Vs flujo cae de una manera más gradual. La bomba de paletas compensada por presión y operada por piloto no se encuentra afectada por la presión tarada y por lo tanto tiene una mayor influencia en la curva de flujo Vs presión, la gráfica muestra que no importa si la bomba operada por piloto esta tarada 500 psi o 1500 psi la diferencia de presión entre el punto de corte y la cabeza siempre es el mismo. Por la misma razón que una válvula de descarga operada por piloto no es afectada por la presión que pasa sobre ella. La bomba de paletas compensada por presión y operada por piloto tiene menos presión diferencial entre el punto de corte ya la cabeza muerta. 1.1.8 Bomba de pistones axiales de desplazamiento variable.

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Figura 120. Corte transversal, Bomba de pistones axiales de Desplazamiento variable.

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Figura 121. Bomba de pistones en línea desplazamiento variable. Las bombas de pistones en línea de desplazamiento variable, desarrollan flujo y presión de la misma manera que las bombas de desplazamiento fijo. El eje del motor gira y arrastra con el dentado del cilindro y este a su vez arrastra los pistones. Los pistones se apoyan mediante patines sobre la superficie de deslizamiento de la placa inclinada recorriendo una carrera (Ver figura 120). Los patines son mantenidos y conducidos forzosamente sobre la superficie de deslizamiento mediante un dispositivo recuperador. En unidades variables la variación del ángulo de inclinación de la placa se realiza mecánicamente, a través de un pivote o hidráulicamente mediante un pistón de posicionamiento. La placa inclinada se mueve con facilidad, está apoyada sobre cojinetes de deslizamiento y la posición cero esta centrada por el resorte; al aumentar el ángulo de basculamiento también aumenta la cilindrada y el par de giro; en caso de reducción en el ángulo estos valores se reducen correspondientemente. Sí no hay ángulo de inclinación la cilindrada es igual a cero. Normalmente se emplean variadores de efecto mecánico o hidráulico, los cuales a su vez. Se comandan o regulan mecánica, hidráulica o eléctricamente. Variadores muy utilizados son mando electroproporcional, regulación de presión (regulación de carrera nula), regulación de potencia.

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La sección transversal de la figura 120 y 121, muestra la posición del cilindro completamente extendido. En esta posición el plato de lubricación de los pistones de la parte superior, se encuentran completamente extendidos. Mientras que los pistones de la parte inferior se encuentran retraídos en sus respectivos taladrados. Asumiendo que la rotación es sentido del reloj el puerto A es de succión y el puerto B es de descarga. La carcasa de la bomba de pistones en línea de desplazamiento variable, tiene un yugo el cual es soportado por el pivote como se muestra en la figura 122 la posición del yugo es controlada por la acción doble de una varilla cilíndrica, el cilindro esta posicionado a la mitad de la carrera, en esta posición el plato se encuentra en la posición vertical (perpendicular al eje de rotación) por consiguiente los pistones dejan de realizar su movimiento reciprocante, esto da como resultado el no-flujo hacia el sistema, debido a que los pistones no crean desplazamiento de volumen durante la rotación. Esta bomba es usada en circuitos de lazo cerrado, en el cual se puede conseguir la inversión de flujo. Cuando la posición del cilindro es completamente retraído. Los pistones de la parte superior se encuentran completamente encajados dentro de sus respectivos taladrados, mientras que los pistones de la parte de abajo se encuentran completamente extraídos, por lo tanto se invierten los puertos de succión y de descarga.

Figura 122. Detalle de las partes de una bomba de pistones axiales de desplazamiento variable, compensada por presión (Sperry-Vickers).

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En las bombas de pistones en línea, el conjunto de los cilindros y el eje de accionamiento tienen la misma línea central y los pistones se mueve alternativamente en sentido paralelo al eje. El tipo más sencillo de estas Bombas se muestran la figura 123. El eje de accionamiento hace girar el barrilete, conteniendo los pistones, que están ajustados en sus alojamientos y conectados mediante patines y una anillo inclinado, de forma que los patines están apoyados sobre una placa circular inclinada (placa de presión). A medida que el barrilete gira, los patines siguen la inclinación de la placa, provocando que los pistones tengan un movimiento alternativo. Los orificios, en la placa de distribución, están dispuestos de tal forma que los pistones pasan por la entrada cuando empiezan a salir de sus alojamientos y por la salida cuando se les obliga a entrar.

Figura 123. Detalle de las partes de una bomba de pistones axiales de desplazamiento variable, compensada por presión.

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Figura 124. Corte de una bomba de pistones en línea variable compensada tipo Volvo serie V-30.

ño de está bomba se observa el compensador de presión, una línea que dor y controla la presión del sistema y otra línea de aceite que contro

del bloque basculante. Estas bombas poseen bajo nivel de ruido y presenportamiento de la presión de trabajo, a pesar de las variaciones de la velo

ción que se puedan presentar en el eje de accionamiento.

Desplazamiento.

ombas el desplazamiento viene también determinado por el número y tade los pistones así como por la longitud de su carrera, que depende del ángulo de la

nclinada. En los modelos desplazamiento variable, la placa circular está instloque o soporte móvil. Moviendo este bloque el ángulo de la placa circular

entar disminuir la carrera de los pistones. El bloque puede posicionarse te con un servocontrol con un compensador hidráulico o por varios

la figura 123, muestra un compensador hidráulico. El ángulo máximo en unidades indicadas está limitado a 17.5°.

En el dise sale del compensa la la posición tan un buen com cidad de rota 1.1.8.1 En estas B maño

placa circular i alada en un b varía para aummanualmen otros métodos las

En la bomba de pistones en línea de desplazamiento variable se recomienda buenas características de succión generalmente se conecta con una bomba de prellenado. En los diseños en línea, las fuerzas producidas por las presiones hidráulicas en el bloque de cilindros y los patines de los pistones, están ampliamente balanceadas hidrostáticamente. Además, las fuerzas laterales de los pistones, las cuales producen cargas sobre los

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cojinetes del eje giratorio, virtualmente desaparecen cuando el bloque basculante es posicionado para flujos bajos. Un gran porcentaje del tiempo de operación de las bombas variables esta usualmente en los rangos de caudal bajo. Estas características, el balance hidrostático de la presión y las bajas cargas sobre los cojinetes de los ejes, permiten a las bombas en línea ser diseñadas para una larga vida a grandes presiones de operación. Rangos de presiones nominales de 5000 psi (350 bares) o más son alcanzados por algunos diseños. Los rangos nominales de velocidad de todas las bombas esta limitado por consideraciones de la presión de entrada. La acción de bombeo de cualquier tipo de bomba de desplazamiento positivo genera un vacío parcial en la cámara de bombeo y la presión absoluta en el fluido de entrada debe ser lo suficiente para acelerar el fluido a la velocidad de las paletas, dientes de engranajes o pistones para prevenir daños por cavilación. Las bombas de pistones están ligeramente más limitadas en este aspecto que las otras unidades de desplazamiento positivo más compactas. Sin embargo, son capaces de operar a velocidades aceptables con presión atmosférica en la entrada e incluso un ligero vacío. Por otro lado, los rangos de velocidad de las bombas de pistones pueden ser extendidos ampliamente presurizando el caudal de entrada. Una forma es a través del uso de depósitos presurizados como es común en los circuitos usados en aviones. Alternativamente, una bomba adicional de precarga es usada en algunos casos.

Figura 125. Variación del desplazamiento de la bomba.

En la figura 125, se puede apreciar la facilidad con que sé varia el Cb de acuerdo a los requerimientos del sistema. Si la placa pasa los 90˚, la bomba cambiará la dirección del fluido algo típico de las bombas bidireccionales.

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1.1.8.2 Bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática.

Figura 126. Bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática

(Mannesmann–Rexroth).

Figura 127. Corte transversal de bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática.

Si la bomba de pistones en línea variable es usada en un circuito de lazo cerrado es responsabilidad del ingeniero diseñador, seleccionar los componentes necesarios para una operación adecuada. Los componentes mínimos se incluyen en la siguiente lista. Bomba de precarga Válvula de alivio para bomba de precarga 2 válvulas cheques para anticavitación 2 válvulas contrabalance sistema de filtración Sistema de enfriamiento de aceite. Además de debe escoger una bomba con los puertos apropiados en los cuales ambos sirvan para trabajar a alta presión.

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La bomba de precarga permite un incremento de 30% o más en el rango de velocidad de esta clase de bombas de pistones, produciendo una considerable mayor potencia con el mismo paquete. Esto además presenta las siguientes ventajas: El flujo de la bomba de precarga puede ser filtrado antes de entrar a la bomba principal. Esto no sólo aumenta el tiempo de vida y la confiabilidad de la bomba principal, también lo hace con los elementos a los que le llega el flujo posteriormente. El caudal de exceso de la bomba de precarga puede ser pasado a través de la carcasa de la bomba principal para ayudar al enfriamiento. El caudal en la línea de entrada está en constante movimiento y no necesita ser acelerado cuando se requiera un aumento repentino de flujo en la bomba principal. Esto aumenta la velocidad de respuesta del sistema y evita periodos momentáneos de cavitación en la entrada de la bomba principal. 1.1.8.3 Diferencias entre bomba de pistones estándar y bomba en línea

variable para transmisión hidrostática. Observemos las diferencias entre las bombas de pistones estándar y una bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática de la casa fabricante Mannesmann–Rexroth. La bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática esta diseñada específicamente para aplicaciones de circuito cerrado porque en ella se incluyen todos los componentes necesarios, dentro de la carcasa de la bomba. El mecanismo principal de esta bomba consiste en una variación especial de las características básicas de bomba de pistones en línea de desplazamiento variable, además de copiar el grupo rotatorio de esta bomba, La bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática incluye una bomba de engranajes internos para la precarga del circuito de lazo cerrado, las válvulas de descarga de la bomba de precarga, las válvulas contrabalance, cheque anticavitación. Todo esto incorporado en la parte posterior de la carcasa. La bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática esta diseñada principalmente para manejar equipo móvil por esta razón debe ser lo suficientemente robusta, para contrarrestar las variaciones de velocidad y las altas velocidades de los motores de combustión interna que es el motor primario el cual entrega potencia a la bomba, que por lo general se encuentra operando en equipos de movimientos de tierras. Además de contrarrestar las fuerzas de la transmisión de la potencia del motor, ya sean fuerzas de los engranajes o correas en V que generan carga radial sobre el eje. Con respecto al grupo rotatorio la mayor diferencia entre esta bomba y la estándar, esta en el diseño de los pistones en línea. Los pistones de esta bomba no son completamente paralelos al eje si no por el contrario poseen una inclinación de 5° con respecto al eje. Este ángulo es usado para crear una fuerza centrifuga sobre el pistón y así obtener una mayor ventaja mecánica. En las bombas de pistones en línea de desplazamiento fijo ya se había explicado la influencia de la masa a una alta velocidad la cual podría separar el pistón del plato de deslizamiento en el diseño de la bomba de pistones en línea variable para transmisión

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hidrostática la masa es una ventaja, por lo tanto los pistones se construyen macizos simplemente se les hace el taladrado para la lubricación del patín de deslizamiento. Esto es posible gracias a que está diseñado con una geometría diferente.

La rotación a retraer el pistón de su el patín de

el patín de deslizamiento con er operada con altas velocida erna sin provocar da Las fugas que atr del bloque de cilindros un drenaje hasta

bomba y previenen el sobr

Figura 128. Análisis de las cargas sobre el pistón en una bomba de pistones en línea variable para transmisión hidrostática.

del eje causa una fuerza centrifuga sobre el pistón la cual tiende taladrado la componente axial de esta fuerza es ejercida sobre

deslizamiento y la rotula del pistón y tiende a mantener en contactola placa de lubricación. Esto permite que la bomba pueda sdes sobre el eje, suministradas por el motor de combustión int

ños sobre el patín de deslizamiento y sobre los rodamientos.

aviesan los pistones, los patines de los pistones y la cara son conducidas a través de la carcasa de la bomba pasando por

el depósito. Estas fugas arrastran el calor generado por las ineficiencias de la ecalentamiento dentro de la bomba.

30

La tierras

Figura 129. Cuadro de bombas variables de pistones en línea basculable para maquinaria de movimiento de tierras.

figura 129, presenta un cuadro de las principales bombas para el movimiento de de la casa Mannesmann–rexroth, además su simbología de acuerdo al código Iso

1219 y la descripción del equipo.

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1.1.9 Funcionamiento del compensador de presión en una bomba de pistones axiales de desplazamiento variable.

Figura 130. Bomba de pistones de desplazamiento variable compensada (Parker Hydraulics).

En la Figura 130 se pueden observar los elementos que conforman una Bomba de pistones de desplazamiento variable compensada, entre ellos se destacan la placa basculable el pistón de sostenimiento y el resorte del compensador.

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Figura 131. Funcionamiento del compensador en una bomba de pistones axiles de

desplazamiento variable (Sperry- Vickers). El funcionamiento del compensador de una bomba de pistones en línea puede verse esquemáticamente en la Figura 131. EL control consiste una válvula compensadora,

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equilibrada entre la presión del sistema y las fuerzas de un muelle, un pistón controlado por la válvula para mover el bloque y un muelle de retorno del bloque. Cuando no hay presión de salida, el muelle de retorno del bloque sitúa a éste en su posición de inclinación máxima que corresponde al desplazamiento máximo. A medida que la presión del sistema va aumentando, actúa en el extremo de la corredera de la válvula; cuando la presión es lo suficientemente elevada para vencer al muelle de la válvula, la corredera se desplaza y el aceite entra en el pistón del bloque, que es actuado por el aceite a presión y disminuye el desplazamiento de la bomba. Si la presión de sistema disminuye, la corredera se mueve en sentido contrario, el aceite del pistón se descarga dentro del cuerpo de la bomba, y el muelle empuja el bloque a un ángulo mayor. El compensador regula así la salida de la bomba para obtener el volumen requerido por el sistema, para mantener una presión predeterminada, lo cual evita una pérdida excesiva de potencia, que ocurre normalmente a través de la válvula de seguridad, cuando la bomba descarga por ella todo su caudal durante las operaciones de fijación o mantenimiento. Puede notarse en la figura 131, que la bomba de pistones en línea es una bomba del tipo placa oscilante. En esta bomba, el cilindro es estacionario y la placa inclinada es accionada por el eje. Cuando la placa gira, “oscila”, empujando los pistones apoyados por muelles, obligándoles a efectuar un movimiento alternativo. Se requieren válvulas antirretorno separadas para los orificios de entrada y de salida, como en toda bomba alternativa, porque los cilindros, estando estacionarios, no pasan por los orificios.

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Figura 132. Curva de desempeño del compensador para bomba variable de pistones axiales.

La bomba se mantiene en desplazamiento total por medio del resorte que esta unido a la placa de deslizamiento, entregando QNb y por medio del tornillo se ajusta el taraje del compensador, este taraje será igual a la máxima presión alcanzada por el sistema. A medida que se va incrementando la presión la bomba entregará menos caudal, debido a que la placa se va desplazando a su posición perpendicular con respecto al eje. Cuando el sistema alcance la presión del compensador, la placa se desplaza totalmente perpendicular al eje. En este punto ocurre la compensación, la bomba ya no desplaza mas fluido y la presión se mantiene gracias al resorte del compensador. Sin embargo existe un consumo de potencia debido a las perdidas debidas al drenaje interno de la bomba que permiten mantener la presión en el fluido. En la gráfica este consumo de potencia esta determinado, por el corte de la línea de potencia de cabeza muerta y la presión de taraje del compensador.

1.1.10 Bomba variable de pistones de eje quebrado.

Figura 133. Bomba variable de pistones de eje quebrado. El mecanismo propulsor de eje Inclinado es una máquina de desplazamiento, cuyos pistones están dispuestos en forma inclinada respecto del eje motor.

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1.1.10.1 Principio de funcionamiento de Bomba variable de pistones de eje quebrado.

Girando el eje motor, el cilindro es arrastrado sin cardán a través de pistones articulados y comienza a rotar. En los agujeros del cilindro, los pistones recorren una carrera. Cuya magnitud depende del ángulo de inclinación del eje inclinado. El fluido es conducido hacia la bomba del lado de baja presión (entrada) y transportado por los pistones del lado de alta presión (salida) hacia el sistema.

Figura 134. Partes principales de una bomba de pistones de eje quebrado de caudal

variable (Sperry-Vickers).

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En una bomba de pistones en ángulo figura 134, el bloque de pistones gira con el eje de accionamiento pero formando un ángulo con él. Los vástagos de los pistones están fijados a la brida del eje mediante juntas esféricas, y se van desplazando hacia dentro y hacia afuera de sus alojamientos a medida que varía la distancia entre la brida del eje del bloque de cilindros. La unión universal une el bloque de cilindros al eje de accionamiento para mantener la alineación y para segurar que las dos unidades giran simultáneamente. Esta unión no trasmite fuerza excepto para acelerar o decelerar el bloque de cilindros que para vencer la resistencia del bloque, que gira dentro de la carcasa llena de aceite. El ángulo de Inclinación / basculamiento de la unidad constante, es definido por la carcasa y, por ende, es fijo. En una unidad variable este ángulo se puede ajustar en forma continua dentro de ciertos limites. Mediante variación del ángulo de basculamiento se producen carreras distintas del émbolo y, por lo tanto, una cilindrada variable. La variación del ángulo de bascuIamiento del eje Inclinado se produce por ejemplo. Mecánicamente por medio de un husillo de posicionamiento o hidráulicamente por medio de un pistón de posicionamiento. Aquí la parte hidráulica del cilindro del grupo rotor se bascula con la placa de mando y, según el tipo de circuito y la función, se mantiene mecánica o hidráulicamente en posición cero o posición inicial. Cuando el ángulo aumenta, aumenta la cilindrada y el par de giro; en caso de reducción los valores se reducen correspondientemente. Si no hubiera un ángulo de inclinación, la cilindrada seria igual a cero. Comúnmente se emplean variadores mecánicos o hidráulicos, que a su vez se comandan o regulan mecánica, hidráulica o eléctricamente. Algunos ejemplos conocidos son: variador por volante manual, mando electro-proporcional, regulación de presión, regulación de potencia.

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1.1.10.2 Bomba de eje inclinado para circuito abierto. Figura 135. Bomba de pistones de eje quebrado para circuito abierto (Mannesman-

Rexroth).

Figura 136. Corte transversal de una bomba de pistones de eje quebrado de desplazamiento variable (Mannesman-Rexroth).

La sección transversal representa el diseño de una bomba de pistones axiales específicamente para operar en aplicaciones de circuito abierto, su funcionamiento es similar a su contraparte la bomba de eje quebrado de desplazamiento fijo, excepto por el hecho de que la camisa porta-pistones puede girar sobre un pivote, el cual varia el desplazamiento de la bomba. Este diseño es más costoso de producir y menos frecuentemente usado que el diseño en línea. La carrera del pistón esta relacionada con el ángulo entre el eje conductor y la camisa porta-pistones, los pistones para su movimiento reciprocante de sus respectivos taladrados

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en la camisa porta-pistones, dependiendo del diseño del control de la bomba en la carcasa maneja 2 diferentes rangos de carrera los cuales son ángulo con respecto al eje de (0°-18°) y (7°-25°) (0°-18°) la carcasa permite al grupo rotatorio posicionarse en la condición de no-flujo, pero tiene un máximo flujo limitado por los 18° del ángulo del pivote. (7°-25°) la carcasa permite ligeramente la mayor cantidad de flujo, debido al gran desplazamiento por el aumento de la carrera del pistón. Pero no permite que el mecanismo de bombeo consiga la condición de no-flujo, por que no puede posicionarse en el ángulo cero esta bomba posee un control de potencia constante. 1.1.10.3 Desplazamiento bomba de pistones de eje quebrado de

desplazamiento variable. El desplazamiento de estas bombas puede ser variado por una válvula de placa con forma de lenteja la cual se conecta posicionando el pistón, al posicionar el pistón este tiene dos áreas efectivas para la acción de levantar presión. El área pequeña tiene aproximadamente la mitad del área efectiva del tamaño del pistón, y es constantemente presurizada por la presión del sistema. Asumiendo que esta área es venteada, la presión de trabajo sobre el pistón pequeño tiene la habilidad de mantener la bomba en su máxima posición de desplazamiento. Cuando la función de control presuriza el área grande la bomba regresa sobre el pivote a la posición de no-flujo o flujo mínimo. Con este tipo de bomba es posible obtener altas presiones de trabajo (4600psi continua y 5800psi intermitente) y altos niveles de flujo (158 GPM @ 1200 RPM) manteniendo su condición de alta eficiencia volumétrica y mecánica sin embargo la ventaja real de este tipo de bomba, es que esta diseñada específicamente para circuito abierto destacando su habilidad de autocebado. Las bombas de eje quebrado de desplazamiento variable, al igual que las bombas en línea, pueden ser diseñadas para tener una larga vida bajo condiciones de trabajo severas. A su vez, la eficiencia se mantiene igual, e incluso superior, que la de las unidades en línea. Sin embargo, este diseño es más costoso de producir y menos frecuentemente usado que el diseño en línea.

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Figura 137. El desplazamiento varía con el ángulo en una bomba de pistones de eje quebrado.

Los ángulos que se forman entre los vástagos conectores y las paredes de los cilindros muy pequeños, lo cual minimiza cualquier fuerza radial entre los pistones y las paredes cilindro. La rotación del bloque de cilindros esta sincronizada con la del eje impulsor por medio de una unión universal. La unión universal no conduce potencia, dado que lvástagos conectores son conducidos a la par de los agujeros del bloque de cilindros. unión sólo suministra el torque necesario para contrarrestar la fricción y la inercia del rotor. La conducción del fluido, hacia adentro y hacia fuera del bloque de cilindros, se hace através de una placa de distribución o placa de puertos, de la misma forma que enpistones en línea. El bloque de cilindros entero debe ser inclinado para obtener desplazamientos variables, mientras se mantienen las conexiones hidráulicas a los puertosde entrada y salida al exterior de la bomba. Una forma de lograr esto es mediante ubloque de distribución basculante que se desplaza junto con el bloque de cilindros paraconseguir el ángulo requerido. El fluido es conducido hacia y desde los puertos externosa través de unas uniones articuladas. Los rangos nominales de velocidad de las bombas en línea y en ángulo sin precarga, s

son del

os La

los

n ,

on comparables, aunque es importante resaltar que los diseños en ángulo no se prestan para la adicción de una bomba de precarga, en un diseño integral con la bomba principal, con lo cual no se facilita el aumento de la capacidad de velocidad por medio de la precarga. Los rangos de presión nominales de los diseños en ángulo, dependen en gran medida de la capacidad de los cojinetes antifricción escogidos para soportar el eje impulsor. Estos cojinetes permanecen constantemente cargados todo el tiempo en que la bomba esté

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presurizada, sin importar la posición de la carrera. La vida de los cojinetes es el principal factor que limita el tiempo de servicio en aplicaciones de trabajo medio y pesado. La eficiencia de las bombas de pistones en ángulo es igual y a veces mayor que la de los diseños en línea. Además, similarmente, las perdidas de potencia disminuyen a medida que el desplazamiento es reducido. También es posible la despresurización para operación en espera (standby), con el fin de ahorrar potencia. Al igual que con las bombas en línea, hay una conexión separada en la carcasa para llevar las fugas de regreso al depósito, asegurando el enfriamiento interno de la bomba. Los niveles acústicos de las bombas en ángulo dependen del cuidado en el diseño de los puertos, tal como en las otras bombas. Las bombas en ángulo han sido exitosamente utilizadas en una variedad de sistemas industriales y móviles, sin la limitación debida a los niveles acústicos u otras características básicas de sus rangos de operación nominales.

Figura 138. Bomba de pistones de ángulo variable Volvo tipo F11. La figura 138, muestra el diseño de una bomba de pistones marca Volvo, como se ve en la figura 138, no se realiza la transmisión de movimiento mediante una junta universal sino por medio de una transmisión de engranajes cónicos. En el diseño también se muestra la diferencia en la forma de los pistones los cuales se han construido así para reducir masa disminuyendo la inercia provocada por la dinámica del movimiento.

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Figura 139. Cuadro de bombas variables de eje quebrado, basculable, para

maquinaria de movimiento de tierras. 1.1.11 Funcionamiento del compensador de presión en una bomba de

pistones en ángulo de desplazamiento variable.

Figura 140. Muestra el corte transversal de una bomba de pistones en ángulo o de eje quebrado variable y compensada por presión.

Los efectos inerciales con llevan a tener una capacidad de respuesta más lenta que en las unidades en línea. El tiempo requerido es típicamente de 5 a 10 veces mayor, y debe ser contemplado en el diseño del sistema. En un compensador de presión típico se tienen dos pistones actuando sobre el bloque basculante, uno es el pistón inclinador del bloque basculante, también conocido como pistón de mantenimiento, el cual esta cargado permanentemente con la presión de salida. El otro pistón, llamado pistón actuador o pistón de movimiento, tiene un área mayor, por tanto cuando es presurizado barre con el pistón inclinador. La presión le llega al pistón actuador a través de una válvula, la cual cuenta con una corredera soportada por un muelle. Cuando la presión del sistema es suficiente para vencer la fuerza del muelle, la

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corredera se desplaza permitiendo al fluido presurizar el pistón actuador. Aunque el cilindro inclinador recibe también la presión del sistema, el área del pistón del cilindro actuador es mucho mayor, de forma que la fuerza desarrollada mueve el bloque hacia arriba para disminuir el caudal. Cuando la presión del sistema disminuye hasta un valor inferior al requerido para vencer la fuerza del muelle del compensador, el bloque se inclina, aumentando el desplazamiento. En la Figura 141, se muestra el funcionamiento de una bomba de pistones en ángulo tipo PVA 120.

Figura 141. Operación del compensador en una bomba de pistones en ángulo

(Sperry-Vickers). En la figura 141. Muestra un compensador de presión para una bomba de eje inclinado PVA120. En la vista A, la presión del sistema es suficiente para vencer la fuerza del muelle del compensador. Como resultado, la corredera se levanta permitiendo que el fluido pase al cilindro de movimiento del compensador. Aunque el cilindro de mantenimiento recibe también la presión del sistema, el área del pistón del cilindro de movimiento es mucho mayor, de forma que la fuerza desarrollada mueve el bloque hacia arriba para disminuir el caudal.

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Figura 142. Operación del compensador en una bomba de pistones en ángulo tipo

PVA120 (Sperry-Vickers). En la figura 142. Muestran el bloque moviéndose hacia abajo, cuando la presión del sistema disminuye hasta un valor inferior al requerido para vencer la fuerza del muelle del compensador.

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Figura 143. Operación del compensador en una bomba de pistones de eje quebrado

de desplazamiento variable (Mannesman-Rexroth). 1.2 ANALISIS DE BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO VARIABLE COMPENSADAS

POR PRESIÓN

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1.2.1 Función del regulador de presión. El regulador de presión determina la presión máxima del sistema. Las exigencias impuestas al regulador de presión son: - Elevada dinámica: Es decir, los procesos de regulación de presión deben ser rápidos (50 a 500 ms). La dinámica depende del tipo constructivo de la bomba, del regulador y del sistema hidráulico. - Estabilidad: Todos los sistemas hidráulicos con presión regulada tienden en mayor o menor grado a oscilar. El regulador debe poseer un buen compromiso entre dinámica y estabilidad. - Rendimiento: En posición de regulación se conduce una parte del caudal de a bomba a través del regulador al tanque. Esta potencia de pérdida debería ser baja, pero también se debe asegurar la dinámica y la estabilidad del regulador en la medida necesaria. 1.2.2 Tamaño del motor eléctrico para una bomba compensada por presión. La potencia necesaria en un motor eléctrico que se encuentra conectado a una bomba esta representado por la formula

t

PSIMPGHpη××

=1714

**

Para cualquier bomba de desplazamiento fijo se puede calcular la potencia para un flujo en una presión máxima y luego determinar el motor eléctrico de acuerdo a la situación. Esto no es necesariamente posible hacerlo en una bomba compensada. La principal ventaja en una bomba compensada es que el control produce una cantidad de flujo necesario para las condiciones de operación del sistema. En los sistemas que usan un control de flujo para controlar la velocidad del actuador, el exceso de flujo es descargado mediante una válvula de alivio en un circuito con bomba de desplazamiento fijo, este sistema puede ser reemplazado por una bomba compensada la cual simplemente no genera exceso de flujo. En consecuencia la eliminación de este flujo a través de la válvula de alivio consume una gran cantidad de energía que se transforma en calor. El manejo de la curva de una bomba de desplazamiento variable se presenta a continuación.

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Figura 144. Gráfica de desempeño de una bomba variable compensada. Cuando la bomba esta completamente compensada con un taraje en el compensador a 1500 PSI el anillo es centrado, pero sin embargo hay un consumo de potencia que es dado por la cabeza muerta y es de 1.8 HP. Esta potencia de consumo que presenta la bomba es el producto de mantener 1500 PSI de presión y del flujo que es desplazado por las tolerancias de la bomba. Pero si la bomba se encuentra trabajando a una presión anterior a 1500 PSI por ejemplo 1400 PSI el caudal de entrega en la bomba será aproximadamente 11.8G.P.M y la potencia de consumo de la bomba estará dada por

Tb

b PQPHηΔ

××

=1714

.

Potencia de consumo = 10.6 H.P Ahora si el compensador de presión se encuentra tarado a 1000 PSI la potencia de consumo debido a la cabeza muerta es 1.2 HP, pero un punto anterior a los 1000 PSI ej: 900 PSI el caudal de entrega será 11.8 G.P.M y la potencia de consumo será 7.29 HP. Esta curva es sacada en laboratorio por lo tanto ya se incluye la eficiencia total (ηT) de la bomba. Los motores eléctricos para sistemas hidráulicos en hidrotransmisiones están diseñados bajo las normas N.E.M.A (National Electric Manufactures Association). El motor eléctrico tipo B más común o de combate de tres fases. Producirá un torque de arranque el cual esta en un 200% del máximo torque especificado en operación continua. Para periodos cortos de tiempo producirá un incremento del 200% de las condiciones de torque antes de

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parar o caer la velocidad. Esto podría causar un sobre calentamiento y eventualmente quemarse el motor. Ahora consideremos la capacidad de un motor eléctrico conectado a una bomba compensada por presión.

Figura 145. Gráfica de potencia de consumo Vs presión del compensador para una bomba de desplazamiento variable compensada.

La figura 145, nos muestra la curva de potencia típica para una bomba de presión compensada. La curva representa las condiciones de flujo de la bomba y muestra, para los incrementos de presión en la bomba los requerimientos de potencia. Por encima del punto de corte del compensador, la curva se comporta idénticamente igual a una bomba de desplazamiento fijo, la diferencia esta cuando se encuentra en el punto de compensación los requerimientos de la bomba se reducen, y los requerimientos de potencia caen rápidamente a los limites más bajos, este limite es llamado cabeza muerta de potencia. Esto representa la ineficiencia mecánica y volumétrica de la bomba, e indica la cantidad total de calor generado durante las condiciones de no-flujo. Sí fuera posible hacer una bomba con 100% de eficiencia el valor de la potencia de cabeza muerta podía ser cero teóricamente. La Figura 145, indica que se consumen 10HP de potencia únicamente a una presión del sistema de 1400 PSI, los 10HP serían demandados por el motor eléctrico estos podrían ser requeridos únicamente durante la porción de trabajo del ciclo. Un motor eléctrico de 10HP puede ser operado considerando una sobrecarga característica del motor eléctrico. Es aceptablemente practico el uso de un motor eléctrico más pequeño. En esta aplicación un motor eléctrico de 7½ HP. Podría crear los requerimientos de torque para alcanzar el nivel de 10HP con un 33% de sobrecarga. Asumiendo que el ciclo de trabajo es suficientemente corto esta sobrecarga no sobrecalentará seriamente al motor eléctrico. Además si hay el suficiente tiempo entre un periodo de sobre carga y otro, el motor podría estar en capacidad de transferir el calor generado durante la porción de sobre carga del ciclo. En efecto si la sobre carga ocurre únicamente en un período de 50 a 100 ms antes de alcanzar la presión de taraje del compensador la potencia de

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consumo en la bomba cae a la de cabeza muerta, el trabajo sería realizado y el cilindro regresaría a su posición libre de carga con un consumo menor de potencia en el motor eléctrico. Para no sobre pasar las recomendaciones de sobre carga del motor eléctrico se debe considerar la temperatura ambiente, la altitud de operación, el diseño del motor, y el factor de servicio del motor seleccionado. En resumen sobrecargar un motor eléctrico requiere un completo entendimiento del sistema, generalmente podemos sobrecargar un motor cuando el sistema hidráulico posee una bomba variable compensada por presión y se requieren cortos períodos de trabajo en el actuador. No podemos usar una sobrecarga del motor en circuitos que posean un motor hidráulico con una bomba variable compensada por presión, debido a que el motor hidráulico opera en unas condiciones de flujo y presión cercanas al punto de corte del compensador por grandes periodos de tiempo, en este punto sobre la curva de presión del compensador podría exigir la potencia máxima del motor eléctrico. 1.2.3 Influencia del ajuste de volumen en una bomba de variable

compensada. El máximo volumen ajustado determina el punto de operación de flujo de la bomba.

Figura 146. Curva de desempeño para una bomba de 15 G.P.M. y compensada por presión @ 1000 PSI.

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La Figura 146, posee un rango de operación que va desde los 15 G.P.M. hasta los 5 G.P.M. dependiendo del ajuste del tornillo de posicionamiento para la cilindrada en una bomba de paletas variable o el desplazamiento angular de placa en una bomba de pistones axiales. Una bomba de desplazamiento variable puede ser fabricada en varios tamaños en el rango de los (5 G.P.M hasta los 50 G.P.M) sí un sistema requiere de 12 G.P.M, podríamos usar una bomba cuyo desplazamiento es de 15 G.P.M y ajustarlo mediante el dispositivo variador de cilindrada dependiendo del tipo de bomba hasta obtener los 12 G.P.M. Con una bomba de desplazamiento variable la descarga de flujo puede ser ajustada desde un flujo máximo a cualquiera que este por debajo, de esta forma la bomba no requiere controles de flujo ni perdidas por suministro de potencia innecesaria. 1.2.4 Ajuste del compensador de presión en una bomba variable

compensada. Para entender la operación de ajuste del compensador en cualquier bomba de desplazamiento variable compensada es necesario conocer las curvas de desempeño y la presión de trabajo de la bomba. La presión de trabajo para una bomba indica la cantidad de presión la cual debe desarrollar en contra de las resistencias de carga y perdidas por accesorios. El taraje del compensador debe estar por encima de la presión mientras esta realizando el trabajo, el caudal de operación de la bomba solo se ve afectado por el compensador de presión en el momento que es alcanzado su valor de taraje, momento en el cual la curva de desempeño cae a cero.

Figura 147. Gráfica del taraje del compensador. La figura 147, ilustra la presión de taraje del compensador que se encuentra a 1000 PSI, pero la bomba mantiene el flujo constante hasta una presión de 800 PSI, está será la presión de trabajo del sistema, Pero la máxima presión que alcanza el sistema será de 1000 PSI que es la presión de taraje en el compensador, cuando alcanza la máxima presión en el sistema, para el caso de una bomba de paletas el anillo que forma las

50

cámaras de bombeo se centra con respecto al rotor de la bomba. La bomba no desplaza mas flujo hacia el sistema. Pero mantiene la presión, además se presenta un consumo de potencia debido al drenaje de la bomba y las perdidas de aceite a través de las tolerancias, necesario para mantener la presión en el sistema. La potencia consumida se llama potencia de cabeza muerta. Para cada tipo de compensador de presión en una bomba de desplazamiento variable existe una curva característica, sí el volumen es ajustado a un valor por debajo del máximo volumen desplazado, la curva se traslada paralelamente con respecto a la gráfica de desplazamiento máximo, de la misma forma se traslada el nuevo valor de taraje en el compensador. Ejemplo:

Figura 148. Curva de desempeño de bomba variable con compensador tarado a 875

PSI. La figura 148, muestran una bomba cuyo desplazamiento máximo es 15 G.P.M y el máximo valor de taraje en el compensador se encuentra a 1000 PSI, pero las condiciones de operación exigen una presión de trabajo de 700 PSI y un flujo de 10.75 G.P.M, el procedimiento a seguir es: Se debe ubicar el punto de trabajo del sistema, en la curva de operación de la bomba. Trasladar las curvas de flujo máximo y taraje máximo hacia el punto de operación de la bomba como se muestra en la figura 148. Así se obtendrá para estas condiciones de operación en el sistema él tarje del compensador y el ajuste del tornillo de posicionamiento para cilindrada en el caso de una bomba de paletas variable o el desplazamiento angular de placa en el caso de una bomba de pistones axiales. Para el ejemplo necesitaríamos ajustar el taraje del compensador a 875 PSI y el volumen sería de 12 G.P.M. 1.2.5 Influencia de la temperatura en el taraje del compensador de una

bomba de desplazamiento variable.

51

En una bomba de desplazamiento variable, compensada por presión podemos ajustar un volumen de desplazamiento máximo y una presión máxima, pero ambas son afectadas por la temperatura.

Figura 149. Influencia de las condiciones de temperatura en el desempeño de una bomba variable compensada.

Asumiendo que una bomba de desplazamiento variable, compensada por presión es ajustada a un volumen máximo de 15 G.P.M. Mientras que el sistema esta operando a unas condiciones normales de temperatura una porción de los 15G.P.M Regresa a tanque. Este drenaje es interno y es común debido a la ineficiencia volumétrica de la bomba. Si el sistema incrementa la temperatura, la viscosidad del fluido disminuirá ocasionando que una mayor cantidad de fluido sea drenado a tanque, la bomba disminuirá la descarga de fluido hacia el sistema. Si la temperatura del sistema disminuye, la viscosidad se incrementa ocasionando que menos fluido sea drenado a tanque y la descarga de flujo hacia el sistema incrementara. Por lo tanto la descarga de fluido, afecta la eficiencia volumétrica de la bomba con los cambios que puedan presentarse con respecto a la temperatura. Como no es posible determinar los imprevistos cambios de temperatura en un sistema. Se debería ajustar el volumen nuevamente, pero con el sistema trabajando con su temperatura de régimen.

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El compensador de presión también es afectado por la temperatura cuando la bomba se encuentra totalmente compensada, posición de (no-flujo) de descarga hacia el sistema, existe un drenaje hacia tanque de la bomba, pero la bomba de desplazamiento variable tiende a cambiar la posición de compensación y estabilizarla en un valor próximo al ajustado en el compensador, esto significa que cuando la bomba esta tarada a 1000PSI el sistema se ubicara en la posición de no-flujo cuando alcance está presión, pero su mecanismo de bombeo también está desplazando fluido por medio del drenaje interno de la bomba el cual puede variar la presión ajustada del compensador. Cuando la temperatura incrementa también lo hace el drenaje interno a través de la bomba, esto da como resultado un mayor desplazamiento del mecanismo de bombeo durante la compensación lo cual significa que la fuerza sobre el plato de lubricación basculable o sobre el anillo de las cámaras de bombeo será menor bajo unas condiciones reducidas de drenaje interno, por consiguiente la posición del compensador de presión será menor bajo la condición de incremento de temperatura. Ocurre lo opuesto cuando el fluido es enfriado e incrementa la viscosidad esto reduce el drenaje interno causando que el mecanismo de bombeo se desplace menos cuando la bomba esta en total compensación. La presión sobre el plato de lubricación basculable o sobre el anillo de las cámaras de bombeo conseguirá la condición de equilibrio a una mayor presión que la tarada por el compensador, por consiguiente bajo la condición de un decrecimiento de temperatura la presión de compensación será mayor. Si la compensación de presión es critica para la eficiencia de la maquina el compensador de presión debe ser ajustada cuando el sistema se encuentre en operación y haya alcanzado el régimen estable de temperatura. 1.2.6 Efectos del desgaste sobre la eficiencia del compensador de presión

en una bomba de desplazamiento variable. Después de un periodo de tiempo los elementos de rotación de la bomba se desgastan, esto afecta la eficiencia del compensador de presión de una bomba de desplazamiento variable, sobre todo lo que tiene que ver con el flujo de descarga y el taraje de presión del compensador para la posición de no-flujo.

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La Figura 150, esión. La bomba ha je del compensador de cia el sistema es cero de flujo para esta A medida que la o a lo largo de la 000 PSI a 975 PSI las Si la bomb a ser de 6.5 PSI. En una bomba d s en la ineficiencia v nto variable. En parte del fl cualquier parte p Ejemplo: Con la bomba ajustada a 10.5 G.P.M a 800 PSI pero por causa del desgaste la bomba descarga un flujo a 8.5 G.P.M a 800 PSI el volumen máximo ajustado es variado por un incremento del drenaje. Ahora la bomba entregara 10.5 G.P.M a 800 PSI y una potencia hidráulica de (4.9HP) solo bajo la condición de tener la bomba nueva. Pero a cambio como consecuencia del desgaste el drenaje interno se ha incrementado, la bomba se calienta debido a la potencia

Figura 150. Influencia del desgaste en el desempeño de una bomba variable compensada por presión.

ilustra el desempeño para una bomba variable compensada por pr sido ajustada para un flujo máximo a razón de 12 G.P.M y el tara

presión es de 1000PSI en este punto la descarga de flujo ha, se puede observar que la presión de trabajo es de 800 PSI y que la razón

presión es de 10.5 G.P.M.

bomba se ha desgastado, el drenaje interno incrementa en cada puntcurva a 800 PSI la razón de flujo ya no es 10.5 G.P.M, a cambiado de 1

características de la bomba han sido cambiadas significativamente.

a continua desgastándose a 800 PSI de presión de trabajo el flujo puede llegarG.P.M. Ahora la bomba presentará una compensación de presión a 950

e desplazamiento fijo el incremento del desgaste tiene consecuenciaolumétrica pero no tan dramáticas como en una bomba de desplazamie

una bomba de desplazamiento variable con un severo desgaste la mayoruido sé ira por el drenaje interno, y el ajuste del volumen se podría ir a

or debajo de la curva.

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desperdiciada por causa del desgaste y el incremento en el drenaje, lo cual ocasiona un incremento en el trabajo del motor eléctrico que entrega potencia a la bomba. A medida que el drenaje se incrementa la bomba puede ser reajustada para cumplir con las exigencias del sistema pero se incrementará el drenaje interno de la bomba ocasionado un mayor calentamiento y demandando mayor potencia del motor eléctrico. Figura 151. Influencia del desgaste de una bomba de desplazamiento variable en la

potencia de cabeza muerta. Como se ilustra en la Figura 151, el desgaste de la bomba esta asociado con la potencia de cabeza muerta para las condiciones de no-flujo, es importante tener en cuenta la eficiencia del sistema cuando se ha reajustado el compensador para mantener las exigencias del sistema, este puede ser reajustado hasta el punto máximo de compensación de presión, a medida que se incrementa el drenaje de la bomba como consecuencia del desgaste. 1.2.7 Ejemplo de aplicación y selección de un compensador de presión. El problema siguiente esta dedicado a la solución de un problema especifico. Las eficiencias de las bombas son consideradas iguales para que el funcionamiento del circuito se pueda considerar separadamente. Avance rápido y alimentación de una máquina herramienta: El cilindro hidráulico se usa para colocar el cabezote con los taladros sobre una máquina, (ver figura 152). En la parada de la máquina, el cilindro y las herramientas se recogen. Después de una señal de mando el cilindro se extiende rápidamente para mover las herramientas para el trabajo de la pieza. Entonces se desacelera para lograr la velocidad de alimentación o corte. Esta velocidad se mantiene hasta que finaliza la acción de corte,

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entonces se hace un rápido regreso del cabezote para lograr su posición de iniciación o

posición habitual.

Figura 152. Máquina herramienta.

Figura 153. Requerimientos de potencia hidráulica para la máquina herramienta. La rata de flujo teórica, la presión y la potencia requerida en el cilindro, se muestran en la figura 153.

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Se pueden considerar tres circuitos para la maquina mostrada en la (figura 152) en ellos se comparan a= diagrama del circuito b= características de eficiencia de la bomba c= potencia de entrada requerida por la bomba hidráulica los diagramas son: una bomba de desplazamiento fijo (Ver figura 154.); dos bombas de desplazamiento fijo, (Ver figura 155); y una bomba de desplazamiento variable con compensador de presión, (Ver figura 156). Los requerimientos del funcionamiento del circuito deben satisfacerse igualando las capacidades de la bomba para la demanda del circuito durante las fases del ciclo.

Figura 154. Circuito con bomba de desplazamiento fijo. En la figura 154, a la bomba están llegando 17 G.P.M del tanque a través del filtro de

succión. La válvula de cuatro vías desvía el flujo total a una diferencia de presión de 100 PSI, suministrando presión para la operación piloto de la válvula. Cuando la válvula se desplaza para extender el cilindro, la presión del circuito es proporcional a la carga resistente y está limitada por la válvula de alivio, la cual está tarada para 500 PSI. El cilindro se extiende rápidamente a una carga resistente de 250 PSI, hasta actuar una leva, de la válvula de desaceleración. Entonces la velocidad se disminuye a la velocidad de avance, la cual es ajustable de ½ galón hasta 2 G.P.M. La presión durante este tiempo es de 500 PSI, porque la válvula de alivio debe desviar el exceso de fluido que proviene de la bomba. Este exceso es de 15 a 16 G.P.M, dependiendo de la velocidad de corte o alimentación.

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Figura 155. Circuito con dos bombas de desplazamiento fijo conectadas en paralelo. Compare la curva de potencia requerida, (ver figura 153), con la potencia real recibida como se muestra en la figura 154. Este sistema requerirá una potencia de 6 HP, pero se usará la máxima potencia aún cuando un mínimo sea requerido. Si el elemento motriz fuese mediante un motor eléctrico, seria necesario el uso de un motor de 7.5 HP para tener un aprovechamiento de conveniente. El circuito es funcional y trabajará, pero se requiere excesiva potencia para su operación. Este circuito ineficiente causaría probablemente sobrecalentamiento. En el circuito mostrado en la figura 155, la válvula de 4 vías, el cilindro y el panel de avance, trabajan como los de la figura 154. Sin embargo el sistema de bombeo está compuesto de dos bombas y dos controles de presión separados por una válvula de contención (Check). La segunda bomba es una bomba de 15 G.P.M conocida como de avance. La primera bomba es una bomba de 2 G.P.M conocida como bomba de alimentación. Durante la posición de reposo y en todas las operaciones de avance, la válvula de descarga se encuentra cerrada. Ambas bombas entregan el fluido a la válvula de 4 vías a una rata de flujo de 17 G.P.M, justo como muestra la figura 155. La válvula de alivio está calibrada a 500 PSI, para limitar la presión máxima. La válvula de descarga está calibrada para abrir a una presión piloto de 350 PSI proveniente de la presión de la línea de la válvula de 4 vías. Cuando opera la válvula de descarga desvía la bomba de avance al tanque mientras la bomba de alimentación continua entregando fluido al circuito a una presión total. El flujo de la bomba de avance se desvía a una presión de 50 PSI.

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La bomba de alimentación suministra la presión de avance vertiendo el exceso de flujo al tanque a través de la válvula de alivio a una baja rata de alimentación. Este circuito es más eficiente porque la bomba de avance está descargando durante la alimentación. Esta distribución se aproxima a la potencia requerida real del circuito. La figura 155, muestra la potencia requerida comparada con la potencia real de entrega de las bombas. Esta distribución requiere un máximo de 4.5 HP de entrada, con una potencia pico, momentánea, justamente antes de la descarga de la bomba de avance. Este circuito es significativamente más eficiente que el utilizado anteriormente.

Figura 156. Circuito con bomba de desplazamiento variable compensada.

La figura 156, se usa la bomba con compensador de presión. El compensador de la bomba limita la presión máxima del circuito, eliminando así la necesidad de una válvula de alivio. Puesto que la bomba varía el flujo de potencia en proporción a la presión, no es necesaria la válvula de descarga. Como la válvula de 4 vías tiene los puertos bloqueados tiene presión piloto para la operación de la válvula. Entonces, la válvula de retención (Check) de la presión piloto se puede eliminar, se puede drenar interiormente la válvula de 4 vías. El resto de las funciones del circuito son las mismas que se muestran en la figura 155.

Figura 157. Comparación de la potencia de entrada requerida en los tres circuitos. La potencia requerida y las potencias de entrada de las bombas para los tres sistemas se comparan en la figura 157. La ventaja más significativa de la bomba del circuito del compensador de presión de desplazamiento variable constaría ligeramente más que la bomba doble de desplazamiento fijo, pero el costo del circuito de la de desplazamiento variable será menor que el de ambas bombas de desplazamiento fijo.

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Como se muestra en la figura 153, al comienzo del ciclo de la máquina el fluido requerido es cero, pero la presión es de 500 PSI. Este puede ser comparado con la presión a sostener, bloqueando la entrega. Cuando se selecciona el avance rápido la presión total es en forma inmediata utilizada por la bomba de desplazamiento variable para acelerar la velocidad de avance sin embargo la bomba no entrega flujo al circuito durante la posición de reposo. 1.3 CONTROLES EN BOMBAS Y MOTORES DE DESPLAZAMIENTO VARIABLE 1.3.1 Clasificación de los controles: Dentro de los controles más utilizados tenemos: • Control de perilla (o volante manual) • Control de caudal por medio de regulador • Control de potencia constante • Control de sensado de carga • Control electrónico proporcional 1.3.2 Control de perilla (o volante manual).

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Figura 158. Control de perilla (o volante manual) en bomba de pistones de quebrado para circuito abierto.

La figura 158, muestra una sección transversal típica de control de perilla, la cual mecánicamente cambia el desplazamiento la bomba, la operación de este control es muy simple y fácil de entender se puede ver que una rotación manual de la perilla desplazará el perno por medio de una tuerca fija, de esta forma se consigue cambiar el pistón de posicionamiento, moviéndose hacia abajo o hacia arriba, y este va conectado a la camisa de los pistones (o barrilete) consiguiendo de esta forma que cambiar el ángulo con respecto al eje conductor. Este control no solamente es económico si no también es muy eficiente, cuando en un sistema es necesario ajustar la velocidad del actuador que maneja una bomba o cambiar la velocidad de rotación en el eje de un motor, intuimos la necesidad de una válvula reguladora de caudal que permite controlar el flujo, de esta forma tendremos control sobre la velocidad del actuador. Sin embargo, con este tipo de válvula tendremos el problema de que el caudal no regulado es conducido a tanque por la válvula de seguridad, desperdiciando una gran cantidad de potencia en forma de calor. Cuando este tipo de operación se presenta con frecuencia es recomendable usar un control de perilla, ya sea en la bomba que maneja un actuador lineal o en el motor para variar la velocidad de rotación, de esta forma se ahorrará energía en forma considerable y controlará de manera eficiente el flujo requerido por el actuador (lineal o rotatorio), no se necesitarán flujos en bypass durante la reducción de velocidad, como consecuencia se reducirá la transferencia de calor notablemente. En resumen el control de perilla es utilizado cuando se debe variar la velocidad del sistema manteniendo la presión de acuerdo a las condiciones de carga, no tiene ninguna restricción en cuanto al tipo de sistema. 1.3.3 Control de caudal por medio de regulador.

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Figura 159. Bomba de paletas variable con regulador de caudal. En la regulación de caudal, el caudal de la bomba se adapta a un valor prefijado. Paralcanzar esto se reduce el caudal a través de un diafragma medidor que puede ser unestrangulador, una válvula direccional proporcional (Ver figura 159), etc. la diferencia de presión en el diafragma medidor se toma como una magnitud de regulación. La presión delante del diafragma medidor se conduce a la superficie frontal del pistón dregulador. Esta presión también actúa detrás del pistón pequeño. La presión detrás deldiafragma medidor (inferior a la presión delante del mismo) se conduce a través de unconducto a la cámara del resorte del regulador. En el pistón del regulador y en el pistónde posicionamiento se producen un equilibrio de fuerzas. En la posición indicada ldiferencia de presión en el diafragma medidor es igual a la fuerza del resorte del reguladA través del punto del mando (X), el regulador constantemente drena aceite piloto, dmodo que en el pistón grande se instala a una determinada presión. El estatormantenido en una posición estable. Por ejemplo se aumenta la sección transversal en diafragma medidor, la diferencia de presión se reduce. Por ello el resorte desplaza elpistón regulador. La sección transversal en el punto de mando se reduce y aumentapresión detrás del pistón grande. El estator se desplaza en sentido de mayor excentricidla cilindrada de la bomba aumenta. Como consecuencia de la mayor cilindrada aumenta el

a

el

a or. e

es el

la ad,

Δp en el diafragma medidor hasta que se vuelva a un estado estable. (Δp en el diafragma medidor = fuerza del resorte en el regulador). Los reguladores de presión y de caudal son comandables y ajustables de diversas maneras (mecánica hidráulica y eléctricamente). La combinación de regulador de caudal y de presión permite realizar accionamientos hidráulicos sumamente económicos.

62

1.3.4 Presión piloto para control de bombas de sobrecentro (bombas de eje

quebrado). Este tipo de control es algo más sofisticado pero desempeña la misma función básica, varía el desplazamiento de la bomba de acuerdo con una señal de presión piloto. Para el desplazamiento de la bomba de eje quebrado, 2 puertos de presión piloto son instalados por cada dirección de flujo. El circuito de control remoto piloto, típico es mostrado la figura 160. Para el control de una bomba de eje quebrado en un circuito de lazo cerrado.

Figura 160. Palanca de control remoto piloto (Joystick) Mannesmann-Rexroth.

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La figura 161, muestra las partes principales de un control remoto hidráulico proporcional, aunque a primera vista este control parece algo complicado realmente es simple de operar, la unidad de control remoto está conformada por un “Joystick” palanca de control piloto remoto, la cual permite al operario controlar la presión piloto de acuerdo al desplazamiento de la mano, el cual se ve reflejado en el desplazamiento de la bomba de manera proporcional.

Figura 161. Circuito de control remoto hidráulico proporcional para bomba de eje quebrado (Mannesmann-Rexroth).

La válvula direccional pilotada no es más que dos operaciones directas de tres maneras de presión reducida. La válvula está contenida en una simple carcasa. Cuando el “Joystick” está en la posición neutral, la fuerza del resorte sobre ambos lados del spool de la válvula direccional está relacionada con la presión de pilotaje del “Joystick”. Como se muestra de

64

la figura 161, el circuito piloto está descargado a tanque. Cuando el circuito piloto esta descargado, no hay presión piloto sobre los finales del spool de la válvula direccional. Como consecuencia no hay fuerza hidráulica que desplacé el spool. Como su muestra la figura 161. Bajo estas condiciones, la bomba es mantenida en la posición desplazamiento cero. Si el drenaje a través del spool de control permite un desplazamiento de la posición del cilindro, la posición de error es transmitida al spool de control. Esta retroalimentación es conseguida por el enlace mecánico entre el resorte de retroalimentación y el spool de control. El error de retroalimentación causa el movimiento del spool. Así permite el flujo repocisionando el cilindro.

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Figura 162. Desplazamiento de la bomba en circuito de control remoto hidráulico proporcional.

La figura 162, indica el desplazamiento de la bomba hacia uno de los lados del centro, notará que la operación es idéntica en la dirección contraria del desplazamiento. Cuando la bomba esta operando en la dirección opuesta, el movimiento descendente del “Joystick” causará el incremento de presión al final del lado izquierdo del spool de control. Luego el flujo será conducido al lado izquierdo del cilindro de desplazamiento, como consecuencia la bomba cambiará su desplazamiento proporcionalmente, debido a la presión piloto. La compresión del resorte de retroalimentación empujara el spool hacia la posición del centro cuando el equilibrio entre la fuerza del resorte y la fuerza hidráulica se ha alcanzado. 1.3.5 Control de potencia constante. En algunos casos es llamado control limitador de potencia, el propósito del control de potencia constante es mantener el motor primario que mueve la bomba a su máxima capacidad de torque a un nivel de potencia constante.

HP=63000

NT × T= torque en lb-pul

Por lo cual la potencia hidráulica entregada a la bomba mantiene el producto matemático entre flujo y presión a un valor constante por consiguiente si en la bomba tenemos unas altas exigencias de presión, el caudal de salida será bajo lo contrario ocurrirá cuando se incremente el flujo, la presión de operación debe ser menor. El nivel de presión de operación esta determinado por las condiciones de la carga, el flujo varía con los cambios de presión inducidos por la carga siempre manteniendo el producto flujo y presión en un valor constante. El control de la bomba mantiene el máximo desplazamiento, hasta que el nivel de presión alcance el punto en el cual comienza la regulación. Durante la regulación la bomba suministra tanto flujo como sea posible dentro de la disponibilidad de potencia a la salida. A diferencia del compensador de presión, el cual ajusta el caudal a máxima presión, el compensador de potencia constante va ajustando el caudal a medida que la presión va subiendo.

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Figura 163. Gráfica de flujo Vs presión para control de potencia constante.

figura 163, se aprecian la presión y flujo relacionadante, la curva representa teóricamente la relación

presión, mientras que las líneas determinan las actuales características de de la bomba, cuando la presión A es alcanzada la bom

ente, la región comprendida entre la presión cero de flujo por causa del drenaje de la bomba, une la bomba decrece rápidamente a medida

el punto A hasta el punto B y entre el punto B y C laalor de taraje de la válvula de seguridad y el flujo d

e el control alcanza el mínimo valor de Flujo.

En la gráfica de la os por un control de potencia const entre el flujo y la

funcionamiento del control ba se encuentra desplazada totalm y el punto A representa la pérdida a vez comienza la regulación, el flujo d que la presión se incrementa, desde presión aumenta hasta alcanzar el v ecrece de forma gradual hasta qu

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Figura 164. Sección transversal de una bomba de pistones de eje quebrado con

control de potencia constante. En la Figura 164, la sección transversal muestra el diseño de una bomba de ejquebrado la cual puede ser usada para explicar el funcionamiento de cualquier control potencia constante. Durante el arranque el resorte número uno mantiene la bomba en desplazamiento total,bomba comienza la entrega del fluido al sistema. A medida que el flujo encuentraresistencia la bomba incrementa su presión sobre el área pequeña del pistón posicionamiento, la cual mantiene la bomba en desplazamiento total, cuando la presión dtrabajo del sistema que actúa sobre el área pistón de sensado no es lo suficientemente alta para mover el spool piloto contra el resorte pequeño (el cual establece el comienzola regulación), el área del pistón de posicionamiento será venteada por la carcasa de labomba a través del spool piloto. Cuando la presión del sistema exceda la presióntaraje para el comienzo de la regulación, el pistón de sensado empuja a la varilla de control y cambiará la posición del spool piloto. El spool piloto operará bajo la presión

e de

la

de e

de

de

del sistema directamente y actuará sobre el área del pistón de posicionamiento. Bajo estas condiciones el área diferencial del pistón de posicionamiento ocasionará que la bomba comience a dar paso al fluido. El paso del fluido a través de la bomba lo causará el control del resorte número 1 al comprimirse, el cual incrementará la fuerza mecánica de la varilla de control y del pistón de sensado. Cuando alcanza el equilibrio la fuerza del resorte permite que la presión de trabajo sobre el área del pistón de sensado, sea modulada por el spool piloto sobre el diámetro mayor del pistón de posicionamiento. La fuerza del resorte de control número uno, balanceará la fuerza hidráulica del pistón de sensado, como consecuencia de esto el resorte de control número uno establece las condiciones iniciales de presión y flujo para la bomba cuando la bomba cierra el paso del fluido aproximadamente del 50% en su control desplazamiento máximo, el resorte número dos comienza a ser comprimido esto incrementa la presión necesitada sobre el pistón de sensado el cual causa el desplazamiento del spool piloto. Las características de presión de Vs flujo son variadas de manera gradual debido al trabajo de los dos resortes de control.

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Control de potencia constante con control de presión piloto para bomba de sobre centro (bomba de eje quebrado). Este dispositivo esta diseñado para limitar la potencia y proteger el motor primario de una sobrecarga causada por fluctuaciones o por una manipulación excesiva del operador. El limitador de potencia trabaja basado en el principio de modificar la señal de control suministrando la presión piloto a cada puerto en relación de la presión de descarga de la bomba principal. El elemento físico con el cual se consigue esta limitación de potencia esta esencialmente constituido por una presión variable operada directamente, válvula de alivio y 2 mangas ecualizadoras de presión ensambladas a cada lado del spool de control piloto (ver figura 165).

69

Figura 165. Control de potencia constante con control de presión piloto para bomba

de bomba de eje quebrado (Mannesmann-Rexroth).

70

La

re

Figura 166. Detalle X Válvula limitadora de potencia.

figura 166, muestra en detalle las mangas que se encuentran sobre el spool de la válvula limitadora de potencia.

1.3.6 Comparación de regulador de resorte con respecto al hiperbólico “teórico”.

El regulador mantiene constante el par de giro T (lb-pul) de la bomba. Junto con la velocidad de rotación de accionamiento constante N (r.p.m.). Se obtiene la función

gulación de potencia. A la potencia mecánica de accionamiento indicada P= K

NT × (HP)

se le oponen la potencia hidráulica de salida P=K

Qp×Δ(HP) mientras que la presión de

servicio p (psi) depende de la carga, el caudal Q(g.p.m) puede variarse con el ángulo de basculamiento. De modo similar a un ordenador, el regulador constantemente multiplica presión y caudal y compara el resultado con el valor ajustado. En el caso de desviaciones hacia arriba se reduce el ángulo de basculamiento y, al revés, se aumenta. El regulador es ajustable (al girar hacia adentro el tornillo de ajuste = mayor valor de ajuste). La regulación comienza en el ángulo máximo de basculamiento. La posición al finalizar la regulación esta dada por la presión máxima. Ambos valores finales también pueden limitarse por los tornillos de tope. Cuidado: al aumentar el ángulo máximo ajustado en la bomba existe el riesgo de cavitación y en los motores hidráulicos, el peligro de sobregiro. Al aumentar el ángulo mínimo ajustado en el rango de alta presión se podría sobrecargar el motor de accionamiento.

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Figura 167. Bomba variable con regulador de potencia constante. La presión de servicio actúa a través de un pistón de medición en el pistón de posicionamiento sobre un soporte basculante. Una fuerza del resorte ajustable externamente se le opone; determina el ajuste de potencia. Si la presión de servicio P

supera el valor de cálculo admisible en la fórmula de potencia P=K

Qp×Δ(HP), a través

del soporte basculante se acciona la válvula de mando y la bomba bascula hacia atrás. El caudal se reduce hasta que el producto de p*Q nuevamente corresponda a la potencia disponible. La hipérbola ideal de potencia ha sido alcanzada, el accionamiento no se ha sobrecargado, dado que “su potencia ha sido regulada” a la inversa, el caudal de la bomba, de acuerdo con la presión de servicio, apoyado por el resorte de retroposicionamiento. Puede ascender hasta su valor máximo.

72

Figura 168. Esquema del regulador de potencia constante.

Figura 169. Diagrama característico de p Vs Q de un regulador de resorte con

característica aproximada.

Características: • Posible adaptación de la potencia por recambio del paquete de resortes. • Perdida de potencia en los sectores cuadriculados.

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• No es basculable sobre cero, es decir, caudal sobrante contra alta presión produce calor.

Figura 170. Diagrama característico de p Vs Q de un regulador hiperbólico con característica hiperbólica ideal.

Características: • Optima adaptación de potencia por ajuste externo continuo de la fuerza del resorte. • Basculable a través de 0, es decir, no hay caudal restante. Como complemento a la regulación de potencia se puede usar una bomba doble con regulación a suma de potencias (ver figura 171), es decir que la potencia total de accionamiento se reparte con relación a las presiones sobre ambos circuitos. Aquí se emplea como valor de medición la señal de alta presión promediada en la válvula de suma de presiones. La característica hiperbólica ideal se alcanza cuando las fuerzas de par de giro actuantes sobre el soporte basculante del regulador de potencia están en equilibrio. El par de giro formado a partir de la fuerza de alta presión FH y del trayecto de basculamiento s solamente debe ser tan grande como el par de giro mecánico que se obtiene de la fuerza ajustable del resorte FF y el brazo fijo de la palanca a. dado que el sistema hidráulico indica la presión de servicio P y la bomba sólo puede variar su caudal Q, un exceso de potencia significa una reducción automática del ángulo de basculamiento de la bomba. Aquí el valor de la carrera de basculamiento s se reduce hasta que el par de giro hidráulico restante nuevamente corresponda al par de giro mecánico indicado.

74

Figura 171. Bomba doble variable con regulador a suma de potencias.

potencia constante con compensador de pr

1.3.7 Control de esión.

75

Figura 172. Curva de desempeño de una bomba con control de potencia constante

En la figura 172, uede alcanzar la bomba compensad nte, se ubica a 35 HP observando or de caudal 50 G.P.M en la bom mínimo en 1200 Psi. Si por el de presión, taramos el ece la bomba, pero el caudal qu ambién operar la bomba con psi y un caudal de 31 G.P.M. consumi En el contro es decir el lugar geométrico en el que puede operar esta bomba compensada con control de potencia constante son todos los puntos que se encuentran por debajo de la curva de 35 HP.

Figura 173. Bomba de paletas compensada con control de potencia constante.

compensada por presión.

se puede apreciar que la máxima potencia que pa es de es de 75 HP. Si el control de potencia consta

las líneas rojas podemos decir que para obtener el máximo valba, debemos tarar el compensador de presión como

contrario la necesidad de operación requiere un alto nivelcompensador a 2500 Psi máxima presión compensada que ofr

e entregaría la bomba es de 24 G.P.M. Podemos tun taraje de 2000 Psi y trabajar con una presión de 1200

endo menos potencia.

l de potencia constante, todos los puntos están controlados,

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El control automático de potencia constante entrega a la salida la mayor capacidad de flujo (máxima velocidad de salida para la transmisión), cuando el taraje del control de potencia constante es el máximo disponible. El control varía constantemente el flujo de salida a medida que las exigencias de presión del sistema incrementan manteniendo la potencia constante. Este tipo de control opera con una válvula direccional en un circuito de lazo cerrado manteniendo la máxima presión de taraje disponible y reduciendo los requerimientos de potencia del motor primario. Puede empezar con un flujo de cero eliminando la potencia gastada por una válvula de alivio. Muy utilizado en equipo de excavación. 1.3.8 Control de sensado de carga.

Figura 174. Esquema de control automático de potencia constante.

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Este tipo de control comienza a ser popular en los sistemas hidráulicos modernos. La principal ventaja de este tipo de control es que conserva la energía eliminando virtualmente los problemas de calor en el sistema hidráulico. La operación de control se basa en el principio de que si se mantiene una caída de presión constante a través de un orificio existirá también un flujo constante.

Figura 175. Esquema de un control de sensado de carga para una bomba de paletas variable.

En la figura 175, tenemos el spool de control piloto de una bomba de paletas de volumen variable, con un control de sensado de carga. El spool del control piloto funciona como el sistema hidrostática en una válvula de control de flujo compensada por presión. Notará que el área derecha del pistón tiene una misma haría efectiva que el lado izquierdo. El spool es sostenido a la salida por un resorte que fuerza liviana (aproximadamente 150 Psi) el área izquierda del spool sensa la presión de entrada del flujo principal en el orificio regulado. Mientras que la cara o puesta al final del spool sensa la presión de descarga del orificio. En consecuencia las fuerzas las cuales actúan sobre el spool piloto son balanceadas cuando la presión en el orificio de descarga es aproximadamente 150 Psi (fuerzas del resorte) menor que la presión de entrada en el orificio. En la figura 175, muestra la bomba en equilibrio entregando sólo el flujo suficiente las pérdidas a través del orificio principal son de 150 psi, si asumimos que una reducción en la carga estará ocurriendo en el actuador, inmediatamente observaremos un decrecimiento de presión inducida por la carga, la cual es rectroalimentada al lado derecho sobre el área

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del spool con este desequilibrio de las fuerzas, el spool piloto se moverá a la derecha como se muestra en la figura 176.

Figura 176. Operación del control de sensado de carga cuando disminuye las exigencias de carga.

La bomba reduce el paso del fluido (reduce el desplazamiento), cuando el spool ventea el pistón de control mayor en la carcasa de la bomba.

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Ahora consideremos el hecho de que el control de la bomba restablece las condiciones de equilibrio, con una reducción de la carga decrece la presión, miremos ahora que sucede cuando se incrementa la carga (ver figura 177).

Figura 177. Operación del control de sensado de carga cuando aumentan las exigencias de carga.

A medida que la carga aumenta se incrementa la presión aguas abajo del orificio, el sistema disminuirá su velocidad si la bomba no está en capacidad de incrementar la presión a la entrada del orificio, sin embargo el incremento de la carga generará un incremento de presión, las fuerzas de presión actuarán sobre el lado izquierdo del control de spool de pilotaje. A medida que el spool de pilotaje se mueve hacia la izquierda, cambian las condiciones de equilibrio previamente establecidas y cargará el pistón de Control mayor con la presión del sistema. Esto causará que la bomba incremente su desplazamiento la bomba incrementará el flujo de descarga, creando una presión a la entrada del orificio debido a la resistencia del flujo la cual será de 150 Psi por encima de la presión de descarga del orificio. La pequeña válvula que alivio, la cual ha sido incorporada en la línea de control de sensado de carga, tiene como propósito limitar la máxima presión de retroalimentación que puede soportar el control de la bomba; cuando se incrementa la carga hasta que las presión exceda el taraje de la válvula de alivio, ésta se abre y limita la máxima fuerza disponible para empujar el spool de pilotaje hacia la izquierda. Cuando la presión a la salida de la bomba sobrepasa el límite de carga por encima de la fuerza del resorte el spool de pilotaje se mueve hacia la derecha. Como consecuencia de esta operación la bomba quedará operando bajo la condición de cabeza muerta. El compensador de presión

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mantiene únicamente el flujo requerido para sostener la presión del sistema. El orificio de 0,023 estabiliza el control de la bomba, limitando la cantidad de flujo en el circuito de pilotaje. Cuando se está seleccionando una bomba con control de sensado de carga para una aplicación en la cual la velocidad sea variable, debe asegurarse del tamaño de la bomba puesto que el máximo flujo será suministrado a una mínima velocidad de operación, la bomba disminuirá su desplazamiento automáticamente cuando la velocidad se incremente. 1.3.9 Sistema hidráulico de sensado de carga. En las bombas de desplazamiento variable, se ha logrado ahorro de energía adicionando un compensador de presión exitosamente. También ha sido diseñado un sistema para bombas de desplazamiento fijo.

Figura 178. Sistema hidráulico de sensado de carga diseñado para ahorro de potencia en bombas de desplazamiento fijo.

La idea básica de este tipo de control (Ver figura 178), es utilizar dos bombas de desplazamiento fijo con una válvula de descarga en un subsistema que limite la potencia hidráulica y además la demanda de potencia en el motor eléctrico. A una presión por debajo del taraje de la válvula de descarga ambas bombas entregarán fluido al sistema. Cuando la presión en el puerto de descarga sea superior al taraje de la válvula de descarga el flujo de una de las bombas retornará a tanque, mientras el flujo de la otra bomba se entregará al sistema. Esto da como resultado un cambio en el flujo, remplazando la bomba de desplazamiento variable compensada. Este método también puede ser usado para ser aproximado a las características de un control de potencia constante.

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Figura 179. Aproximación de potencia constante por medio de control de sensado

de carga para bombas de desplazamiento fijo. Un orificio a la salida de una de las bombas monitorea el flujo, a medida que aumentaflujo (Ver figura 179). La válvula v1 se mantiene cerrada y la presión del sistema se mantiene controlada por la válvula de descarga principal. Cuando el flujo Q1incrementa presenta una mayor caída de presión a través del orificio que sumada confuerza del resorte hace que la válvula v1 se abra bypasiando el sistema piloto desplazando la válvula de descarga principal descargando a tanque el flujo Q1 de la bomba1, una válvula de alivio mantiene la presión en el sistema piloto, luego de laválvula de descarga no puede nuevamente cerrar a una alta presión del sistema y a unalta velocidad del motor primario.

el

se la

y

a

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Figura 180. Comparación del control de sensado de carga, en diferentes sistemas hidráulicos.

La gran ventaja de un sistema de sensado que carga están en reducir significativamente el flujo y la presión requerida para mover la carga, respectivamente, se obtendrá un ahorro significativo de potencia comparado con las condiciones convencionales de flujo demandas

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por el sistema hidráulico. Por ejemplo consideremos un circuito en el cual 10 G.P.M y una presión de 1500 PSI son necesitadas para extender un cilindro, otros elementos en el mismo circuito pueden requerir flujos de 30 G.P.M a una presión de 2500 PSI pero no al mismo tiempo que el cilindro. En el circuito de flujo constante de la figura 180. (a). Tiene una bomba de desplazamiento fijo con una capacidad de entrega de fluido de 30 G.P.M con válvula de alivio tarada a 2500 PSI la presión de este tipo de circuito está determinada por la resistencia de la carga, la bomba maneja el cilindro a 1500 PSI, la energía no requerido por el actuador, es desperdiciada como se muestra en la gráfica figura 180. (a), cuando no todo el flujo es requerido, un flujo constante del circuito se entrega a baja presión el fluido regresa a través de la línea y pasa por el spool de la válvula direccional, el flujo de la bomba pasa través de los filtros y del intercambiador de calor y una energía considerable es perdida. El circuito de la figura 180.(b). Tiene una bomba de desplazamiento variable compensada por presión de 30 G.P.M. el compensador de presión se encuentra tarado a 2500 PSI, la bomba mantiene únicamente 10 G.P.M de entrega en el cilindro, este circuito gasta menos potencia que el circuito de la figura 180 (a). Cuando no existe demanda del fluido y la bomba se encuentra totalmente en compensación sólo exige la cantidad suficiente de fluido para mantener la presión, el cual hace parte de las pérdidas de drenaje interno. La figura 180 (d). Suministra únicamente el flujo y la presión requeridas según los requerimientos de la carga, podemos observar que la pérdida de energía es mínima que en los anteriores circuitos, cuando el actuador no requiere flujo la válvula que control principal es centrada en la posición neutral. El circuito de sensado de carga entrega menos flujo a menos presión, presentando un mínimo gasto de potencia hidráulica en la bomba. La figura 180 (c) puede aprovechar la eficiencia del circuito de sensado de carga y reducir los gastos de energía en la bomba cuando se encuentra en la posición de no flujo. 1.3.10 Control electrónico proporcional. El control electrónico es una de las últimas tecnologías que se encuentran en desarrollo. Nuevos productos y métodos están siendo introducidos diariamente; se puede encontrar que la mayoría de este tipo de interfaces electrónicas opera bajo un solenoide proporcional o convertidor de torque de un motor a D.C ambos tipos de componentes opera con un voltaje constante D.C y su fuerza de salida se incrementa cuando se incrementa la corriente un solenoide típico proporcional opera a 24 voltios D.C y varía la fuerza de salida en un rango de 150ma a 700 ma.

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de

co

ha

Sea venteado a tanque.

Figura 181. Bomba de eje quebrado con control electrónico proporcional.

La sección transversal de la figura 181, representa el control de una bomba la cual usa un solenoide proporcional que varía el desplazamiento de la bomba. La bomba responde

un mínimo a un máximo desplazamiento proporcional para la corriente de 24 voltios, el desplazamiento de la bomba es mostrado en la posición mínima, como consecuencia no hay señal eléctrica suministrada al solenoide, la bomba se mantiene en esta posición por la fuerza de retroalimentación del resorte y la acción de la presión del sistema sobre el área pequeña del pistón de posicionamiento. A medida que la señale D.C es suministrada al solenoide proporcional empuja el spool de pilotaje con una fuerza específica.

Cuando la corriente y la fuerza son lo suficientemente alta para mover el spool de pilotaje ntra el resorte pequeño, (el cual ajusta el comienzo de la regulación), la presión de

pilotaje actúa sobre el diámetro mayor del pistón de posicionamiento debido a ladiferencia de áreas del cilindro de posicionamiento la bomba comienza bombear el fluido

sta alcanzar el máximo desplazamiento sin embargo este bombeo de fluido causa la retroalimentación del resorte hasta comprimirse, cuando la retroalimentación del resorte excede la fuerza limite del solenoide proporcional, él spool regresa a su posición original, esto ocasionará que la presión que actúa en el diámetro principal del pistón deposicionamiento

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Figura 182. Bomba variable con variador elétro-hidráulico proporcional, regulación en función de la velocidad de rotación y bomba auxiliar de precarga.

Figura 183. Combinación de control eléctro-hidráulico proporcional y sensado de carga en bomba de desplazamiento variable compensada por presión.

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1.3.11 Bombas con servo control.

Figura 184. Servo bomba de paletas con control L.V.D.T.

El servo control de la bomba es un sistema básico de servo Válvula, en donde la Válvula es el elemento principal de control electrohidráulico. Los orificios de salida de la servo Válvula están conectados a los pistones de control de la Válvula. El fluido se suministra a una velocidad y en una dirección dependientes del voltaje suministrado al motor de par que controla la servo Válvula. Un trasductor de retroalimentación está controlado mecánicamente por el mecanismo de bombeo de la bomba; suministra un voltaje de retroalimentación proporcional a la posición de la carrera de la bomba. Una de las ventajas de un control de este tipo es que los requisitos de potencia están normalmente por de bajo de 1 HP, con una capacidad para controlar una bomba de muchos cientos de HP. La figura 184, se muestra un servo control electrohidráulico para la servo bomba electrohidráulica. La señal del trasductor de retroalimentación del transformador diferencial variable lineal (L.V.D.T) se aplica a una junta de sumarización en un amplificador, en donde se suma las señales de comando. Cualquier señal errónea que se desarrolla se amplifica y se desmodula para conducir la servo válvula electrohidráulica, la cual cambia la posición del anillo que forma las cámaras de bombeo para eliminar la señal errónea. Puesto que el voltaje de retroalimentación se está constantemente comparando con el voltaje de comando, el anillo que forma las cámaras de bombeo y por lo tanto la entrega de la bomba, pueden posicionarse infinita y exactamente sobre su gama completa. Una bomba servo controlada mantendrá aproximadamente la misma ganancia en presión, independientemente del flujo de operación a que se haya ajustado.

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A grandes flujos, la ganancia en presión de una servo bomba puede fácilmente ser de 20 veces la de una servo válvula en condiciones similares. El uso de una bomba servo controlada en un servo sistema normalmente incrementará en forma muy amplia la eficiencia total del sistema. Esto se debe a que la servo bomba, que controla la velocidad de flujo de acuerdo con requerimientos del el sistema, mientras que la servo válvula es esencialmente un dispositivo de estrangulación. Características de las servo bombas • Alta eficiencia total en el sistema • Control remoto de velocidad infinitamente variable • Unidades motrices reversibles sin válvulas direccionales para una operación libre de

choques en el sistema • aceleración y desaceleración controlada • cambio precisó en la parada y en la operación • buena regulación de la velocidad Vs el cambio de carga Las aplicaciones de las bombas servo controladas en las prensas son ejemplos relativamente simples pero efectivos de un sistema común de circuito abierto. Los requisitos de potencia normalmente empiezan alrededor de los 20 HP y pueden aumentar hasta varios cientos. 1.3.12 Controles utilizados en las bombas de pistones de desplazamientos

variables tipo PAVC (Parker Hydraulics). 1.3.12.1 Opción de control “omit”. Control de compensador de presión:

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Figura 185. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PAVC con Opción de control “omit” (Parker Hydraulics).

La placa inclinada basculable controla la salida de flujo de la bomba. Esta placa inclinada basculable es controlada por las fuerzas de bombeo de los pistones y por la fuerza del servo pistón. La fuerza del servo pistón es mayor que la fuerza de bombeo de los pistones, cuando ambos están sometidos a la misma presión, debido a la acción del resorte en el servo pistón. En la figura 185, se aprecia que por el intermedio de los pasajes internos, la presión es conectada de la salida de la cavidad del servo pistón por medio del orificio E y el spool de control por medio del pasaje D, la presión del sistema también es aplicada al spool de control a través del orificio F. Mientras que la presión en los finales del spool de control se mantenga igual, el spool se mantendrá compensado hidráulicamente hacia arriba debido a la fuerza adicional del resorte. Cuando la presión se incrementa por encima del taraje del control del compensador, el pistón en forma de cono sube, causando que la presión en la cámara se reduzca. Por consiguiente el spool de control se moverá hacia abajo, en consecuencia el fluido que se encuentra en la cavidad del servo pistón será venteada ataque por medio del puerto “A”, esta reducción de presión permite que el servo pistón se mueva hacia la derecha. Este movimiento reduce el ángulo de la placa inclinada y como consecuencia de esto se reduce el flujo de salida de la bomba. A medida que la presión en la Bomba sobre el spool de control cae, la presión del lado inferior del spool y la fuerza del resorte desplazan el spool hacia arriba manteniendo el equilibrio en ambos lados del spool. Sí la presión de la Bomba disminuye por debajo del

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taraje del control del compensador de presión el spool de control se mueve hacia arriba, llevando la Bomba al desplazamiento máximo. 1.3.12.2 Opción de control “M”. Control remoto de presión:

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Figura 186. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PAVC con

Opción de control “M” (Parker Hydraulics). El control remoto en la presión de descarga se obtiene controlando la presión por medio de una señal hidráulica a través del puerto B (Ver figura 186), cuando la presión en la bomba se desea controlar por un medio exterior, ya sea por una presión de pilotaje o por un control eléctro-hidráulico proporcional, el cual se instala en el puerto B. La Bomba mantendrá la presión aproximadamente igual a la presión del puerto B de acuerdo con el taraje diferencial. Baja presión auxiliar: Esta opción puede ser usada como alternativa en el caso de un control de sensado de carga, la presión obtenida como señal auxiliar por este dispositivo es menor que la presión de descarga de la bomba debido al orificio F. En el momento de la compensación al 0.37 G.P.M de flujo que salen por el puerto B 0.9 G.P.M que son el flujo de drenaje por el puerto A. Presión auxiliar múltiple: Si el nivel de presión en la señal del puerto B. es limitado por una válvula de alivio, a medida que la Bomba incrementa la presión de descarga, la válvula qué alivio permitirá el paso del fluido hasta cuando su taraje haya sido vencido, además de este concepto podemos instalar la válvula de alivio en paralelo con el puerto B y de esta forma obtendremos múltiples presiones de acuerdo al taraje de la válvula de alivio. Control de presión y flujo electrohidráulico: Una válvula electro hidráulica proporcional que controle la presión puede ser usada en lugar de una válvula de alivio, para obtener un control de presión variable de acuerdo a una señal eléctrica proporcional en la válvula, combinando este tipo de arreglo en la placa basculable, el mecanismo de censado se amplifica y el circuito de lógico de servo control de presión y flujo puede ser variado obteniendo diferentes flujos de descarga y diferentes presiones de compensación. En muchos sistemas, una carga equivalente a la mínima presión de operación de la bomba no puede ser garantizada, para este caso es requerida una válvula de secuencia en la línea de descarga, de esta forma mantener el control del servo.

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1.3.12.3 Opción de control tipo “A”. Control de presión y flujo por medio de sensado de carga:

Figura 187. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PAVC con

Opción de control “A” (Parker Hydraulics).

El control de flujo se obtiene colocando un orificio ajustable en el puerto de descarga de la bomba. La caída de presión a través del orificio ajustable es la señal de control de descarga de la bomba como se muestran la figura 187, cuando se incrementa la caída de presión a través del control de flujo ajustable implicará un incremento en el flujo de descarga. La bomba trata de compensar según el decrecimiento en el flujo de descarga. La presión de este flujo es censada por medio de la línea C la cual actúa en la parte inferior del spool de control, la presión del spool es balanceada contra la bomba por medio del pasaje D. El control del spool es forzado a bajar en contra del resorte de presión

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diferencial éste ventea el aceite que se encuentra en la cavidad del servo pistón. La bomba mantiene la presión en el punto en donde el flujo es regulado por el orificio. Cualquier decrecimiento de la presión implica un decrecimiento de flujo de salida. En este caso el control del spool es forzado a subir, éste incrementa el desplazamiento de la bomba hasta obtener la presión determinada de acuerdo al flujo que pasa por el orificio. Notara que la boca está todavía compensada por presión y enviará el fluido de acuerdo al taraje seleccionado por el compensador. El control del compensador de presión invalidara el control de flujo cuando el taraje del control de compensador de presión es incrementado. Baja presión auxiliar: Este tipo de arreglo puede ser usado para mantener una baja presión auxiliar por intermedio del puerto B a través de una simple válvula (on/off) ajustable para flujos de 1 a 2 G.P.M, cuando el flujo o presión son requeridos, la válvula estará cerrada permitiendo que la presión del sistema se levante en la parte interior del spool de control y llevando a la bomba a su máximo desplazamiento. Sensado de carga: Si en lugar de medir la caída de presión en el orificio del puerto de descarga de la bomba, es medida aguas abajo de una válvula direccional, una caída de presión constante será mantenida a través del spool de la válvula. Dando como resultado un flujo constante para cualquier apertura dada en el control de la válvula direccional sin tener en cuenta la carga de trabajo o la velocidad de operación de la bomba. La bomba sensa la presión necesaria para mover la carga y ajusta el flujo de descarga de acuerdo a la apertura de la válvula seleccionada y la presión impuesta por la carga más la caída de presión a través de la válvula. Los beneficios de este arreglo son unas excelentes características de flujo y él ahorro de energía es considerable, comparado con el uso de un sistema de compensador de presión.

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1.3.12.4 Opción de control “H”. Control de presión y potencia:

Figura 188. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PAVC con

Opción de control “H” (Parker Hydraulics). El control de potencia es sensible a la posición del servo pistón. Cuando el servo pistón está en a la derecha, la placa inclinada basculable disminuye flujo y el pistón de control de potencia desarrolla una máxima presión del resorte sobre el pistón cónico (retroalimentación mecánica). Cuando el pistón se encuentra a la izquierda el flujo es alto, el pistón del control de potencia, reduce la presión del resorte sobre el pistón cónico. Esto permite la apertura con una menor presión en la cámara del resorte del spool de control, como consecuencia se ventea la presión de la cámara del resorte y se desplaza el spool de control hacia abajo, venteando la cavidad del servo pistón y ocasionando que el servo pistón se mueva hacia la derecha. Esto reduce el flujo de descarga y además la potencia como se muestra en la figura 188, la presión en la cámara del spool de control es afectada por el compensador de presión y por el control de potencia, la presión resultante en esta cámara es función de los trajes de estos dos resortes.

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1.3.12.5 Opción de control tipo “C”. Control de flujo presión y potencia:

Figura 189. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PAVC con Opción de control “C” (Parker Hydraulics).

Es posible combinar todos los tres de mecanismos de control en una bomba de este modo (ver figura 189), la posición del control del spool es función de la acción del ajuste del compensador de presión y del control de flujo. 1.3.13 Controles utilizados en las bombas de pistones de desplazamientos

variables tipo PVP (Parker Hydraulics).

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1.3.13.1 Control remoto de presión (M).

Figura 190. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PVP con

Opción de control “M” (Parker Hydraulics). La presión de descarga en la bomba de pistones en línea de placa basculable compensada por presión (ver figura 190), puede ser controlada por intermedio de una línea de presión exterior que se conecta al puerto “A” y que se suma al taraje del resorte diferencial. Del puerto de descarga de la bomba, se introduce un flujo hacia la cámara del resorte diferencial por intermedio del Spool, el cual sensa la presión del sistema, la presión en la cámara del resorte está limitada por una válvula de alivio externa. Cuando la presión en la cámara está por encima de la válvula de alivio, el aceite de la cámara se descarga internamente en la bomba limitando la máxima presión ajustable. Además se presenta una descompensación de presión en la cámara, lo cual produce que el spool se mueva hacia la derecha. Conectando el puerto de descarga de la bomba con el servo pistón y este a su vez desplaza la placa basculable, la cual se coloca en la posición de no-flujo y la presión en la descarga es sostenida por el resorte de ajuste diferencial.

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1.3.13.2 Control de flujo sensado de carga tipo “A”.

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Figura 191. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PVP con control de flujo Tipo “A”(Parker Hydraulics).

La figura 191, muestra una bomba de pistones axiales en línea con una válvula de control de flujo, el control es similar al compensador de presión remoto, pero a diferencia de éste el spool no posee un orificio que conecte el puerto descarga con la cámara del resorte de compensación. El puerto esta conectado aguas abajo del control de flujo por lo tanto la presión de señal será la diferencia entre la presión descarga de la bomba y la pérdida de la válvula reguladora de caudal. Cuando esta presión supere el taraje de la válvula de alivio el fluido de la cámara del resorte se descarga internamente en la bomba esto provocará el desplazamiento del spool hacia la derecha conectando el puerto de descarga de la bomba con el servo pistón y desplazando la placa hacia la posición de no-flujo. A medida que la presión se incrementa la presión de descarga se incrementará manteniendo una diferencia de presión constante a través del orificio y además un flujo constante.

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1.3.13.3 Control de presión y potencia “H”.

Figura 192. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PVP con

Opción de control “H” (Parker Hydraulics). En la figura 192, se aprecia un tipo de control que actúa como un limitador del torque con una velocidad constante, generalmente es referido como un control de potencia. Este control trabaja en conjunto con un control de compensador de presión remoto un segundo mecanismo de control de presión es llamado el bloque de control de potencia. Este es ensamblado en la carcasa de la bomba, el bloque de potencia es conectado a uno de los puertos sobre el compensador de presión remoto por una tubería de acero. El bloque de control de potencia y la válvula de alivio que controla la máxima presión en la cámara del compensador de presión están en paralelo. El taraje de la válvula de alivio se encuentra por encima del taraje del bloque de control de potencia. Cuando la presión del sistema sobrepase el taraje del bloque de potencia, se presenta un desbalance de la cámara del resorte desplazando el spool hacia la derecha y el puerto de descarga se comunica con el servo pistón la función del bloque de control de potencia es controlar el desplazamiento angular de la placa basculable sin llevar a la posición de no-flujo. Cuando la presión del taraje de la válvula de alivio es superada por la presión del sistema, el fluido se desplaza hacia el interior de la bomba, la cual se estabiliza en la posición de no-flujo y la presión del sistema es sostenida por el resorte de ajuste diferencial.

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1.3.13.4 Control de flujo, presión y potencia “C”.

Figura 193. Bomba de pistones en línea de desplazamiento variable serie PVP con Opción de control “C” (Parker Hydraulics).

Es posible combinar todos los tres de mecanismos de control en una bomba de este modo (ver figura 193), la posición del control del spool es función de la acción del ajuste del compensador de presión y del control de flujo. 1.4 CUADROS RESUMEN ACERCA DE CONTROLES MAS COMÚNMENTE

UTILIZADOS EN BOMBAS HIDRÁULICAS DE DESPLAZAMIENTO VARIABLE

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Cuadro 1. Controles de bombas hidráulicas.

101

Cuadro 2. Controles en bombas hidráulicas.

102

Cuadro 3. Controles de bombas hidráulicas.

103

Cuadro 4. Controles en bombas hidráulicas.

*

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2. MOTORES HIDRÁULICOS 2.1 GENERALIDADES Motor es el nombre que se da generalmente a un actuador giratorio. La construcción de los motores se parece mucho a la de las bombas. En vez de impulsar el fluido, como hace una bomba, son impulsados por éste y desarrollan un par y un movimiento continuo de rotación, ellos admiten presión hidráulica que suministra su torque y luego rotan de acuerdo a la rata de flujo de entrada para suministrar el movimiento rotativo a la salida (potencia rotativa). En general, un motor desempeña la función de convertir potencia fluida en potencia mecánica giratoria, o convertir la presión del fluido en torque. El torque es función de la presión, o más exactamente, la presión de entrada en el motor es determinada por el torque resistivo. Como los dos orificios del motor, de entrada y de salida, pueden ser ambos presurizados (motores bidireccionales), la mayoría de los motores hidráulicos llevan drenaje externo. Todos los motores hidráulicos poseen varios factores en común. Cada tipo debe tener una superficie sometida a una diferencia de presiones. Esta superficie es rectangular en los motores de engranajes, paletas y orbitales, y circular en los motores de pistones axiales y radiales. Esta superficie, en cada tipo de motor, está conectada mecánicamente a un eje de salida que aplica la energía mecánica al equipo accionado por el motor. Finalmente, la aplicación del fluido bajo presión a esta superficie debe regularse en cada tipo de motor hidráulico para poder mantener una rotación continua. El concepto popular es que los motores hidráulicos no son más que una bomba operando al revés. Esto puede ser superficialmente verdadero, pero realmente hay muchas diferencias. Aunque los motores hidráulicos son de construcción similar a las bombas, cambios en el diseño son requeridos para hacer que las bombas operen satisfactoriamente como los motores. Muchos de estos cambios tienen que ver con la eficiencia. En una bomba, el objetivo es transferir tanto más fluido por revolución como sea posible. Debido a que la potencia del motor eléctrico o de cualquier tipo de fuerza motriz no es lo prioritario. La eficiencia volumétrica es optimizada a la expensa de la eficiencia mecánica, si es necesario; de otro lado, ya que los motores hidráulicos

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entregan la potencia mecánica a la carga, ellos deben extraer la máxima energía del fluido y disipar la menor cantidad de esta energía en el vencimiento de las pérdidas mecánicas. De esta manera, en el diseño de un motor se hace énfasis en la eficiencia mecánica a expensas de la eficiencia volumétrica, si es necesario. La fuerza motriz de una bomba hidráulica puede asumirse que tiene suficiente torque de arranque. Sin embargo, en motores, la sola fuente de energía que vence las fuerzas de arranque es el fluido presurizado. La suma de las fuerzas de arranque determina el torque requerido para el arranque del motor. Entonces, una cierta presión debe ser entregada antes de que el motor pueda empezar a girar. En algunos diseños, esta presión inicial requerida puede ser extremadamente grande. Por consiguiente, cuando es seleccionado un motor para aplicación dada, debe suministrar el torque suficiente no sólo para mover la carga cuando se está moviendo, si es requerido para arrancar la carga, si no para vencer el torque requerido para arrancar la carga. Entre las demandas operativas de las bombas y los motores, un diseño que es completamente aceptable como bomba operará pobremente como motor en ciertas aplicaciones. Muchos diseños de motores tienen características internas que difieren de las encontradas en las bombas del mismo tipo; de hecho, algunos motores no tienen su contraparte en bombas.

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Algunas de las demandas operativas que diferencian las bombas de los motores, son:

BOMBAS MOTORES Las bombas son utilizadas como un medio para entregar caudal a una presión dada. Hay un énfasis en la eficiencia volumétrica y la eficiencia total.

Los motores son utilizados como un medio para entregar torque a una presión dada. Hay un énfasis en la eficiencia mecánica.

Las bombas operan a velocidades elevadas y relativamente constantes.

Los motores operan sobre un rango amplio de velocidades, y pueden permanecer, por tiempos considerables, a muy baja velocidad. Deben arrancar de cero.

Usualmente se espera que las bombas entreguen alta presión a velocidades normales.

Los motores tienen su máxima presión cuando se encuentran detenidos o a bajas velocidades.

Usualmente las bombas operan en una sola dirección.

La mayoría de los motores deben cambiar su sentido de giro. En ocasiones se requiere que operen como bombas para el frenado de cargas.

En la mayoría de los sistemas las bombas operan en forma continua, y encuentran cambios relativamente lentos, de la temperatura del fluido.

Los motores pueden permanecer inactivos por largos períodos de tiempo. Un motor frío puede estar sujeto a choques térmicos frecuentes, cuando empieza a operar.

La mayoría de las bombas están accionadas directamente, y los ejes no están sujetos a cargas laterales.

Muchos motores reciben altas cargas laterales de poleas, ruedas dentadas o engranajes, o son usado directamente sobre ruedas o llantas.

Cuadro 5. Comparación entre Bomba y Motor hidráulico. La elección de un tipo de motor puede ser influenciada fuertemente por las consideraciones enunciadas anteriormente. El recuento de los motores típicos que se da en las siguientes secciones, sirve como un medio para delimitar inicialmente la aplicación específica. Sin embargo, la literatura de los fabricantes debe ser consultada para una buena selección debido a que diseños similares de diferentes fabricantes pueden tener características diferentes.

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En el circuito hidráulico simple de la figura 194, el desplazamiento de la válvula de control direccional permite que el flujo hidráulico entre al motor. El diferencial de presión resultante, ΔP, a través del motor es función directa del torque resistivo. En cambio, la velocidad del motor está directamente relacionada con la apertura de la válvula y la diferencia entre la presión de salida de la bomba y el ΔP del motor. Si el torque resistivo aumenta, el ΔP del motor automáticamente aumenta. Si la apertura de la válvula se mantienen constante, la velocidad del motor se reducirá debido a que la reducción entre la presión de salida de la bomba y la presión del motor produce menos flujo a través de la válvula.

Figura 194. Diagrama de un circuito con motor hidráulico.

Los motores hidráulicos se pueden detener sin ningún daño. Sin embargo, se debe tener en cuenta que en sistemas como el de la figura 194, la operación en estas condiciones implica que el caudal continuo de la bomba se desvía totalmente por la válvula de alivio, lo cual puede ocasionar un recalentamiento del sistema. Aunque el detener al motor presurizado (como ocurre en los malacates o guinches) no causa daños, deben evitarse las paradas o arranques extremadamente rápidos. En los motores hidráulicos, el torque debido a la inercia es muy alto (particularmente en los motores de alta velocidad) y es posible que el motor alcance su velocidad de operación en unos pocos milisegundos. Esta rata de aceleración puede producir cargas de choque en algún punto de la transmisión mecánica, que a su vez se reflejan hacia el motor. El funcionamiento óptimo del motor en cuanto a presión, caudal, par de salida, velocidad, rendimiento, duración elevada y configuración física viene determinado por:

• Capacidad de las superficies bajo presión para soportar la fuerza hidráulica.

• Características de las fugas. • Eficacia de los métodos utilizados para conectar la superficie bajo presión

al eje de salida.

108

2.2 COMPARACIÓN CON OTROS MOTORES HIDRÁULICOS Una característica muy importante de la hidráulica es la extrema densidad de potencia. La figura 195, muestra una comparación de una bomba hidráulica de 400 HP comparada con un motor diesel y un motor eléctrico de la misma capacidad.

Figura 195. Comparación entre motores de la misma capacidad. La gran densidad de potencia en un motor hidráulico crea retos de diseño más allá de aquellos encontrados en otros productos. Altas cargas en superficies que deslizan rápidamente, velocidades extremas del fluido y aplicación de presiones rápidamente recurrentes en los elementos de bombeo (paletas, pistones, engranajes), demandan un cuidadoso diseño para asegurar una vida útil prolongada, completa confiabilidad y operación efectiva. El usuario, por otro lado, cosecha los beneficios de una familia de equipos de alta respuesta, finamente controlables y fáciles de aplicar. Cuando el diseñador comprenda las necesidades del usuario y el usuario entienda completamente las capacidades del equipo se alcanzará el máximo potencial de la hidráulica.

109

Cuadro 6. Comparación de motores hidráulicos. Pistones

radiales Pistones axiales

Engranajes Georotor Paletas Volumen constante

Volumen variable

Volumen constante

Volumenvariable

Costo inicial promedio ($us.por HP)

3.19 2.92 3.06 6.71 11.66 6.24 9.24

Mantenimiento promedio($Us por año por HP)

0.39 0.37 0.34 0.25 0.39 0.19 0.23 Razón promedio de peso potencia (Lb/HP)

0.9 0.8 1.0 1.6 5.3 1.4 3.2

Rango de presión promedio (Psi)

100-2000

100-1000

100-2500

100-3000

100-3000

100-5000

100-5000

Rango de velocidad (R.P.M) 100-3000 200-5000 10-3000 10-2000 10-2000 10-3000 10-3000Torque producido (%

teórico) 80-85 70-95 85-95 90 90-95 90-95 90-95

Eficiencia de arranque (% teórico)

70-80 50-60 75-90 80-90 80-90 85-95 85-95

Torque de sobrecarga max (% del arranque)

110-120 110-120 120-140 120-140 120-140 120-140 120-140

Eficiencia volumétrica % 80-90 70-85 88-94 90-98 90-98 93-98 93-98Eficiencia total % 60-90 50-80 75-90 80-92 80-92 85-95 85-95

Drenaje establecido (% de la razón de flujo máxima)

15-20 20-30 5-15 2-8 2-8 2-8 2-8

Capacidad para soportar partículas (nivel de filtración

requerido en micrones)

200-400 200-400 100-300 10-200 10-200 10-200 10-200

Vida estimada a plena carga (horas basado en los

rodamientos)

2000-5000

1000-2000

3000-8000

7000-15000

7000-15000

7000-18000

7000-18000

Vida estimada a ½ carga (horas basado en los

rodamientos)

5000-10000

2000-3000

7000-15000

15000-25000

15000-25000

15000-25000

15000-25000

Reversibilidad Buena Regular Buena Excelente Excelente Excelente Excelente

Capacidad para operar como Bomba

Buena Limitada Buena Excelente Excelente Excelente Excelente

Capacidad para operar carga a velocidad

cero

Regular Limitada Limitada Excelente Excelente Excelente Excelente

Nivel de ruido (SAE db) 62-80 62-70 70-90 70-90 70-90 70-85 70-85

Cuadro 6. Comparación entre motores hidráulicos. En el cuadro 6, se aprecia una comparación entre los diferentes tipos de motores hidráulicos en cuanto a sus principales características.

110

2.3 CARACTERÍSTICAS NOMINALES DE LOS MOTORES Los motores hidráulicos se clasifican según su desplazamiento (tamaño), capacidad de par, velocidad y limitaciones de la presión máxima. 2.3.1 Desplazamiento. Es la cantidad de fluido requerido por el motor para que gire una revolución, corresponde a la capacidad de una cámara multiplicada por la cantidad de cámaras que el motor contiene. El desplazamiento de los motores hidráulicos puede ser fijo o variable. Con caudal de entrada y presión de trabajo constante, el motor de desplazamiento fijo suministra un par constante a velocidad constante. Bajo las mismas condiciones, el motor de desplazamiento variable proporciona un par variable a velocidad variable. 2.3.2 Par (Torque). Se define como un esfuerzo giratorio o de torsión. No se requiere movimiento para tener un par. Es función de la presión del sistema y del desplazamiento del motor. Los valores del par de un motor se dan generalmente para una diferencia específica de presiones, o caída de presión a través del mismo. 2.3.2.1 Par de arranque con carga. Es el par requerido para conseguir que gire una carga en reposo. 2.3.2.2 Par de giro. Puede referirse a la carga del motor o al motor mismo. Cuando se utiliza con referencia a una carga, indica el par requerido para mantenerla girando. Cuando se refiere al motor, este par indica el par que el motor puede realmente realizar para mantener una carga girando. El par de giro toma en consideración el rendimiento del motor y se expresa como un porcentaje del

111

par teórico. El par de giro de los motores corrientes de pistones, paletas y engranajes es aproximadamente un 90% del teórico. 2.3.2.3 Par de arranque sin carga. Se refiere a la capacidad de un motor hidráulico. Indica el valor del par que el motor puede desarrollar para empezar a mover una carga. En algunos casos, este par es mucho menor que el par de giro. Este par de arranque se expresa también como un porcentaje del par teórico y para los motores corrientes entre el 60 y el 90% del par teórico. 2.3.3 Rendimiento mecánico.

Es la relación entre el par real desarrollado y el par teórico. 0T

Tr=η

2.3.4 Par nominal. Es la relación entre el par desarrollado por el motor y la presión suministrada. Es dado por el fabricante, y sirve para seleccionar el tamaño del motor requerido para hacer un trabajo, o para determinar la presión de trabajo o el par de salida. 2.3.5 Velocidad. La velocidad del motor depende de su desplazamiento y del volumen de fluido que se le entrega. Su velocidad máxima es la velocidad a una presión de entrada específica que el motor puede mantener durante un tiempo limitado sin dañarse. La velocidad mínima es la velocidad de rotación suave, continua y más baja de su eje. El caudal de drenaje es el conjunto de las fugas a través del motor, o el fluido que lo atraviesa sin realizar ningún trabajo. 2.3.6 Presión. La presión necesaria para el funcionamiento de un motor hidráulico depende del par y del desplazamiento. Un motor con gran desplazamiento desarrollará un par determinado con menos presión que un motor con un desplazamiento menor.

112

2.4 FORMULAS BÁSICAS Estas ecuaciones son desarrolladas por la lógica de la maquina. Qm= caudal de entrega QNm= caudal nominal o teórico Q1= caudal de perdidas Nm= revoluciones por minuto Cm= desplazamiento o capacidad ΔP= cambio de presión ηvm= eficiencia volumétrica ηmm= eficiencia mecánica ηTm= eficiencia global o total λm= coeficiente de perdidas Tr= torque real To= torque teórico Qf= calor disipado Hp= potencia de consumo

Figura 196. Parámetros motor hidráulico.

Qm= Vm

NmCmη×

< QNm= Cm* Nm; Qm=CmNm+λmΔP

ηvm= (QNm/ Qm)*100

Qp = Cm* Nm* ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−11

Vmη

Qp=λm* ΔP Qf= QpΔP

To =πΔ

2PCm×

=t

JΔ

ωΔ×

Tr= To * ηmec = mecPCm

ηπΔ

××

2

HP= Tm η1714

ΔP*Q*

113

2.5 CLASIFICACIÓN DE LOS MOTORES

2.5.1 Clasificación según la aplicación. Al igual que con las bombas, hay muchas formas de clasificar a los motores hidráulicos. Frecuentemente son clasificados de acuerdo a su aplicación, obteniéndose tres categorías básicas:

• Motores de velocidad elevada y par bajo (HSLT) • Motores de baja velocidad y par elevado (LSHT) • Motores de rotación limitada (generadores de par)

2.5.1.1 Motores de velocidad elevada y par bajo (HSLT). En muchas aplicaciones, el motor opera continuamente a relativamente altas r.p.m. Ejemplos de esto son los motores de ventiladores, de generadores y de compresores. Aunque la velocidad es elevada y relativamente constante, la carga puede ser estable, como en los ventiladores, o muy variable, como en los compresores o generadores. Los tipos de motores principalmente usados para altas velocidades de operación, tienen su contraparte directa en la familia de las bombas de desplazamiento fijo. Aunque algunos detalles de su construcción interna pueden ser modificados para favorecer la bidireccionalidad de operación u otras demandas de monitoreo especiales, los principios básicos de operación siguen siendo los mismos. Los cuatro tipos primarios de motores de alta velocidad son pistones en línea, pistones en ángulo, paletas y engranajes. 2.5.1.2 Motores de baja velocidad y par elevado (LSHT). En algunas aplicaciones, el motor debe mover cargas relativamente elevadas a velocidades bajas y a un par sensiblemente constante. Un motor instalado en una grúa es una de tales aplicaciones. Estos motores se utilizan frecuentemente para realizar este tipo de trabajo. Algunos de ellos funcionan suavemente hasta una o dos r.p.m. y son de diseño sencillo con un número mínimo de piezas, completamente fiables y generalmente menos caros que los motores de velocidad elevada utilizados con dispositivos de reducción de la velocidad. Idealmente, los motores LSHT deben tener un rendimiento elevado con relación a sus pares de arranque y funcionamiento, y buenos rendimientos volumétrico y mecánico. Deben arrancar suavemente bajo carga total y suministrar el par

114

total en todo el intervalo de funcionamiento. Estos motores deben presentar poco o ningún rizado de par a la salida en todo el intervalo de funcionamiento, y la variación de velocidad con relación a la velocidad media, a presión constante, debe ser mínima. Los diseños básicos de los motores LSHT incluyen: engranajes internos, paletas, una paleta giratoria, pistones radiales y pistones axiales, en línea y en ángulo. 2.5.1.3 Motores de rotación limitada. Algunas veces se encuentran en la maquinaria industrial modificaciones de los motores giratorios cuando se requieren movimientos especiales. Una es el motor de rotación limitada que no permite una rotación continua en ninguna de las dos direcciones. La versión tipo paleta lleva una paleta móvil que forma dos cámaras en un anillo. La presión ejercida contra cada uno de los dos lados de la paleta hace que ésta gire y haga girar el rotor y el eje de salida. La rotación está limitada a menos de 360º por la anchura del segmento del cuerpo que contiene los orificios de entrada y salida. Otra versión del motor de rotación limitada es la de tipo pistón que convierte el movimiento de rotación lineal de un cilindro en un movimiento giratorio mediante un brazo de manivela. 2.5.2 Clasificación según el tipo constructivo. Otra forma de clasificar a los motores hidráulicos es según los elementos internos que transforman el caudal a presión en torque y velocidad de rotación. Los principales tipos son:

• Motores de engranajes - incluyendo los motores de engranajes externos e internos (georotor u orbital)

• Motores de paletas - incluyendo los tipos equilibrados y desequilibrados hidráulicamente, fijos, variables, y de cartucho (funcionamiento elevado)

• Motores de pistones - incluyendo motores en línea, en ángulo y radiales (fijos, variables y tipo leva)

• Motores de tornillo • Generadores de par - incluyendo los tipos de pistones y de paletas

115

2.6 MOTORES DE ENGRANAJES

Figura 197. Motor de engranajes externos. Los motores de engranajes tienen un diseño simple y compacto, y normalmente vienen en diseños de alta velocidad. La mayoría de los motores de engranajes ha sido creada a partir de los diseños de las bombas de engranajes, con modificaciones en las características internas que permiten la rotación en ambas direcciones y una disposición a la conexión de fugas. Este diseño es conveniente para las aplicaciones de trabajo medio. Los motores de engranajes externos están formados por un par de engranajes acoplados encerrados dentro de un cuerpo, como se muestra en la figura 197. Ambos engranajes tienen la misma forma de dientes y son accionados por el fluido bajo presión. Un engranaje está conectado al eje de salida, y el otro es una rueda libre. Un motor de engranajes desarrolla un par debido a la presión aplicada sobre la superficie de los dientes de los engranajes. Los dos engranajes están acoplados y giraran conjuntamente, estando solamente uno de ellos acoplado al eje de accionamiento. El sentido rotación del motor puede invertirse invirtiendo la dirección del caudal. El desplazamiento de un motor de engranajes es fijo y es aproximadamente, igual al volumen comprendido entre dos dientes multiplicados por el número de dientes. Un motor de engranajes soporta cargas de choque mejor que cualquier otro motor, debido a que su eje esta construido solidario al engranaje en la mayoría de los montajes, a diferencia de los motores de paletas y georotor en el cual el eje es estriado.

116

Figura 198. Desarrollo del par en motor de engranajes.

Es evidente que los engranajes no están equilibrados hidráulicamente (ver figura 198). La alta presión a la entrada y la presión a la salida originan elevadas cargas laterales sobre el eje y los engranajes, así como sobre los cojinetes que lo soportan. Es posible equilibrar estos esfuerzos laterales mediante orificios y pasajes internos, sobre los que se distribuyen las presiones correspondientes. Las ventajas principales de un motor de engranajes son su sencillez y una tolerancia bastante elevada a la suciedad. Estas ventajas, sin embargo, se ven contrarrestadas por un rendimiento más bajo. Con la tendencia actual hacia rendimientos más elevados y equipo de filtración más sofisticado, se tiende utilizar motores de pistones en muchos equipos de maquinaria de sistemas móviles. El fluido a presión penetra dentro del cuerpo por un lado en el punto en que los engranajes engranan y los obligan a girar, cuando el fluido a alta presión sigue el camino de menor resistencia alrededor de la periferia del cuerpo. El fluido sale, a baja presión, por el lado opuesto del motor. Obsérvese que el par

117

desarrollado es función del desequilibrio hidráulico de un solo diente del engranaje en un tiempo dado; el otro engranaje y los dientes están equilibrados hidráulicamente. Las tolerancias muy ajustadas entre los engranajes y el cuerpo ayudan a controlar las fugas del fluido y aumentan el rendimiento volumétrico. Las placas de apoyo en los lados de los engranajes impiden que éstos se muevan axialmente y también ayudan a controlar las fugas. Los motores de engranajes se aplican frecuentemente en la hidráulica de móviles y en la técnica agraria para accionar cintas transportadoras, separadores, ventiladores, transportadores sin fin. Los motores hidráulicos pertenecen a los equipos de marcha rápida. Y se emplean en el rango de rotaciones superiores a 500 r.p.m.

118

2.6.1 Partes principales de un motor de engranajes externos.

Figura 199. Motor de engranajes externos con placas para

balancear la presión. En la figura 199, se aprecian las partes principales de un motor de engranajes externos, se pueden apreciar las placas de sello para balancear la presión lateral, por lo general los engranajes están construidos solidarios al eje por esta razón presentan un mejor comportamiento a las cargas de choque. Este tipo de motor también puede trabajar como bomba, teniendo el cuidado de colocar correspondientemente el puerto de succión y el de descarga.

119

Figura 200. Despiece de motor de engranajes externos.

120

2.6.2 Curvas características de desempeño en un motor hidráulico.

Motor de engranajes externos (dinamic duo) 1900M(cm3.13)

1500

1600

1700

1800

1900

2000

2100

2200

2300

2400

2500

2600

2700

0 250 500 750 1000 1250 1500 1750 2000 2250 2500 2750 3000 3250 3500

velocidad en R.P.M

Torq

ue e

n Lb

-Pul

torque de salida (Lb-Pul) Vs velocidad (R.P.M)

Figura 201. Curva de desempeño (torque Vs R.P.M.) para un motor hidráulico de engranajes externos tipo Dinamic duo

1900M(Cm3.13 in/rev).

121

Motor de engranajes externos (dinamic Duo) 1900MCm3.13

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

60

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000

velocidad de rotación en (R.P.M)

flujo

de

entr

ada

en G

.P.M

flujo de entrada en (g.p.m) Vs Velocidad (R.P.M)

Figura 202. Flujo en G.P.M Vs velocidad de rotación para un motor hidráulico de engranajes externos tipo Dinamic duo

1900M(Cm3.13 in/rev). Las anteriores curvas de las figuras 201 y 202, fueron obtenidas con un aceite de viscosidad 150ssu a 100°F (37°C). Debido a que los cojinetes de los motores de pistones están cargados y dependen de la generación de una película hidrodinámica lubricante, por tanto hay limitaciones en la operación alrededor o por debajo del 20% del rango de velocidad cuando la presión es alta. En algunos diseños de motores de engranajes, se usan rodamientos de agujas en vez de cojinetes de deslizamiento, para contrarrestar esta limitación. En los motores de engranajes, los cojinetes cargados también limitan las cargas laterales del impulsor ocasionadas por el uso de poleas, o ruedas dentadas. Los motores de engranajes, al igual que los de pistones y los de paletas, requieren una conexión de drenaje en la carcasa para ventear el sello del eje al depósito.

122

Figura 203. Diseño de un motor de engranajes externos con

válvula reguladora de caudal y válvula de descarga incorporada tipo 1500K Dinamic duo.

Figura 204. Plano esquemático motor serie 1500k Dinamic duo.

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En las figuras 203 y 204, se muestra el diseño de un motor de engranajes externos. Con el regulador de caudal se puede variar la velocidad del motor. La velocidad de operación máxima de diseño que se puede conseguir con un motor de este tipo es de 4000 r.p.m. presión máxima de operación es de 2500 PSI el torque 1050 Lb – Pul max. No requiere válvula de seguridad adicional. 2.7 MOTOR GEOROTOR 2.7.1 Motores de georotor de accionamiento directo.

Figura 205. Motores de engranajes planetarios.

124

2.7.2 Despiece de un motor Georotor

Figura 206. Despiece de un motor Georotor.

125

2.7.3 Funcionamiento de motor georotor de accionamiento directo.

Están formados por un conjunto de engranajes internos/externos, y un eje de salida (figura 207). El engranaje interno lleva un diente menos que el externo. La forma de los dientes es tal que todos los dientes de ambos engranajes están en contacto continuamente. Cuando se introduce fluido a presión dentro del motor, ambos engranajes giran. La carcasa del motor lleva unos orificios estáticos de entrada y de salida en forma de riñón.

Figura 207. Funcionamiento motor georotor.

Los centros de rotación de los dos engranajes están separados por una cierta distancia denominada excentricidad. El punto central del engranaje interno coincide con el punto central del eje de salida. Como se muestra en la (figura 207 A), el fluido a presión entra dentro del motor a través del orificio de entrada. Debido a que el engranaje interno tiene un diente menos que el externo, se forma una cámara entre los dientes internos 6 y 1, y el alvéolo exterior A. El orificio de entrada esta diseñado de tal forma que cuando el

126

volumen de esta cámara llega a un máximo, se corta el caudal del fluido, con las puntas 6 y 1 del engranaje interno creando estanqueidad (figura 207 B). Cuando el par de engranajes, interno y externo, continua girando, (figura 207 C), se forma una nueva cámara entre los dientes internos 6 y 5, y el alvéolo exterior G. Mientras tanto, la cámara formada entre los dientes internos 6 y 1, y el alvéolo exterior A se ha desplazado alrededor del orificio opuesto de salida, también en forma de riñón, drenando continuamente cuando el volumen de la cámara disminuye. El cambio gradual y constante del volumen de las cámaras durante el llenado y vaciado suministra un caudal uniforme y suave con una variación mínima de presión (rizado). Debido al diente extra del engranaje exterior, los dientes del engranaje interior se mueven por delante del exterior, un diente por revolución. En la (figura 207 C), el diente interior 4 está apoyado en el alvéolo exterior E. En el ciclo siguiente, este diente se apoyará en el alvéolo F. Esta acción origina una diferencia relativa de velocidad entre los dos engranajes. Al invertir el caudal, se origina que el eje de salida del motor gire en dirección opuesta. En este ejemplo, se utilizan el diente 6 del engranaje interno y el 7 del engranaje externo. Pueden utilizarse otras combinaciones de número de dientes, pero el engranaje externo debe siempre tener un diente más que el interno.

Figura 208. Motor georotor (Eaton Hydraulics).

127

Figura 209. Detalle de un motor georotor (Hydraulics products

incorporated) y su respectivo reductor planetario. Este tipo de motor (Ver figura 209), presenta el factor R.V que significa robusto y versátil con una capacidad de torque 15000 lb-pul, presión máxima de operación de 3000 psi, capacidad de respuesta en el arranque para cada dirección de rotación, en el instante de reversibilidad bajas velocidades de rotación, con un rendimiento mecánico del 88%. En la mayoría de las transmisiones de alto torque es preferible el uso de un reductor planetario.

128

2.7.4 Motores hidráulicos según el principio de engranajes planetario con eje central.

Los motores hidráulicos de motores tipo M Z. pertenecen a los motores de engranajes planetarios. Se caracterizan por su gran cilindrada y sus pequeñas dimensiones. Ello se alcanza porque por vuelta del eje de accionamiento se produce un gran número de procesos de desplazamiento. El motor hidráulico recibe o entrega el fluido hidráulico a través de conexiones de tuberías.

Figura 210. Funcionamiento Motor hidráulico de engranajes

planetarios tipo MZ (Mannesmann-Rexroth). En el conmutador (2), que esta prensado en la carcasa (1) conduce el fluido a través de 2 canales anulares (13) y (16) ranuras longitudinales de la placa de mando(10). La placa de mando está unida a través de un dentado con el eje (4). Por lo tanto, el rotor (6) y la placa de mando (10) giran a la misma velocidad. Ranuras de mando ubicadas radialmente (11) en la placa de mando crea una unión entre el conmutador (2) y las cámaras de desplazamiento. Estas se forman con la superficie interna de la rueda dentada interior (7). La superficie exterior del rotor (6) y los rodillos internos (8). En el conmutador la mitad de las 16 ranuras longitudinales está unida al lado de alta presión y la otra mitad, al lado de baja presión. Todas las cámaras de desplazamiento que momentáneamente aumentan su volumen, están unidas a través de la placa de mando con el lado de alta presión. Todas las cámaras contienen disminución momentánea del volumen que se encuentra unido con el lado de baja presión. La presión de estas cámaras provoca una fuerza que actúa sobre el rotor y que produce el par de

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giro. Aquí la rueda dentada interior(7) se apoya sobre los rodillos exteriores (9). Cada vez que se alcanza el volumen mayor o menor de la cámara se conmuta. Por vuelta del eje se producen ocho variaciones de volumen por cámara. Por lo tanto, se producen 7*8=56 procesos de desplazamiento. Esto explica la cilindrada relativamente alta por vuelta. El eje saliente central permite instalar frenos de retención o utilizar dos extremos de eje, p. ej. Como accionamiento para trasductor de rotaciones. Válvulas antirectorno internas conducen el aceite de fugas interno hacia el lado de baja presión correspondiente. Si la presión en este sector supera un valor determinado resulta necesario unir la conexión de fugas con el tanque. 2.7.5 Motores de georotor orbital. Muchas aplicaciones requieren sólo de un torque moderado durante la mayor parte de su vida útil. Por otro lado, la operación puede ser intermitente. Se requerirá una capacidad momentánea de alto torque para superar las cargas picos aleatoriamente encontradas. Los otros motores de baja velocidad son generalmente muy grandes para cubrir estas aplicaciones de trabajo ligero. Los motores de alto torque de pistones y paletas tienen capacidades de potencia en el rango de 20 HP (15 KW) a 300 HP (225 KW) en algunos modelos. Por el contrario, hay muchas necesidades de motores de baja velocidad que están en el rango de valores inferiores a los 20 HP (15 KW). Estas incluyen impulsores de transportadores, mezcladores, impulsores de cepillos, guinches pequeños, máquinas herramientas y muchas otras. Este rango de potencias bajas y trabajo liviano está bien cubiertos por los diseños de motores de georotor orbital. 2.7.5.1 Funcionamiento motor georotor orbital. Un motor georotor orbital está formado por un conjunto de engranajes emparejados, un acoplamiento, un eje de salida, y un conmutador o placa de distribución. El engranaje exterior estacionario lleva un diente más que el engranaje interior rotatorio o rotor. El acoplamiento lleva estrías que engranan con otras estrías en el rotor y el eje, y transmiten el movimiento entre ellos. El conmutador que gira a la misma velocidad que el engranaje interno, proporciona siempre fluido a presión y un pasaje al tanque mediante áreas adecuadas en los espacios entre los dos engranajes.

130

Como se muestra en la figura 211, el diente 1 del engranaje interno está alineado exactamente en el alvéolo D del engranaje exterior. El punto y es el centro del engranaje estacionario, y el punto x es el centro del rotor. Si no hubiese fluido, el rotor podría girar alrededor del alvéolo D en ambas direcciones. Podría moverse hacía el diente 2 asentado en el alvéolo E o inversamente hacia el diente 6 asentado en el alvéolo J.

Figura 211. Funcionamiento motor georotor orbital (Sperry-

Vickers). Cuando el fluido a presión fluye en la mitad inferior del volumen comprendido entre los engranajes interior y exterior, si se suministra un pasaje al tanque para la mitad superior del volumen entre ambos engranajes, se induce un momento que hará girar el engranaje interior en el sentido antihorario y empezara a asentar el diente 2 en el alvéolo E. El diente 4, en el instante mostrado en la figura 211 A, hace estanqueidad entre los fluidos de presión y retorno. No obstante, cuando el giro continúa, el lugar del punto x es horario. A medida que cada diente sucesivo del rotor se asienta en su alvéolo, el diente directamente opuesto en el rotor hace siempre estanqueidad entre los fluidos de presión y retorno (figura 211 B). El fluido presurizado continúa a obligando

131

al motor a engranar en el sentido horario mientras está girando en el antihorario. Debido al alvéolo extra en el engranaje fijo, la próxima vez que el diente 1 se asiente, lo hará en el alvéolo J. En este punto, el eje ha girado 1/7 de revolución, y el punto x se ha movido 6/7 de su circulo total. Como se muestra en la figura 211 C, el diente 2 encaja en el alvéolo D, y el punto X ha vuelto a alinearse entre el alvéolo D y el punto Y, indicando que el rotor ha realizado una revolución completa en el interior del engranaje exterior. El diente 1 se ha movido un ángulo de 60º desde su punto original en la figura 211 A; son necesarios 42 (6x7) uniones de dientes o ciclos del fluido para que el eje complete una revolución. El conmutador o placa de distribución, mostrado en la figura 211 D-F, lleva pasajes de presión y al tanque para cada diente del rotor. Los pasajes están espaciados de forma que no permiten que pase el caudal de presión o retorno a su orificio respectivo cuando un diente se asienta en su alvéolo. En todos los demás instantes, los pasajes están bloqueados o están suministrando fluido a presión o al tanque en la mitad adecuada del motor entre los engranajes. Al invertir el caudal, se invierte la dirección de rotación del eje del motor. La relación interna de los engranes, causada por la diferencia en el número de lóbulos entre el estator y el rotor, da al diseño su capacidad de multiplicación del torque. El movimiento de la ubicación de los dientes se transmite a un eje impulsor por medio de una unión universal, la cual tiene ranuras holgadas en la punta que acomodan el desalineamiento angular. El ensamblaje completo, mostrado en la figura 212, es simple y compacto y muy conveniente para las aplicaciones de baja potencia y trabajo ligero.

Figura 212. Ensamblaje de un motor de georotor orbital (Sperry

Vickers).

132

Figura 213. Detalle interior de un motor georotor orbital (Eaton

Hydraulics). Nótese en la figura 213 que a diferencia del motor de engranajes se utiliza un eje estriado, el cual presenta buenas características de alto torque 7800lb-pul velocidades de hasta 575r.p.m, este motor tiene un rendimiento en el arranque de 85% y su eficiencia mecánica de operación es de 90%. El eje de salida esta especialmente diseñado para soportar altas cargas pero presenta el inconveniente de no soportar cargas de impacto, además este diseño de motor incorpora un sistema de lubricación que llega a todas las superficies en movimiento.

133

2.7.5.2 Curvas de desempeño motor georotor orbital. Los motores de georotor orbital hechos por varios fabricantes difieren en muchos detalles internos, en el desempeño y en la durabilidad. La figura 214, puede ser considerada como en el rango superior de las capacidades de este tipo de motores, incluso cuando se usan fluidos más viscosos para minimizar las pérdidas volumétricas. Sin embargo la eficiencia no es usualmente considerada como crítica en equipos operando a bajas potencias. La atención es más frecuentemente colocada en la simplicidad de la instalación, la flexibilidad de la operación u otras características utilitarias. En cada uno de estos aspectos, los motores de georotor orbital tienen ventajas definitivas.

Figura 214. Desempeño de un motor de georotor orbital. 2.7.5.3 Motores de georotor orbital de dos velocidades. Una extensión adicional de la utilidad de los motores de georotor orbital es ofrecida por las versiones de dos velocidades. Su construcción básica es similar a la usada en los diseños sencillos, pero el mecanismo de distribución de la presión esta dispuesto de tal forma que la presión del fluido puede ser aplicada individualmente y selectivamente a los espacios entre el rotor y el estator. La figura 215, muestra un rotor de ocho lóbulos con un estator de nueve lóbulos. Los puntos de contacto entre las dos partes forman nueve espacios individuales, los cuales están numerados en la figura. Para torque máximo, la alta presión del aceite es alimentada a las cámaras 1, 2, 3 y 4. Esto provee un desplazamiento máximo del motor y el máximo esfuerzo de giro. A medida que

134

el rotor órbita dentro del estator, las presiones se aplican sucesivamente a los espacios 2, 3, 4 y 5, y luego al 3, 4, 5 y 6, y así sucesivamente.

Figura 215. Motor de georotor orbital de dos velocidades. Cuando se desea una alta velocidad con un torque reducido, la presión puede ser confinada a las cámaras 1,2 y 4. Esto ocasiona una reducción del desplazamiento y del torque a dos terceras partes del valor original, mientras que la velocidad de salida incrementa en un 50% para el mismo flujo. De nuevo, a medida que el rotor órbita, la presurización se desplaza a los espacios 2, 3 y 5, y así sucesivamente. La rotación opuesta es posible cambiando los puertos. 2.7.6 Motores hidráulicos según el principio de engranajes

planetarios cardánico. En este principio el par de giro no se conduce a través de la rueda dentada sino a través de un eje cardán interno (1) desde el rotor (2) hacia el eje saliente (3)

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Figura 216. Motor hidráulico según el principio de eje cardánico

(Mannesmann-Rexroth). El fluido hidráulico conducido hacia el motor hidráulico se reparte a través de ranuras (4) en el eje saliente y se conduce a través de taladrados en la carcasa hacia las cámaras de desplazamiento. Del mismo modo también se descarga el fluido. Cilindrada entre 10 hasta 1000 Cm3, presión máxima de servicio 250 bar, rango de rotación desde 5 hasta 1000 r.p.m. 2.8 MOTORES DE PALETAS En un motor de paletas, el par se desarrolla por la presión que actúa sobre las superficies expuestas de las paletas rectangulares las cuales entran y salen de unas ranuras practicadas en un rotor, acoplado al eje de accionamiento. A medida que el rotor gira, las paletas de un anillo forman cámaras cerradas que arrastran el fluido, desde la entrada hasta la salida. En el diseño equilibrado hidráulicamente, la presión, aplicada en cualquiera de los dos orificios, se dirige a las dos cámaras interconectadas a 180º una de otra. Las cargas laterales que se producen son opuestas y se neutralizan mutuamente. La mayoría de los motores de paletas utilizados en los sistemas industriales son de diseño equilibrado hidráulicamente.

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Figura 217. Detalle de los muelles que empujan las paletas (Sperry-Vickers).

En los primeros motores de paletas de la casa Vickers, las paletas están empujadas por muelles contra el anillo guía para asegurar el contacto antes de que la presión sea aplicada, (ver figura 217). El cartucho formado por anillo, rotor, paletas y placas laterales es desmontable y puede ser substituido como una mitad completa. De hecho, cartuchos previamente montados y comprobados están disponibles para recambio en el lugar de trabajo. Pueden realizarse varias modificaciones de diseño en estos motores. En la figura 218 puede verse un diseño de un motor unidireccional o no reversible. Una válvula antirretorno en el orificio de entrada asegura una presión suficiente para extender las paletas, eliminando la necesidad de balancines, válvulas selectoras o una fuente externa de presión. Una aplicación podría ser un ventilador o dispositivo similar que gire en una sola dirección.

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Figura 218. Estructura de un motor unidireccional de paletas

(Sperry-Vickers).

Figura 219. Estructura de un motor unidireccional de paletas (Sperry Vickers).

138

2.8.1 Motores de paletas balanceadas de alta velocidad.

Figura 220. Construcción de un motor de paletas de alto

rendimiento (Sperry-Vickers).

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2.8.1.1 Funcionamiento de un motor de paletas de alto rendimiento.

Figura 221. Funcionamiento de un motor de paletas de alto

rendimiento (Sperry-Vickers). Las características fundamentales de los motores de paletas balanceados son su tamaño compacto, su construcción simple y la ausencia de cargas en los cojinetes del eje, las cuales les dan alta confiabilidad. Estos motores también son reversibles, y las dos placas laterales funcionan alternativamente como placas de presión (ver Figura 222), según la dirección del caudal. El motor de paletas balanceado tiene un amplio uso en las aplicaciones industriales y móviles que requieren un motor para propósitos generales de trabajo mediano. Además, la disposición del mecanismo de bombeo en cartuchos le agrega utilidad.

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Figura 222. Las dos placas laterales son placas de presión en

estos motores de alto rendimiento.

141

2.8.1.2 Eficiencia. La eficiencia de los motores de paletas de alta velocidad es muy favorable cuando son usados en su nivel de potencia óptimo. La figura 223, muestra el comportamiento típico del desempeño, donde se aprecia que la eficiencia tiende a su máximo cerca de los valores nominales de velocidad y presión. El diseño de motor balanceado, debido a que no produce cargas en los cojinetes, es capaz de operar continuamente en las condiciones nominales completas, con gran confiabilidad.

Figura 223. Eficiencia de un motor de paletas balanceado de

alta velocidad. La operación a bajas velocidades es favorable debido a las altas pérdidas volumétricas, en comparación con los motores de pistones. Igualmente no son recomendables las altas temperaturas, donde la viscosidad disminuye y las fugas aumentan. A pesar de estas limitaciones técnicas, los motores de paletas balanceados son una excelente elección para muchas aplicaciones que requieren operaciones confiables con buenas eficiencias cerca de los límites nominales. 2.8.1.3 Características operativas. Los motores de paletas balanceados de alta velocidad tienen capacidades de frenado a velocidades altas y moderadas. Sin embargo, las relativamente bajas

142

eficiencias volumétricas, imponen algunas limitaciones en las capacidades de frenado a bajas velocidades. La habilidad de acelerar desde cero r.p.m. bajo carga, es muy buena. La durabilidad no es afectada por la operación continua a bajas velocidades con carga. Una alta inercia de la carga junto con demandas moderadas y uniformes de torque, facilitan la operación con caudal parejo a bajas velocidades. La presencia de cojinetes antifricción al final del eje permite una buena capacidad de carga lateral por engranajes, poleas o ruedas dentadas. Los motores de paletas, tal como los motores de pistones, requieren una conexión de drenaje en la carcasa para ventear el área del sello del eje al depósito. 2.8.2 Motor de paletas de par elevado tipo MHT. Otro diseño de motor de paletas equilibrado hidráulicamente es el de la serie M.H.T., de par elevado y velocidad baja figura 224. esta serie está disponible en varios tamaños, y uno de ellos funciona desde su 5a150 r.p.m., con un par máximo de 620Kg-m. una versión doble origina un par de 1240 Kg-m. Este motor es aplicable en transportadores pesados mesas giratorias, unidades de volqué, cabrestantes y otras aplicaciones en las que su elevada capacidad par puede ser ventajosa.

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Figura 224. Motor de paletas de par elevado.

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2.8.3 Motores de paletas de lóbulos múltiples de alto torque y baja velocidad.

Un cuarto tipo de motor de alto torque y baja velocidad, muy diferente de los antes mostrados, tanto en diseño como en aplicación, el de paletas de lóbulos múltiples. Como se muestra en la figura 225, el diseño emplea un anillo de cuatro lóbulos, permitiendo que cuatro paletas sean presurizadas simultáneamente. Las fuerzas de presión en el rotor están en completo balance.

Figura 225. Motor de paletas de lóbulos múltiples.

La forma compacta del ensamblaje del rotor y el anillo permite que estos módulos internos sean apilados entre las dos tapas laterales que llevan los puertos hidráulicos. Un ensamblaje de este tipo se muestra en la figura 226. El cual consiste en cuatro rotores y anillos, cada uno con una capacidad de torque de salida de 6,700 Nm (5,000 lb-pie) a 2,000 psi (140 bares) de presión de entrada. Por tanto, la capacidad de torque es de 27,120 Nm (20,000 lb-pie).

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Figura 226. Ensamblaje de motor de paletas múltiples.

El desempeño típico de los motores de paletas de alto torque y baja velocidad se muestra en la figura 227. La eficiencia es menor que en las unidades de pistones debido a las mayores pérdidas volumétricas, y puede ser mejorada con el uso de fluidos de viscosidad mayor.

Figura 227. Desempeño de un motor de paletas de alto torque y baja velocidad.

Una característica interesante de estos diseños es que las paletas pueden ser presurizadas independientemente en pares opuestos, puede presurizarse sólo un par, disminuyendo el desplazamiento y el torque he incrementando la

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velocidad para el mismo caudal y presión de entrada. Dado que las paletas opuestas son presurizadas simultáneamente, las cargas hidráulicas radiales en el rotor se mantienen balanceadas, sin producir fuerzas laterales. 2.9 MOTORES DE PISTONES Existe una amplia variedad de diseños de motores de pistones actualmente. Las demandas de cada aplicación industrial determinan la selección correcta de estos motores. Se tienen los motores de pistones en línea, de pistones radiales y de pistones en ángulo. Los motores de pistones son probablemente los más eficientes, y normalmente son capaces de suministrar presiones y velocidades elevadas. En particular, se utilizan para aplicaciones aerospaciales debido a su elevada relación potencia/peso. Los motores de pistones en línea, gracias a su construcción sencilla y por consiguiente bajo precio, encuentran muchas aplicaciones en máquinas herramientas y equipo móvil. 2.9.1 Motores de pistones radiales.

Figura 228. Motor de pistones radiales.

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Una creciente y popular fuente de salidas de alto torque y baja velocidad se encuentra en los diversos diseños de motores de pistones radiales. Éstos vienen diseñados para una operación de alta eficiencia y no tienen contraparte en las bombas. Son simples de instalar y de operar, y no requieren ningún tipo de mantenimiento especial, dado que todas las parte sé autolubrican con el medio aceite movilizado. Todos los diseños son capaces de frenar cargas a muy bajas r.p.m. Tienen una operación particularmente suave, y la vida útil bajo condiciones de operación constante, es excelente. Los cuatro diseños cubiertos a continuación tipifican cuatro formas bien pensadas de alcanzar altos torques y bajas velocidades. Cada uno tiene características interesantes y es capaz de ofrecer un servicio eficiente y durable. 2.9.1.1 Motores radiales de pistones/cigüeñal con pistones

apoyados en cojinetes. El diseño ilustrado en la figura 229, es un diseño de siete pistones con los patines cilíndricos de los pistones soportados directamente sobre la superficie externa del cojinete antifricción.

Figura 229. Motor radial de pistones/cigüeñal con pistones

apoyados en el cojinete. El movimiento relativo entre los patines de los pistones y el cigüeñal es transmitido por el rodamiento, reduciendo la fricción rotacional y previniendo el desgaste de los patines, como se aprecia en la figura 230.

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Figura 230. Descripción del movimiento de un motor de

pistones radiales. El cigüeñal es soportado por cojinetes antifricción de trabajo pesado. Aunque están cargados por las fuerzas de los pistones, hay una capacidad de exceso para soportar cargas laterales del eje. El desempeño típico de este tipo de motores es ilustrado en la figura 231. Este tipo de motores requiere de una conexión de drenaje en la carcaza, para conducir las fugas y prevenir una presión excesiva contra los sellos del eje.

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Figura 231. Desempeño de un motor radial de

pistones/cigüeñal con pistones apoyados en cojinetes. 2.9.1.2 Motores radiales de pistones cigüeñal con pistones

apoyados hidrostáticamente. La figura 232, muestra un diseño de cinco pistones radiales. Los pistones son telescópicos y cada uno está apoyado hidrostáticamente. Estos pistones se apoyan contra una superficie esférica en el cigüeñal.

Figura 232. Motor radial de pistones/cigüeñal con pistones apoyados hidrostáticamente.

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El cigüeñal es apoyado en cojinetes de trabajo pesado, que además pueden soportar cargas laterales del eje. La figura 233, muestra la eficiencia de un motor de este tipo. Al igual que con otros tipos de motores, también requieren de una conexión de drenaje en la carcaza, para conducir las fugas y prevenir una presión excesiva contra los sellos del eje.

Figura 233. Desempeño de un motor radial de

pistones/cigüeñal con pistones apoyados hidrostáticamente. 2.9.1.3 Motores radiales de pistones guía. Como se muestra en la figura 234, el diseño típico consiste de seis pistones radiales que se deslizan dentro de un anillo guía de cuatro lóbulos. Los pistones están presurizados en pares opuestos de forma que no se tienen cargas sobre el rotor. Esto deja que la capacidad completa de los cojinetes del rotor sea utilizada para soportar cargas laterales del eje. La capacidad del motor y la construcción de la carcaza permiten que sean montados directamente sobre el eje de las llantas en una aplicación móvil.

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Figura 234. Motor radial de pistones/guía.

El fluido es transportado a través de una válvula central de bajas fugas, lo que le da excelentes características a baja velocidad y para sostenimiento en guinches. Esto además garantiza el frenado contra de cargas desbocadas. La operación es extremadamente suave debido al diseño del anillo, el cual da un caudal uniforme a través de los 360º de rotación. Los pistones pueden ser retraídos, aplicando una ligera presión en la carcasa y permitiendo una rotación libre. La forma constructiva de este motor origina un diseño compacto y ligero, como se muestra en la figura 235.

Figura 235. Construcción de un motor radial de pistones/guía.

Con la combinación de las altas eficiencia volumétricas y bajas pérdidas rotacionales, se tienen altas eficiencias globales que son uniformes sobre una gran parte del rango de operación, como se muestra en la figura 236.

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Figura 236. Desempeño de un motor radial de pistones/guía.

Este motor, como las otras unidades de pistones, requiere de una conexión de drenaje en la carcasa. La presión de la carcasa debe mantenerse por debajo de la presión de salida del motor, a menos que se quiera retraer los pistones para operación libre.

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2.9.1.4 Motores de pistones radiales según el principio de carrera múltiple.

Figura 237. Motor de pistones radiales tipo MCR (Volvo-

Hydraulics). 2.9.1.5 Principio de funcionamiento de un Motor de pistones

radiales tipo MCR. El este tipo constructivo los pistones (3) dispuestos radialmente se apoyan a través de rodillos (8) sobre la curva de carrera (4). El fluido hidráulico llega a la cámara del cilindro a través de taladrados axiales en el mando (5). Cada pistón es cargado o descargado con fluido hidráulico por vuelta del eje tantas veces como la cantidad de levas existentes en la curva de carrera. El par de giro que se produce como consecuencia de la forma curva del estator es transmitido a través de un dentado (6) desde el grupo rotor/pistón (3) al eje saliente(7). En la carcasa (1) se ha integrado un rodamiento de rodillos cónicos que puede absorber elevadas fuerzas axiales y radiales. En la carcasa de mando(2), a través de un arrastre, se puede montar un freno de discos(9). Si en la cámara anular (10) el valor de la presión de aflojamiento de los frenos resulta inferior a un valor determinado, el resorte de disco (11) comprime el paquete de discos (12). El freno ha sido accionado.

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Si la presión de aflojamiento supera el valor necesario, entonces el pistón de frenado (13) es desplazado contra el resorte de disco. El paquete de láminas queda descargado y el freno aflojado.

Figura 238. Funcionamiento de un motor de pistones radiales

tipo MCR (Mannesmann-Rexroth). 2.9.1.6 Marcha libre para un motor de pistones radiales tipo

MCR. Si ambas conexiones A y B se unen sin presión y simultáneamente a través de la conexión L se carga la carcasa con una presión de 2 bar, los pistones son empujados dentro del grupo rotor/pistones. Los rodillos ya no apoyan sobre la curva de carrera y el extremo del eje se puede girar libremente. 2.9.1.7 Conmutación a media cilindrada. En algunas versiones de los motores de pistones radiales se puede reducir la cilindrada a la mitad. Para ello, a través de una válvula en el mando, en la carrera de trabajo solo se alimenta la mitad de los pistones con fluido hidráulico. Los pistones restantes están unidos a la parte de descarga del motor. El motor marcha con doble velocidad de Rotación pero con medio par de giro.

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Figura 239. Izquierda, no conmutado, 100% velocidad de rotación de 100% par de giro; derecha, conmutado, 200% velocidad de rotación de 50% par de giro (Mannesmann-

Rexroth).

Magnitudes características importantes, cilindrada 200 hasta 8000 cm3, presión de servicio max hasta 450 bar par de giro max 45000Nm (400000 Lb-pul)

156

2.9.1.8 Motores de pistones radiales (carrera única con apoyo interno de los pistones).

Figura 240. Motores de pistones radiales tipo MR (Mannesmann-Rexroth).

Los cilindros y los pistones están dispuestos en forma de estrella alrededor del eje excéntrico central. De acuerdo con la posición del eje excéntrico de los 5 o 10 pistones 2 o 3 (6) están unidos con la alimentación la del lado presión y los pistones restantes con la descarga de lado tanque a través del mando (1) se alimentan las cámaras de los cilindros con fluido hidráulico. El mando se compone de placa de mando está firmemente unida con la carcasa mediante pasadores, la válvula de distribución gira con igual velocidad de rotación que el eje excéntrico. Los taladrados en la válvula distribuidora crean una unión con la placa de mando y con las cámaras de los pistones.

Figura 241. Motor de pistones radiales tipo MR (Mannesmann-Rexroth).

157

La transmisión de fuerzas del pistón al eje excéntrico puede realizarse de varias maneras. En la versión según figura 242, los pistones conducen en la carcasa y apoyan sobre anillos especialmente formados sobre el eje excéntrico. Durante el movimiento rotatorio del eje se produce un movimiento relativo entre el pistón y anillo. Para reducir la fricción de la superficie de apoyo del embolo en el anillo que está descargada hidrostáticamente.

Figura 242. Corte transversal y frontal de un motor de pistones radiales tipo MR (Mannesmann-Rexroth).

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En otra versión (Ver figura 243), la presión de servicio actúa sobre el eje excéntrico. Los pistones y cilindros se apoyan sobre superficies esféricas y siguen libres de fuerzas transversales al eje excéntrico. Las superficies de contacto en la excéntrica y en la carcasa están prácticamente descargadas hidrostáticamente, de modo que la fricción resulta mínima. Esta construcción permite un elevado rendimiento, una buena conducta en marcha lenta.

Figura 243. Motor de pistones radiales tipo MR 102 (Mannesmann-Rexroth).

Magnitudes características importantes: Cilindrada 10 hasta 8500 Cm3, presión máx = hasta 300 bar, par de giro máx= 32000Nm.

159

2.9.1.9 Motores de pistones radiales con cilindrada variable.

Figura 244. Motor de pistones radiales tipo MRV (Mannesmann-Rexroth).

La diferencia con respecto a los motores hidráulicos con cilindrada constante es el eje excéntrico.

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2.9.1.10 Despiece de un motor de pistones radiales de desplazamiento variable.

Figura 245. Partes principales de un motor de pistones radiales

de desplazamiento variable (Sperry-Vickers).

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2.9.1.11 Principio de funcionamiento de un motor de pistones variable.

La diferencia con respecto a los motores hidráulicos con cilindrada constante es el eje excéntrico. Se compone de dos ejes (1 y 2) y de la excéntrica móvil (3). A través de las conexiones de mando (4) se cargan de presión las cámaras del pistón en la excéntrica (5 y 6). Si en las cámaras del pistón (6) actúa la presión superior, la excéntrica se desplaza hacía el sentido de menor excentricidad. Si en la cámara (5) actúa una presión mayor que en la cámara (6), entonces la excéntrica se desplazará en sentido de mayor excentricidad. De este modo se puede conmutar la cilindrada del motor hidráulico entre un valor mínimo y un valor máximo, fijado mediante topes mecánicos. Para el ajuste continuo de la cilindrada resulta necesario regular la posición de la excéntrica. como valor comparativo para la excentricidad se toma la magnitud de el movimiento pendular del pistón. el captador de carrera (3) suministra una señal (valor real), la cual es comparada con el valor nominal. si los valores real y nominal no coinciden, a través una válvula reguladora y de las conexiones (4) según si la desviación es positiva o negativa se carga de presión la cámara del pistón (5) o (6), variándose con ello la excentricidad en el sentido deseado. Junto con captadores de velocidad de rotación se puede emplear motores de pistones radiales con cilindrada variable para accionamientos en circuitos de regulación de lazo cerrado.

Figura 246. Principio de funcionamiento del motor de pistones radiales de desplazamiento variable (Mannesmann-Rexroth).

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Figura 247. Diferencias en la excentricidad de un motor de

pistones radiales de desplazamiento variable tipo MRV (Mannesmann-Rexroth).

Figura 248. Captador de carrera suministra una señal real

(Mannesmann-Rexroth).

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Figura 249. Corte en sección de Motor hidráulico de pistones de desplazamiento variable (rotatory power).

Avanzado diseño simplicidad, y rentabilidad todo en compacto tamaño las características generales que presenta este motor son: baja velocidad, alto torque. También puede funcionar como rueda libre, Alta eficiencia mecánica hasta un 98% con una condición de presión entre los 5000Psi y los 7000 Psi. Capacidad de operación con todo tipo de fluidos hidráulicos. Otras características generales: cilindrada entre 200 hasta 5500cm3 Torque 22000Nm ≈195000 lb-in.

164

2.9.2 Motores de pistones axiales. Los motores de pistones en línea ofrecen una combinación favorable de alta eficiencia, robustez y relativa simplicidad. Generalmente son de alta velocidad. Los motores de pistones generan un par, mediante la presión que se ejerce sobre los extremos de los pistones que se mueven alternativamente en el barrilete. En el diseño en línea (figura 250), el eje de accionamiento del motor y el bloque de cilindros o barrilete tiene el mismo eje de rotación. La presión en los extremos de los pistones, actuando contra una placa inclinada, origina una rotación del barrilete y del eje. El par es proporcional al área de los pistones y depende del ángulo de inclinación de la placa. 2.9.2.1 Funcionamiento del motor hidráulico de pistones

axiales.

Figura 250. Funcionamiento del motor de pistones en línea

(Sperry-Vickers).

165

Estos motores pueden ser de desplazamiento fijo (figuras 251), o variables (figura 252). El mecanismo usado para permitir la variación del desplazamiento (un bloque basculante) es una contraparte directa del mecanismo usado en las bombas de desplazamiento variable. El funcionamiento como motor es la inversión del funcionamiento como bomba. En este caso el fluido hidráulico es conducido del hidrosistema al motor hidráulico. Por la placa de conexión el flujo llega a través de las ranuras de mando a los agujeros del cilindro. Opuestos a las ranuras de mando en forma del riñón del lado de presión se encuentran cuatro o cinco agujeros del cilindro. En la otra ranura de mando son entonces los restantes agujeros del cilindro los que están unidos con el lado de retorno o también se encuentran parcialmente cerrados por la brida de unión entre las nervaduras de mando. Por carga sobre el pistón este se desliza por la placa inclinada hacia abajo, arrastrando consigo el cilindro por el cual es guiado. El cilindro con los nueve pistones gira con el eje motor y los pistones recorren una carrera. La presión hidráulica produce el par de giro en el cilindro y, con ello, la rotación del eje motor. El caudal que llega determina la velocidad de rotación saliente.

Figura 251. Motor de pistones axiales de desplazamiento fijo

(Sperry-Vickers).

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Figura 252. Motor de desplazamiento variable con compensador de presión tipo (lucas Hydraulics).

En el motor de desplazamiento variable, la placa inclinada está montada en un bloque oscilante, y el ángulo puede modificarse de varias formas, que van desde una simple palanca o volante hasta sofisticados servocontroles. Como se muestra en la figura 253, al aumentar el ángulo de la placa inclinada se aumenta el par del motor pero se reduce la velocidad de rotación del eje. Inversamente, al reducir el ángulo, el par disminuye pero se aumenta la velocidad del eje. Esto permite que los motores de desplazamiento variable muevan grandes cargas a bajas velocidades, mientras se mantiene la capacidad de tener altas velocidades cuando la carga sea ligera. Se disponen generalmente topes de ángulo mínimo para que el par y la velocidad permanezcan dentro de límites operativos.

Figura 253. El desplazamiento del motor varía con el ángulo de la placa inclinada.

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La alta eficiencia de los motores de pistones en línea y su adaptabilidad a los sistemas de alta presión, hacen que sean muy populares en los sistemas móviles e industriales. Además, la capacidad de desplazamiento variable los hace particularmente deseables para máquinas industriales que requieran operar rápidamente en recorridos con baja carga para después hacerlo a baja velocidad con cargas grandes. Un ejemplo de aplicación comparable para equipos móviles es en los motores de las ruedas. Se necesita una alta capacidad de torque, a bajas velocidades, para operar en terrenos difíciles, y una alta velocidad con menos carga en vías pavimentadas. 2.9.2.2 Fuerzas del grupo motor de pistones axiales.

Figura 254. Descomposición de fuerzas de la placa inclinada

del motor. La descomposición de las fuerzas se produce en la placa inclinada en los patines y en el cilindro. Los patines del pistón están apoyados hidrostáticamente, garantizando una elevada vida útil de los grupos motores.

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Figura 255. Elementos básicos de un grupo motor de placa

inclinada. Como se ha explicado en la descripción del funcionamiento, aquí el pistón este cargado por el fluido hidráulico proveniente de la bomba y apretado contra el plano inclinado.

Figura 256. Descomposición de las fuerzas del pistón.

La descomposición de fuerzas en el punto de apoyo (cojinete de deslizamiento) con el plano inclinado produce una componente de fuerza de soporte y otra de fuerza de par de giro (FN resp. FT) el pistón se desliza hacia abajo a lo largo del plano inclinado, realiza una carrera y arrastra consigo el cilindro junto con el eje motor. Sin embargo, dado que el pistón dentro de su juego de ajuste en el

169

agujero del cilindro puede bascular, en el momento de desprenderse (al arrancar) actúa una mayor resistencia a la fricción (rozamiento de adherencia) que durante la carrera misma (rozamiento de deslizamiento). Esta doble descomposición de fuerzas es la causa para el rendimiento de arranque algo menor de la placa inclinada con respecto a la simple descomposición de fuerzas en caso del eje inclinado. En la práctica este rendimiento de arranque en el servicio como motor puede resultar importante, careciendo de importancia en el servicio como bomba. 2.9.2.3 Control por compensador hidráulico. El compensador hidráulico se utiliza para modificar el desplazamiento del motor, en respuesta a cambios de la carga de trabajo. Un pistón accionado por un muelle está conectado mecánicamente al bloque basculante y lo mueve en respuesta a las variaciones de la presión de trabajo. Todo aumento de carga va acompañado por un aumento correspondiente de presión, como resultado de un par adicional necesario el compensador, entonces, ajusta automáticamente el bloque oscilante de forma que el par aumenta con una carga más elevada y disminuye cuando la carga es ligera. Igualmente el compensador regula el desplazamiento para obtener un rendimiento máximo, cualquiera que sea la carga hasta el ajuste de la válvula de seguridad.

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Figura 257. El compensador ajusta la velocidad a la carga

disminuyendo o aumentando el ángulo de la placa.

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Figura 258. Detalles internos de un motor de pistones axiales

(Lucas Hydraulics pumps & motors).

Figura 259. Detalles de un motor de pistones axiales (Lucas

Hydraulics pumps & motors).

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Este tipo de motores puede usarse también como bomba, para cada aplicación se debe tener en cuenta la posición de los puertos de entrada y salida de fluido, poseen un completo diseño que incluye pistones de servo control, hasta un bloque de válvulas integrado. 2.9.2.4 Curvas de eficiencia típica para motores tipo

Hydraulics pumps & motors. El patrón de eficiencia típico de un motor pequeño de pistones en línea tipo Hydraulics pumps & motors para trabajo mediano, se muestra en la figura 260. Se aprecia que la eficiencia global esta por encima del 90% sobre un rango extremadamente amplio de velocidades y presiones. Lo mismo se aprecia en el motor grande de pistones en línea tipo Hydraulics pumps & motors para trabajo pesado, mostrado en la figura 261. El desempeño óptimo de esta unidad ocurre cerca de la mitad de los rangos tanto de velocidad como de presión, donde el motor normalmente desempeña la mayor parte de su operación. La variación del desempeño en otras condiciones no mucha.

Figura 260. Curva de eficiencia típica de un motor pequeño de pistones en línea tipo Hydraulics pumps & motors para trabajo

mediano.

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Figura 261. Curva de eficiencia típica motor grande de pistones en línea tipo Hydraulics pumps & motors para trabajo pesado.

2.9.2.5 Características operativas. La alta eficiencia volumétrica de los motores en línea les permite producir velocidades estables, con un caudal dado, aunque las demandas de torque varíen. Además tienen excelentes capacidades de frenado. Esta característica es muy importante cuando se impulsan llantas, guinches y en muchas otras aplicaciones. Además, la alta eficiencia volumétrica hace que el desempeño de los motores en línea sea poco sensible a los cambios en la viscosidad que ocurren con altas temperaturas de operación. La eficiencia permanece prácticamente constante en un amplio rango de temperaturas. Al igual que las bombas en línea, los ejes de los motores de pistones en línea están montados en cojinetes. Esto les da una buena capacidad de soportar cargas laterales provenientes de poleas, engranajes o ruedas dentadas conducidas. En las versiones de desplazamiento variable, la carrera de los pistones puede ser variada manualmente o por medio de actuadores hidráulicos, los cuales permiten el control remoto. Las conexiones mecánicas directas pueden ser difíciles de usar en la impulsión de llanta y otras aplicaciones. El control hidráulico más simple emplea una válvula de dos posiciones, la cual permite dos posiciones del motor, una de desplazamiento máximo y otra de desplazamiento parcial, usualmente del 50% del máximo. Esto permite un cambio 2:1 en el torque y la velocidad, dependiendo de las demandas de operación.

174

Algunos sistemas emplean tipos más sofisticados de controles para la carrera del motor. Estos controles son sensibles a las condiciones de carga del motor, ajustando la carrera de acuerdo a la presión de entrada al motor; el control acciona el desplazamiento máximo cuando la carga es alta y disminuye la carrera para mayor velocidad con cargas menores. Los motores de pistones en línea, al igual que su contraparte en bombas, requieren una conexión de drenaje en la carcasa para llevar las fugas desde la carcasa del motor al depósito. Una alternativa en aplicaciones unidireccionales es conectar el drenaje de la carcasa a la línea de salida del motor. En cualquiera de los dos casos se debe tener cuidado en evitar que haya restricciones en el flujo de drenaje o que haya una presión de retorno, lo cual podría dañar los sellos del eje. 2.9.3 Motores de pistones de carrera múltiple. En este principio constructivo por vuelta del eje cada pistón realiza varias carreras de trabajo. Por ello estos motores tienen grandes cilindradas y, por ende, elevados momentos salientes de giro.

Figura 262. Principio de motores de carrera múltiple.

A través de conexiones de tuberías (1) y el mando (2) se unen ventanas de mando (3) con el lado de alimentación y descarga del motor. Según la posición momentánea, las cámaras del cilindro se llenan o se vacían. El pistón apoya a través de una bola de un rodillo (7) sobre la Curva de la carrera (8).

175

2.9.3.1 Descomposición de las fuerzas en el rodillo de un motor de carrera múltiple.

Figura 263. Descomposición de las fuerzas en el rodillo de un motor de carreras múltiple.

La fuerza FT que es convertida en par de giro depende de la fuerza de FA. (Superficie del pistón x presión de servicio) y que el ángulo de la curva de carrera (α). De acuerdo con el tipo constructivo estos motores el arrastre se realiza a través de una carcasa rotatoria; el eje con el mando integrado en las conexiones de conductos está fijamente unido a la máquina o los cilindros y pistones están unidos con el eje saliente rotatorio. El mando y la curva de carrera están entonces en la carcasa fija del motor, los motores según el principio de carga múltiple poseen muy buenas propiedades de marcha lenta y se emplean para múltiples aplicaciones.

176

2.9.3.2 Motor de pistones axiales según el principio de carrera múltiple con carcasa rotatoria.

Este tipo constructivo requiere un espacio de montaje relativamente pequeño. El mando y las conexiones de las tuberías que están integrados en el eje del motor.

Figura 264. Motor de insertable sin carcasa tipo MCA.

2.9.3.3 Descripción del funcionamiento.

Figura 265. Motor de pistones axiales con carcasa rotatoria tipo

MCH.

177

Dos curvas de carrera (4) están fijamente unidas al eje (1). Los grupos rotor/pistón se apoyan axialmente en las curvas de carrera y transmiten el par de giro a la carcasa rotatoria. Los resortes (3) se encargan de que los pistones en cualquier situación de servicio apoya sobre la Curva de carrera. Si se retiran los resortes y actúa poca presión en la cámara de la carcasa, en estos motores es posible una marcha libre. Este tipo de motores, gracias al mínimo espacio de montaje requerido, es conveniente para accionar ruedas o cabrestantes. Magnitudes características importantes cilindrada 200 a 1000cm3 presión de servicio max hasta 250 bar par de giro max 3800Nm. 2.9.4 Motor de pistones axiales según el principio de carrera

múltiple con eje rotatorio.

Figura 266. Motor de pistones axiales tipo MCS (Mannesmann-

Rexroth).

178

Figura 267. Detalles internos del motor de pistones axiales tipo

MCS (Mannesmann-Rexroth).

En estos motores el mando y las conexiones de tuberías (6) se encuentra en la carcasa (5). Además, la curva de carrera (4) está fijamente unida con la carcasa (2) mientras que el grupo rotor/pistón (3) está acoplado a través de un dentado (7) con el eje de accionamiento (1). Cada pistón realiza varias carreras por vuelta del eje. En este tipo constructivo se puede realizar un segundo extremo de eje o montar frenos. 2.9.5 Motores de pistones en ángulo.

Figura 268. Motor de pistones en ángulo o eje quebrado.

179

Figura 269. Sección de un motor de pistones en ángulo o eje

quebrado. Los motores de pistones en ángulo, son similares a los de pistones en línea en eficiencia y capacidad. Su construcción, figura 269, es idéntica que la de una bomba de pistones en ángulo. Aunque de alguna forma son más complicados en su construcción que los motores en línea, son capaces de producir altas eficiencias y pueden ser diseñados para trabajo pesado. A diferencia de la función de la bomba, aquí se conduce aceite de presión a través de la entrada. Los pistones realizan una carrera, que es transformada en movimiento de rotación por la articulación del pistón en la brida motriz. El cilindro es arrastrado por los pistones y en el eje motor se produce en parte giro saliente. El fluido que sale fluye nuevamente hacia el sistema.

180

2.9.5.1 Funcionamiento del motor de eje quebrado.

Figura 270. Funcionamiento del motor de pistones en ángulo.

El funcionamiento como motor es la inversión del funcionamiento como bomba. Aquí el fluido es conducido hacia los agujeros del cilindro por la placa de conexión y a través de una ranura de mando. Sobre las ranura de mando del lado de presión hay tres o cuatro agujeros del cilindro, cuatro o tres del dato del retorno, pudiendo encontrarse un agujero cerrado sobre el punto muerto a través de la placa de mando. el par de giro saliente se produce como consecuencia de la fuerza que actúa sobre el eje motor, producto de la presión y la superficie del pistón.

181

2.9.5.2 Unidades variables.

Figura 271. Motor variable de pistones en ángulo tipo volvo

Hydraulics. La variación del ángulo de basculamiento del eje inclinado se produce mecánicamente por medio de un husillo de posicionamiento o hidráulicamente por medio de un pistón de posicionamiento. Aquí la parte hidráulica del cilindro del grupo motor sé báscula con la placa de mando y, según el tipo de circuito y la función, se mantiene mecánica o hidráulicamente en posición cero o posición inicial. Cuando el ángulo aumenta, aumenta la cilindrada y el par de giro; en caso de reducción los valores se reducen correspondientemente. si no hubiera un ángulo de inclinación, la cilindrada sería igual a cero. Comúnmente se emplean valores mecánicos o hidráulicos, que a su vez se comandan o regulan mecánica, hidráulica o eléctricamente. Algunos ejemplos conocidos son: variador por volante manual mando electro-proporcional regulación de presión, esta se realiza mediante el ajuste del resorte por medio del tornillo, regulación de potencia.

182

2.9.5.3 Fuerzas del grupo Motor. La descomposición de fuerza se produce en la brida motriz. Esta conversión de par de giro en fuerzas de pistón en el motor garantiza rendimientos óptimos. Una simple descomposición de fuerzas significa también sólo una vez una pérdida de rendimiento.

Figura 272. Descomposición de las fuerzas en la brida motriz.

Figura 273. Descomposición de fuerzas en la placa de mando

con superficie esférica.

183

En la observación de los pares de giro se ha recortado un segmento del grupo motor hidráulico y se ha representado simplificado en estado puramente estático con un ángulo de basculamiento 0. En la práctica, con el grupo motor basculado, se producen procesos de carga dinámica, dado que constantemente actúa alta presión sobre tres o cuatro superficies de pistones. 2.9.5.4 Motor variable de eje inclinado para circuito abierto y

cerrado.

Figura 274. Motor variable tipo A6VM Mannesmann Rexroth. • Gracias a este tipo de motor variable se dispone de un mayor rango de

regulaciones en reductores hidrostáticos. • Cumple con las exigencias de elevada velocidad de rotación y elevado par

de giro. • Reducción de costos por ahorro de reductores o por la posibilidad de

emplear motores más pequeños. • Reducido peso por unidad de potencia. • Buena conducta de arranque. • Diversos dispositivos de regulación y de variación • Basculamiento unilateral • Presión max 450bar • Torque max 40.000lb-pul.

184

Figura 275. Izq. Motor variable para dos sentidos de caudal, der. Motor variable para un sentido de caudal.

Figura 276. Cuadro comparativo entre un motor constante y

uno variable. La figura 276, presenta un cuadro comparativo de dos tipos de motores para circuito abierto o cerrado, utilizados en equipos de desplazamiento de tierras, este tipo de motores pertenece a la casa Mannesmann-Rexroth.

185

Figura 277. Motor para trabajo pesado tipo VM (Volvo

Hydraulics). La figura 277, muestra el patrón de eficiencia de un motor de pistones en ángulo tipo VM (Volvo Hydraulics) para trabajo pesado. Debido a su gran eficiencia volumétrica, como en los motores en línea, la alta eficiencia global se mantiene en un amplio rango de presiones y velocidades. Este patrón de eficiencia es típico de los diseños en ángulo, sobre un amplio rango de desplazamientos.

186

Figura 278. Patrón de eficiencia de un motor de pistones en

ángulo tipo VM (Volvo Hydraulics) para trabajo pesado. Las características operativas son similares a las de los diseños en línea:

• La alta eficiencia volumétrica produce velocidades constantes, para un caudal dado, aunque las demandas de torque varíen.

• Las capacidades de frenado son excelentes. • Los cojinetes del eje tienen buena capacidad para soportar cargas

laterales de engranajes, poleas o ruedas dentadas.

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Figura 279. Motor típico de pistones en ángulo de

desplazamiento variable (Sperry-Vickers). La figura 279, muestra un diseño antiguo de motor de eje quebrado de la casa Sperry-Vickers, El control de mando sirve para variar la posición de la placa y de esta forma variar el caudal, por consiguiente se variará las revoluciones de salida en el motor.

188

3. HIDROTRANSMISIONES 3.1 GENERALIDADES

Figura 280. Conjunto bomba motor en una transmisión hidrostática.

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La función primordial de una transmisión hidrostática (HST) es recibir potencia rotativa desde un motor (usualmente un motor de combustión interna en equipos móviles y eléctrico en equipos estacionarios) que tiene su propio conjunto de características y posteriormente trasmitir esa energía a una carga que también tiene sus características particulares. En el proceso, las hidrotransmisiones (HST) generalmente debe regular velocidad, torque, potencia o, en algunos casos, dirección de rotación lo que en el diseño mecánico se acostumbra a hacer con reductores, poleas o cadenas. Dependiendo de su configuración, las transmisiones hidrostática pueden conducir una carga a máxima velocidad en una dirección y luego en la dirección opuesta, también a la máxima velocidad, con infinitas variaciones de velocidad entre los dos máximos, todo esto con el motor primario operando con velocidad constante. El principio de operación de las transmisiones hidrostática es simple: una bomba, conectada con el motor primario, genera flujo para conducir un motor oleohidráulico, el cual está conectado a la carga. Si el desplazamiento de la bomba y el motor son fijos, la transmisión hidrostática actúa como una caja de cambios para transmitir potencia desde el motor primario hasta la carga. Sin embargo, la inmensa mayoría de las transmisiones hidrostáticas usan una bomba de desplazamiento variable, motor, o ambos de modo que la velocidad, torque o potencia pueden ser regulados. Las transmisiones hidrostáticas ofrecen muchas ventajas importantes sobre otras formas de transmisión de potencia. Dependiendo de su configuración una HST • Transmiten gran potencia por pulgada cubica de desplazamiento con baja

inercia. • Operan eficientemente sobre un amplio rango de relaciones torque -

velocidad • Mantiene velocidad controlada (aún en reversa) sin importar la carga, sin

límites de diseño • Mantienen la velocidad seleccionada aún con cargas acelerativas o de

frenado • Pueden transmitir potencia desde un motor primario hacia múltiples

locaciones, aún si la posición orientación cambian. • Pueden permanecer detenidas sin daño alguno bajo carga plena • Mantienen constantes las bajas velocidades • Proporcionan una respuesta más rápida que las transmisiones mecánicas o

electromecánicas de tamaño similar • Pueden proporcionar frenado dinámico • Protección contra sobrecargas. Se usan dos tipos de transmisiones hidrostáticas: integrales y no integrales. La disposición no integral es la más común, porque la potencia puede transmitirse a una o varias cargas en áreas a las cuales de otra manera sería difícil acceder. En esta técnica, la bomba está acoplada al motor primario, el motor oleohidráulico está acoplado a la carga, y ambos están conectados a través de una tubería, o mangueras, como se muestra en la figura 281.

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Figura 281.Disposición No integral de Hidrotransmisión. La figura 281, presenta una transmisión hidrostática de bomba variable compensada por presión y un motor fijo cuyas partes principales son. 1. Bomba de desplazamiento variable compensada por presión. 2. Motor de desplazamiento fijo. 3. Reservorio. 4. Válvula de corte opcional. 5. Filtro. 6. Línea de succión de la bomba de precarga. 7. Línea de drenaje de la bomba y el motor. 8. Líneas de alta presión. 9. Intercambiador de calor. 10. Bypass con válvula cheque del intercambiador de calor. 11. Línea de retorno hacia el reservorio. 12. Reservorio y respiradero hacia la atmósfera.

191

La construcción integral combina bomba, motor y todos los demás componentes dentro de un paquete, figura 282. La ventaja aquí es un paquete compacto y económico que puede contener ejes, superficie de montaje y otros componentes adicionales a la transmisión hidrostática. Para cualquier aplicación, la transmisión hidrostática debe diseñarse como un acople óptimo entre motor primario y carga. Esto permite al motor primario operarar a su velocidad más eficiente y a la transmisión hidrostática hacer ajustes para las condiciones de operación.

Figura 282. Disposición integral de Hidrotransmisión (Volvo

Hydraulics). Cuanto más óptima sea la combinación entre las características de entrada y de salida, más eficiente será el sistema en total. El sistema de potencia debe ser diseñado para lograr un balance entre eficiencia y productividad. Una máquina diseñada para máxima eficiencia usualmente tiene respuesta tardía, lo cual disminuye la productividad. En contraposición a esto, una máquina diseñada para una respuesta rápida exhibe baja eficiencia debido a que un alto grado de energía debe estar disponible todo el tiempo para realizar trabajo, aun cuando no haya necesidad inmediata para hacerlo.

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Figura 283. Disposición integral de transmisión hidrostática

(Sperry-Vickers). En la Figura 283 se presenta una Hidrotransmisión de circuito cerrado, de construcción compacta e integral, están disponibles para muchas aplicaciones, incluso con todas las válvulas y controles en una sola unidad compacta.

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Figura 284 Transmisión TR3 (Sperry-Vickers).

En la Figura 284, puede apreciarse las partes internas de una transmisión integral, se construye el motor hidráulico incorporado en la unidad o en versiones separadas con el motor instalado a distancia.

194

3.2 DESARROLLO DEL ESQUEMA DE CIRCUITO El motor hidráulico funciona de modo contrario al de la bomba hidráulica. La bomba recibe energía mecánica (momento de giro) por un eje de accionamiento y, transformándola en energía hidráulica, la cual transmite al sistema hidráulico; el motor hidráulico, en cambio, recibe energía hidráulica y la transmite transformada en forma de energía mecánica (momento de giro). Esto significa que el motor hidráulico puede convertirse también en bomba, a saber, si al eje de salida de fuerza se aplica un momento de giro. Esto ocurre cuando el motor pone en movimiento de rotación grandes masas y se cierran las tuberías de alimentación y salida con una válvula distribuidora 4/3. El volante trata de arrastrar al motor. Entonces sucede lo siguiente:

Figura 285. Desarrollo del circuito hidráulico para Hidrotransmisión.

El motor hidráulico desplaza el líquido todavía existente contra la válvula distribuidora 4/3 que está cerrada. La presión aumenta de tal manera que podría destruir los elementos hidráulicos empalmados a esta parte del sistema Figura 285. Ello se remedia montando una válvula limitadora de presión 6c Figura 286, que frenar el motor junto con el volante (la fuerza de frenado puede ajustarse) y que determina el momento de giro máximo que debe transmitirse para que el motor gire en dirección contraria.

195

Figura 286. Válvula limitadora de presión en circuito hidráulico

de una Hidrotransmisión. El motor hidráulico produce, en la tubería de alimentación cerrada, una depresión que puede producir daños de material (los llamados daños por cavitación). Ello se remedia montando una tubería de aspiración posterior Figura 287, empalmada a través de una válvula antirretorno 7a.

Figura 287. Tubería de aspiración para circuito hidráulico de

una Hidrotransmisión.

196

La válvula antirretorno 8 facilita la aspiración posterior y al mismo tiempo somete al aceite que sale del motor a una presión previa, puesto que no se abre hasta alcanzar una presión de 150... 300 Kpa (1.5... 3 bar). Ello es necesario para que los émbolos axiales estén unidos positivamente a su superficie de rodadura y el motor marche más tranquilo. En nuestro caso, se puede modificar el número de revoluciones montando una válvula de estrangulación y antirretorno 4a en la tubería que alimentación, entre la válvula distribuidora 4/3 y el motor hidráulico Figura 288. Se trata entonces de una regulación de caudal de entrada con presión previa en el retorno (contrarretenida).

Figura 288. Válvula reguladora de caudal y antirretorno en un

circuito hidráulico de una Hidrotransmisión. Se puede invertir el sentido de giro, completando los elementos dispuestos en la Figura 288. de forma simétrica Figura 289. El esquema para este servicio se obtiene completando el circuito con el grupo de accionamiento, la válvula limitadora de presión y los manómetros.

197

Figura 289. Disposición de los elementos para un circuito

hidráulico de una Hidrotransmisión.

198

3.3 FORMULAS BÁSICAS

Figura 290. Transmisión hidrostática.

Ecuación general de las transmisiones hidrostáticas expresada en coeficientes de perdida

)( mbC

pNCCN

mb

m

bm λλ

Δ+−=

Ecuación general de las transmisiones hidrostáticas expresada en eficiencias

vmvbbm

bm N

CCN ηη ××=

Nm= revoluciones por minuto para el motor Qm= caudal del motor. Cm= desplazamiento o capacidad del motor ηvm= eficiencia volumétrica del motor λm= coeficiente de perdidas del motor ΔP= cambio de presión Nb= revoluciones por minuto de la bomba Qb= caudal de la bomba. Cb= desplazamiento o capacidad de la bomba ηvb= eficiencia volumétrica de la bomba λb= coeficiente de perdidas de la bomba

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3.4 CLASIFICACIÓN DE LAS HIDROTRANSMISIONES

la cual es determinada de acuerdo a la aplicación y características de

La clasificación de las hidrotransmisiones se realiza de acuerdo a la disposiciones de los elementos bomba (fijo o variable) y motor (fijo o variable)

desempeño.

Figura 291. Clasificación general de las transmisiones

hidrostáticas. 3.4.1 Transmisión Hidrostática Motor Fijo- Bomba Fija. La forma más sencilla para una transmisión hidrostática utiliza una bomba de desplazamiento fijo conduciendo un motor de desplazamiento fijo también, como se muestra en la Figura 292. Aunque esta transmisión no es muy costosa, sus aplicaciones son limitadas, porque las formas alternativas de transmisión de potencia para este caso son más eficientes energéticamente. Ya que el desplazamiento de la bomba es fijo, la bomba debe ser adecuada para conducir el motor a la velocidad requerida bajo carga plena. Cuando la velocidad total no es requerida (o en el arranque), el fluido desde la salida de la bomba debe ser descargado a través de la válvula de alivio. Esto hace que se

200

desperdicia energía en forma de calor (área bajo la curva de potencia desperdiciada). El torque es constante porque la presión del sistema alcanza el valor del taraje de la válvula de alivio inmediatamente después de que la válvula de control direccional cambia. Esta transmisión presenta muy baja eficiencia para las velocidades de operación inferiores a la máxima. Este tipo de transmisiones no son recomendadas para aplicaciones que requieren arranques y detenciones frecuentes, o cuando se presentan torques inferiores a la de carga plena. Por lo general estas transmisiones también son conocidas de velocidad constante desde el punto de vista del control si sube la carga el caudal no varia puesto que no se tiene ningún control sobre éste.

Figura 292. Transmisión hidrostática con desplazamiento fijo

en bomba y Motor.

201

Opciones de control Circuito de regulación a la entrada:

Figura 293. Circuito de regulación a la entrada. En este circuito (ver Figura 293), la reguladora de caudal se coloca entre la bomba y el motor de esta forma controla la cantidad de fluido que entra al motor. El exceso de caudal suministrado por la bomba es desviado al tanque a través de la válvula de seguridad. Este método es muy preciso y se utiliza en aquellas aplicaciones donde la carga se opone al movimiento del motor tales como la elevación de una carga o el movimiento de una hélice.

202

En un motor con control de flujo a la entrada la eficiencia volumétrica tiene una influencia definitiva sobre la variación de la velocidad cuando se incrementa la carga, a medida que la presión inducida por la carga se incrementa, la caída de presión es mayor a través de las tolerancias existentes en el motor cuando motor gira se incrementa el drenaje, además si usamos un control de flujo compensado por presión y temperatura muy preciso a la entrada, se puede observar un considerable decrecimiento de la velocidad por causa del drenaje del motor. El flujo a través del drenaje no puede crear una revolución del motor, si no se usa un control de flujo compensado la precisión de la velocidad es considerablemente deficiente. En resumen un regulador de caudal a la entrada del motor presenta un comportamiento aceptable bajo condiciones de no carga pero experimenta un decrecimiento de la velocidad cuando se incrementa la carga. Circuito de regulación a la salida:

Figura 294. Circuito de regulación a la salida 1.

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Figura 295. Circuito de regulación a la salida 2.

Figura 296. Circuito de regulación a la salida 3.

El circuito de regulación a la salida (ver figuras 294, 295, 296), se utiliza en instalaciones las cuales se requiere un control preciso de la velocidad de operación, porque tienen la capacidad de auto regular la presión en el motor cuando ocurra un cambio en la carga la primera característica es tomar una

204

potencia para mover una carga dada y luego la mueve lentamente, como se observa en el siguiente ejemplo, el control de flujo compensado por presión siempre hace que el motor parezca como si estuviera operando a máxima carga para cualquier velocidad ajustada en el regulador, la potencia no requerida es desperdiciada en forma de calor debido al exceso de flujo que pasa por la válvula de alivio. Un regulador de caudal a la salida del motor se controla de forma ideal con carga total pero incrementa su velocidad con un decrecimiento de la carga. Variación de la velocidad con un regulador en paralelo:

Figura 297. Hidrotransmisión Bomba fija y Motor Fijo Variación

de la velocidad con un regulador en paralelo.

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Figura 298. Hidrotransmisión Bomba fija y Motor Fijo Variación

de la velocidad con un regulador en paralelo.

Desafortunadamente los beneficios de conservación de energía no pueden ser aprovechados en un circuito en paralelo debido a su pobre capacidad de mantener la velocidad de operación en el motor, los circuitos en paralelo están afectados por la presión temperatura interna es lo cual afecta considerablemente el flujo que llega al motor variando la velocidad, sin ningún control. Este tipo de control es recomendado en cilindros con una alta eficiencia volumétrica de la bomba; la ventaja consiste en que la Bomba trabaja a la presión que pide la carga, puesto que el exceso de caudal retorna al tanque a través de la válvula reguladora y no a través de la válvula de seguridad. La desventaja está en la pérdida de precisión, debido a que el caudal regulador va al tanque y no al actuador. 3.4.2 Transmisión Hidrostática Bomba Variable - Motor Fijo. Utilizando una bomba de desplazamiento variable en lugar de una de desplazamiento fijo se obtiene una transmisión hidrostática de torque constante, como se muestra la Figura 299. La salida de torque es constante a cualquier velocidad porque el torque depende solamente de la presión del fluido y del desplazamiento del motor. Incrementando o disminuyendo el desplazamiento de la bomba aumenta o disminuye la velocidad del motor,

206

respectivamente, mientras el torque permanece aproximadamente constante. La potencia, por tanto, aumenta con el desplazamiento de la bomba.

Figura 299. Transmisión Hidrostática Bomba Variable - Motor Fijo.

Este tipo de transmisión hidrostática es el más comúnmente utilizado. Mediante la variación del desplazamiento de la bomba se obtienen infinitas velocidades de salida desde neutral hasta el máximo valor, hacia delante o hacia atrás. El máximo valor de velocidad esta determinado por la capacidades nominales del motor y de la bomba. También se obtiene condición neutral sin necesidad de utilizar válvulas. Este otro tipo de transmisión también es a velocidad constante debido a que no se tiene ningún control del caudal a medida que aumenta la presión, el hecho de que se pueda variar el caudal no significa que me varia las condiciones de caudal en el motor, puesto que simplemente se ajusta el caudal el cual se mantiene fijo en esta posición.

207

Figura 300. Curvas de Funcionamiento de transmisión Bomba

Variable - Motor Fijo. Las curvas mostradas en la Figura 300. Ilustran el funcionamiento de esta transmisión. El desplazamiento la bomba inicia desde la salida cero (punto A) por lo tanto no hay flujo ni potencia de salida de la transmisión. Cuando la bomba aumente su desplazamiento se obtiene el máximo torque de arranque, debido a que el motor esta siempre en su máximo desplazamiento. (Punto B). El motor, siendo de desplazamiento constante, puede desarrollar máximo torque continuamente hasta el límite impuesto por la potencia de entrada (punto C). En la máxima condición de torque, la potencia salida se incrementa hasta su máximo valor, en el punto C, y entre los puntos C y B mientras la velocidad aumenta, el torque de salida disminuye porque la potencia permanece constante. Una bomba y motor de igual capacidad entregan velocidad máxima en la relación 1:1 (relación entrada/salida). Aplicaciones típicas para este tipo de combinación son las transmisiones de transporte de banda, de trilladoras y laminadores. Muchas transmisiones de circuito cerrado incluyen una bomba reversible de desplazamiento variable, con una salida conectada al orificio del motor y el otro orificio del motor conectado a la salida de la bomba (ver Figura 301), esto permite que el motor sea accionado en cualquier dirección a velocidades infinitamente variables, determinadas cada una por la posición del control de caudal en la bomba. En el circuito que se muestra las perdidas debidas a fugas internas son compensadas por una bomba de prellenado que mantiene una presión positiva en le lado de baja presión del sistema. La protección

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contra sobre cargas esta asegurada por válvulas de seguridad montadas en paralelo.

Figura 301. Circuito cerrado reversible.

Figura 302. Corte transversal de una transmisión hidrostática.

Bomba Variable – Motor Fijo.

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Figura 303. Corte transversal de una transmisión hidrostática

Bomba Variable – Motor Fijo. Bombas de precarga: precarga es la presurización positiva a la entrada de una bomba mediante el uso de otra bomba. Si la bomba principal requiere en la entrada una fina filtración, es mejor forzar el fluido a través de un filtro micrómico a la bomba principal por precarga. Así la precarga previene la cavitación o vacío en la entrada de la bomba. En la Figura 303. una bomba con un filtro a la entrada de 10 micrones, con una presión positiva de 65 psi a la entrada. La bomba de precarga es más positiva y efectiva si se usa una unidad de desplazamiento positivo. Bomba centrífugas y otros tipos de bombas no positivas se usan algunas veces, pero su funcionamiento no satisface usualmente los requerimientos hidráulicos de precarga. Se pueden usar para la precarga bombas de desplazamiento variable, pero la respuesta de la bomba puede ser más rápida que la bomba de potencia principal. La capacidad de la bomba de precarga debe ser por lo menos 10% mayor que los requerimientos a la entrada de la bomba principal. Estas relaciones aseguran una presión positiva incluso con alguna disminución de la capacidad de la bomba de precarga. La bomba de precarga puede ser conducida por el mismo eje de la bomba de potencia, pero se prefiere las accionadas por separado para que así la unidad de precarga pueda arrancarse y estabilizar la presión antes de la rotación de la bomba principal. La bomba principal puede estar conectada a un interruptor de presión para prevención de la operación si la presión de precarga no es suficientemente alta.

210

Si la bomba principal de desplazamiento variable puede invertir la dirección del flujo a través de sus puertos, la bomba de precarga debe ser protegida por una válvula de retención. Algo del fluido del circuito se pierde a través de las líneas de drenaje de la bomba y el motor. La inversión del circuito de precarga filtra todo el fluido que entra a este circuito cerrado y mantiene el puerto de entrada cargado a 65 psi y con un nuevo fluido filtrado. El tamaño de la bomba de precarga es determinado por el máximo caudal de drenaje.

Figura 304. Diagrama operacional de una transmisión hidrostática bomba variable motor fijo (Eaton Hydraulics).

La Figura 304, muestra el diagrama operacional de una bomba variable y un motor fijo, la bomba utiliza un servomando hidráulico el cual se activa manualmente, utilizando la presión de la bomba de precarga para desplazar la placa basculable.

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Figura 305. Bomba variable y motor fijo (Eaton Hydraulics).

La Figura 305, muestra el detalle de la bomba variable con servomando hidráulico el cual se activa en forma manual y de esta forma conseguir el desplazamiento de la placa en la bomba.

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Figura 306. Transmisión hidrostática de bomba variable

Compensada por presión y motor fijo (Torque constante).

Figura 307. Transmisión hidrostática de bomba variable

Compensada por presión y motor fijo (Torque constante).

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El circuito de la Figura 307, es diseñado para mantener dentro de la precisión razonable de un circuito abierto un torque constante. La bomba de desplazamiento variable tiene un compensador de presión. El motor es una unidad de desplazamiento fijo. La curva de funcionamiento de la bomba, muestra que la entrega de la bomba cae bruscamente y requiere solo de un pequeño cambio en la presión para cambiar el flujo de salida. Dentro de la capacidad de las unidades, la presión del sistema permanece relativamente constante. Por consiguiente el torque del motor es constante. Transmisión hidrostática de potencia constante.

Figura 308. Transmisión hidrostática de bomba variable con Compensador de potencia y motor fijo (Potencia constante).

En la Figura 308, la bomba posee un compensador especial que tiene una caída progresiva característica. Una variación, impuesta en el torque de carga sobre un motor de desplazamiento fijo provoca la variación en la presión del sistema; esta variación, a su vez, obliga a la bomba a cambiar su

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desplazamiento. La gran diferencia con el compensador de presión es que, el compensador de potencia constante va ajustando el caudal a medida que la presión va subiendo, mientras que en el compensador de presión el caudal es ajustado solamente cuando se alcance el taraje del compensador. 3.4.3 Transmisión Hidrostática Bomba Fija - Motor Variable.

Figura 309. Transmisión Hidrostática Bomba Fija - Motor

Variable. Cuando se tiene una combinación de motor de desplazamiento variable con una bomba de desplazamiento fijo se obtiene una transmisión que entrega potencia constante Figura 309. Si el flujo al motor es constante, y el desplazamiento del motor es variado para mantener el producto torque-velocidad de manera constante, entonces la potencia entregada es constante. Cuando disminuye el desplazamiento del motor se incrementa su velocidad porque el torque disminuye, una combinación que mantiene la potencia constante. Teóricamente, la máxima potencia que una transmisión hidrostática puede transmitir es una función del caudal y de la presión. Sin embargo, en

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transmisiones de potencia constante con velocidad de salida variables, la potencia teórica dividida entre la relación torque-velocidad determina la salida real de potencia. La mayor potencia constante que se puede transmitir está determinada por la menor velocidad de salida a la que dicha potencia será transmitida. A manera de ejemplo, si la mínima de velocidad en el punto 1 de la curva potencia representada en la figura4.10. Es la mitad de la máxima velocidad, la relación torque-velocidad es 2:1. La máxima potencia que puede ser transmitida es la mitad de la máxima teórica. En el punto 2 correspondiente a la velocidad que el punto 1, la curva de torque cae mientras que la velocidad crece. En el punto de máxima velocidad, el torque ha caído hasta el punto3. A velocidades inferiores a la mitad de la máxima (punto 1), el torque permanece constante en su máximo valor, pero la potencia decrece proporcionalmente con la velocidad. La velocidad en el punto 1 es la velocidad crítica, y está determinada por la dinámica de los componentes de la transmisión. A partir de la velocidad crítica, se tiene potencia constante.

Figura 310. Curva de desempeño de una Transmisión

Hidrostática Bomba Fija - Motor Variable. Cuando el desplazamiento del motor puede ser variable pero no el de la bomba, la potencia es siempre proporcional a la presión. Esta transmisión se llama de potencia constante y par variable. Si el motor es del tipo con compensador, cualquier aumento en la carga origina una disminución proporcional de la velocidad.

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3.4.4 Transmisión Hidrostática Bomba Variable - Motor Variable.

Figura 311. Transmisión Hidrostática Bomba Variable - Motor Variable.

La transmisión hidrostática más versátil combina una bomba de desplazamiento variable con un motor desplazamiento variable, como se muestra en la Figura 311. Teóricamente, este arreglo provee infinitas relaciones de torque-velocidad. Con él motor en su punto de desplazamiento máximo, variando la salida de la bomba, la velocidad de salida varia al igual que la potencia mientras que el torque permanece constante. Con él motor en su punto de desplazamiento mínimo, y la bomba enviando el máximo caudal, se incrementa la velocidad del motor hasta el máximo; el torque varía inversamente con la velocidad, y de esta forma la potencia permanece constante.

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Figura 312. Corte transversal de una Hidrotransmisión bomba

variable-motor variable. Algunas aplicaciones de las transmisiones requieren varias combinaciones de par y potencia con relación a la velocidad. Una bomba y un motor de desplazamiento variable permiten una gama amplia de velocidades, además de sus características de funcionamiento de potencia constante y par constante.

Figura 313. Diagrama operacional de una Hidrotransmisión

bomba variable-motor variable compensado.

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Figura 314. Curvas de desempeño de la Transmisión

Hidrostática Bomba Variable - Motor Variable. Las curvas en la Figura 314, ilustran el funcionamiento de esta transmisión. Cuando el desplazamiento de la bomba varía desde cero (punto A) hasta el máximo (punto B), con el motor en desplazamiento máximo, el máximo torque de salida es el mismo obtenido con un motor de desplazamiento fijo de características similares y a la misma presión. Entre el punto B y el punto C la bomba permanece en desplazamiento máximo y el motor se ajusta hasta un valor desplazamiento mínimo predeterminado para proveer la máxima velocidad que salida. La potencia de entrada alcanza el máximo en el punto D y permanece constante hasta el punto de máxima velocidad (punto C).

219

El torque máximo de salida se reduce entre los puntos D y B por la limitación de potencia y posteriormente se reduce entre los puntos D y C, en donde el desplazamiento el motor decrece. La presión del sistema (ajuste en válvula de alivio), cae entre los puntos D y B y luego permanece constante hasta el punto C. Esta transmisión ofrece, por tanto, dos rangos de trabajo. En el primer rango, el torque permanece constante mientras el desplazamiento de la bomba, la potencia y la velocidad aumentan. Se tiene entonces una transmisión de torque constante. El segundo rango comienza cuando el desplazamiento de la bomba alcanza el máximo, mientras el del motor empieza a disminuir. El torque decrece, pero la velocidad aumenta. Entonces es un sistema de potencia constante. En teoría, la velocidad del motor aumentaría infinitamente, pero dicha velocidad está limitada por condiciones dinámicas, osea que tenemos.

)( mbC

pNCCN

mb

m

bm λλ

Δ+−= , donde Cm se puede reducir pero nunca hasta

cero, tal como lo muestra el siguiente gráfico.

220

¿Cuándo se recomienda el uso de una Hidrotransmisión bomba variable motor variable? Supongamos que tenemos una carga de T=2500 Lb-in Δp=2500 Psi y Nm=1500 R.P.M. ¿Cuál será el tamaño del motor para estas condiciones? Entonces:

πηΔ

2mm pCT ××

= suponiendo una ηm=0.96

mm P

TCηΔ

π××

=2

= 96.02500

25002×

−×Psi

inLbπ

Cm=6.54revin3

. Se debe advertir que no se esta considerando el

arranque. Si se considera, corregir para mayor tamaño. Ahora si parte de la carga de T=2500 Lb-in estuviera repartida en vencer una inercia de 200Lb-in.seg y en 6seg alcanza una Nm=500R.P.M.

T=J*α J=200Lb-in.seg. tΔωΔ

α = = 500segmin

rev6

1602π

272.8segrad

=α

T=1744 Lb-in Torque variable a medida que aumenta la velocidad el torque de inercia disminuye. Entonces apartir de 500 R.P.M el torque permanece constante y su valor será Tcte= 756Lb-in. Cuando alcanza el Tcte los manómetros literalmente se caen ahora tenemos Tcte=756 Lb-in, ΔP=1200Psi y Nm=1500 R.P.M, el valor de Cm será:

ηΔπ

××

=P

TcteCm 2 =

96.012007562

×−×

PsiinLbπ

revInCm

3

123.4=

Por estas condiciones es evidente el uso de un motor hidráulico variable que en

el arranque (velocidad cero), tenga un tamaño Cm1=6.54revin3

en el cuál pueda

221

vencer el torque comprendido por una carga variable producida por la inercia y una carga constante, y luego cuando sea superada la carga variable se necesita

un tamaño de revInCm

3

123.42 = .

Ahora analicemos las condiciones para la bomba en las condiciones iniciales Qb=Qm Qm1= Cm1*Nm1

3

3

231150054.61

ingal

minrev

revinQm ××=

Qm1= 14.15 G.P.M. Para la bomba: Qb=14.5 G.P.M.=Cb*Nb Asumiendo que la bomba esta acoplada a un motor de 3600 R.P.M con una reducción de 1:2 se tendrá para la bomba Nb=1800 R.P.M. Entonces:

galin

minrev

MPGNbQbCb

3231

1800

..5.1411 ×==

Cb1=1.86revin3

Ahora cuando el motor a superado la carga de inercia. Qm2= Cm2*Nm2

3

3

23111500123.42

ingal

minrev

revinQm ××=

Qm2= 26.77 G.P.M. Para la bomba. Qb=26.77 G.P.M.=Cb*Nb

galin

minrev

MPGNbQbCb

3231

1800

..77.2622 ×==

222

Cb2=3.43revin3

En resumen será necesario una transmisión hidráulica bomba variable motor variable.

Desplazamiento Rendimientos de la transmisión Bomba Motor Potencia Torque Velocidad

Fija Fijo Constante Constante Constante Variable fijo Variable Constante Variable

Fija Variable Constante Variable Variable Variable Variable Variable Variable Variable

Cuadro 7. Características generales de los cuatro tipos de HST. 3.5 APLICACIONES DE LAS HIDROTRANSMISIONES Máximo torque en el arranque de un motor.

Figura 315. Circuito para máximo torque en el arranque de una

carga.

223

Cuando se necesita arrancar una carga en un motor hidráulico se recomienda usar el puerto de venteo en la válvula de frenado (Ver figura 315), de esta forma se obtiene el máximo torque disponible sobre el motor. Transmisión hidrostática con motores en serie.

Figura 316. Transmisión hidrostática con motores en serie.

En este circuito (Ver figura 316) tenemos dos motores idénticos en serie la presión del sistema es proporcional al trabajo de carga de cada motor, esto se debe a que la caída de presión en cada motor es aditiva. Ambos motores giran aproximadamente a la misma velocidad. Transmisión hidrostática con motores en paralelo.

Figura 317. Transmisión hidrostática con motores en paralelo.

224

En el circuito (ver figura 317)tenemos 2 Motores idénticos en paralelo, ambos motores trabajan a la misma carga y a la misma velocidad. Circuito de motores bidireccionales en serie-paralelo.

Figura 318. Circuito de motores bidireccionales en serie-

paralelo. Las características de este circuito (ver Figura 318) bajo torque y alta velocidad, baja velocidad y alto torque. Cuando D1 esta en la posición 1 y D2 esta en la posición 2 los motores están conectados es serie y la velocidad disponible es alta. Cuando D1 esta en la posición 1 y D2 esta en la posición 3 se obtiene baja velocidad y alto torque, el circuito esta en paralelo. Por ultimo cuando D1 se encuentra en la posición 2 y D2 en la posición 1 ambos motores se encuentran como rueda libre, la válvula cheque C1, ofrece los requerimientos de presión para el regreso.

225

Circuito de frenado.

Figura 319. Circuito de frenado operación normal.

En la figura 319 se utiliza una válvula de frenado para mantener, en caso necesario, una contrapresión en un motor hidráulico y para frenar el motor cuando la corredera de la electroválvula, del centro abierto, se sitúe en la posición central. En la figura 319 se presenta el motor en aceleración, con la válvula de frenado mantenida completamente abierta por la presión del sistema que actúa en la conexión auxiliar de control remoto. Un circuito de frenado se utiliza para detener una carga con un mínimo de choque cuando cesa la fuerza de accionamiento. Puede también utilizarse para mantener un control cuando la fuerza impuesta por la carga actúa en la misma dirección que el giro del motor (carga negativa). La fuerza de frenado se ajusta mediante una válvula de equilibraje (D) pilotada externa o internamente. El pilotaje externo principal proviene de la línea de entrada del motor hidráulico y actúa sobre el área total de la corredera de la válvula. La presión de salida del motor actúa sobre el pistón pequeño de (D) a través de un pasaje interno. La válvula (D), normalmente cerrada, puede ser abierta por cualquiera de las dos presiones que actúan contra una tensión del muelle ajustable. La carga se opone a la rotación del motor (E). La presión de trabajo requerida para accionar la carga actúa sobre el área mayor de la corredera de (D) para mantenerla abierta. La descarga de (E) retorna libremente a tanque a través de (D) y (C) el caudal de (A) determinar la velocidad de (E).

226

Figura 320. Circuito de frenado (Carga en movimiento).

La figura 320, muestra el funcionamiento cuando el motor tiende a dispararse, creando una disminución de presión en la línea de salida de la bomba. En ciertas aplicaciones la carga puede actuar en la misma dirección de rotación del motor (E). Esta carga “negativa” reduce la presión a la entrada del motor. Esta presión reducida a la entrada del motor actúa sobre la corredera de la válvula (D) cerrándola, restringiendo así la descarga del motor(E). El caudal restringido a través de (D) origina una contrapresión a la salida de (E) que actúa sobre el pistón pequeño de (D). La suma de las presiones que actúan sobre la corredera y sobre el pistón pequeño de (D) sitúa esta corredera en una posición tal que origina una contrapresión que mantiene el control de la carga en (E). La magnitud de esta carga negativa puede determinar el valor de la contrapresión en (E).

227

Figura 321. Circuito de frenado (Carga frenada).

La figura 321, presenta el frenado del motor, mediante una contrapresión originada por la válvula de frenado, pilotada internamente, la válvula (C) está en la posición central para permitir el frenado de la carga del motor(E). La bomba (A) descarga ataque a través de la válvula (C). La inercia de la carga hace que el motor (E) continúe girando y actué Como una bomba, siendo suministrado su caudal de entrada a través de (C). Con la entrada de (E) comunicada a tanque, la presión piloto que actúa sobre la corredera de (D) es nula y esta tiende a cerrarse, lo que restringe la descarga de (E), originándose una contrapresión a la salida que actúa sobre el pistón pequeño de (D) contra su muelle. Estas dos fuerzas opuestas hacen que la corredera de la válvula asuma una posición de equilibrio. El ajuste de (D) determina la presión de frenado y el grado de desaceleración.

228

Circuito cerrado.

Figura 322. Circuito cerrado (accionamiento unidireccional). En un circuito cerrado, el aceite de salida del motor vuelve directamente a la entrada de la bomba. La figura 322, muestra un circuito cerrado unidireccional. La velocidad del motor viene determinada por la variación de desplazamiento de la bomba. El par depende del desplazamiento del motor y del taraje que la válvula de seguridad. Debido a las fugas del circuito cerrado, el caudal de entrada de la bomba sería siempre inferior al de salida, lo que produciría vacío y cavitación de la bomba. Una conexión a tanque en la línea de baja presión permite que la bomba aspire el aceite necesario del depósito. El caudal de variable de la bomba (B) se dirige través de la válvula (C) y del filtro

229

(D) al motor (E). La descarga de (E) vuelve a la entrada de (B) conjuntamente con el aceite procedente del depósito (A). La válvula (C) limita el par máximo del motor (E) y protege al sistema contra sobrecargas.

230

4. FALLAS Y MANTENIMIENTO 4.1 FALLAS DE LOS SISTEMAS HIDRÁULICOS Una bomba debe repararse o reemplazarse, cuando no puede suministrar el caudal requerido a una velocidad, presión y temperatura del fluido dadas. Generalmente, una pérdida de caudal del 10% indica que es necesaria una reparación. El sistema hidráulico en general presentará fallas cuando manifieste síntomas como:

• Un retardo sensible en la velocidad de trabajo. • Una disminución de la fuerza necesaria para realizar el trabajo.

Figura 323. Incidencia de las diferentes causas de perdida de utilidad de un sistema hidráulico.

La bomba es el "corazón" de cualquier sistema hidráulico. Así que siempre que algo anda mal con el sistema, es usualmente la bomba la que es culpada.

401

231

402

De hecho, es inusual que una falla en una bomba sea causada por un defecto de la misma. Realmente, cuando algo anda mal con la bomba, es usualmente un síntoma de algún otro problema escondido en alguna otra parte del sistema. Entre el 90 y el 95% de las fallas de las bombas pueden ser atribuidas a una o más de las siguientes causas:

• Aireación • Cavitación • Contaminación • Calor excesivo • Presión excesiva • Fluido inapropiado

Cada una de estas condiciones deja sus propias marcas de deterioro. Es importante reconocer y entender estos signos indicativos. De esa forma, la verdadera causa de falla de la bomba puede ser corregida, antes que otra bomba sea destruida innecesariamente. 4.2 CAUSAS DE LAS FALLAS 4.2.1 Cavitación. La cavitación de un fluido hidráulico puede ser un problema serio en un sistema oleohidráulico y merece atención especial. Algunos usuarios de los sistemas hidráulicos creen que la cavitación y la aireación son sinónimos, porque los daños causados por ambos en los sistemas hidráulicos son idénticos, pero el hecho es que la aireación y la cavitación son dos fenómenos distintos y separados los cuales tienen causas y soluciones diferentes. ¿ Que es la cavitación? Este nombre implica la formación de una cavidad o espacio ahuecado en el cuerpo del liquido, estas cavidades son usualmente llenadas con aire las cuales se encuentran a la temperatura y presión de la solución, los aceites con base de petróleo generalmente traen burbujas de aire en solución (9% de aire en solución) la solubilidad del aire en el aceite esta determinada por los cambios de temperatura y varia directamente con los cambios de presión en el sistema.

232

Figura 324. Solubilidad del aire en el aceite.

La presión atmosférica estándar es de 14.7 Psi. El aceite normalmente contendrá 9% de aire en solución. En otras palabras el aire es conducido dentro del aceite y se mantiene disuelto hasta que la presión o la temperatura se reduzcan. Si la presión atmosférica (14.7 Psi) es reducida a la mitad (7.3 Psi) entonces alguna parte del 9% del aire que estaba disuelto a 14.7 Psi saldrá de la solución ocasionando un burbujeo del aceite. Si esta despresurización ocurre en el puerto de succión de la bomba, las burbujas son llamadas “cavitación”. Además del aire, se producirá vapor de agua en la cavidad, a menos que el aceite sea cuidadosamente deshidratado, cualquier barril de aceite nuevo contendrá unas pocas partes por millón de agua. El aceite usado en los sistemas hidráulicos esta sujeto a variaciones de temperatura, por consiguiente generalmente tiene varios cientos de partes por millón de agua. La presión de vapor del agua es miles de veces menor que la del aceite mineral luego en una condición de vacío el agua se vaporizará y llenara las cavidades con vapor de agua. Efectos desastrosos: La cavitación usualmente produce resultados desastrosos en sistemas hidráulicos. Se puede presentar erosión del metal, si la presión del lado de succión de la bomba simplemente no es lo suficientemente alta para acelerar el fluido dentro de la cámaras de bombeo, la presión disminuye hasta que puede crearse un vacío y el agua que contiene el aceite se convierte en vapor. Las

403

233

cavidades formadas en el fluido chocan contra las paredes de las cámaras de bombeo Cuando la bomba opera con una elevación excesiva, se desarrolla una presión de succión baja en la entrada de la bomba, la presión disminuye hasta que puede crearse un vacío y él liquido se convierte en vapor, si la presión del tubo es mas baja que la presión de vapor del liquido. Cuando la presión de entrada esta a punto de alcanzar el punto de vaporización, las bolsas de vapor forman burbujas en el lado posterior de la cámara en el elemento impulsor, cerca de su base. Conforme unas burbujas se mueven del área de baja presión en la admisión hacia el área de alta presión cerca del extremo de la salida, la burbuja desaparece y se deshace tan rápidamente, que el fluido golpea sobre la cámara y sobre las pistas de desplazamiento del elemento impulsor, descascarando pequeñas partículas de la superficie del metal. La línea de entrada de una bomba cualquiera, se llena de aceite debido a la diferencia de presiones con el depósito. Generalmente la presión en el depósito es la atmosférica (14,7 psi). En el caso en que el nivel del depósito este por encima de la entrada de la bomba la presión diferencial positiva se encargara de llevar el aceite a la bomba. El problema se presenta principalmente cuando el nivel del depósito esta por debajo de la entrada. Entonces será necesario tener un vacío parcial o una presión reducida a la entrada de la bomba, para que ésta pueda aspirar aceite. En la figura 325, se puede apreciar este efecto. Durante la carrera de aspiración, el pistón crea un vacío parcial en la cámara de bombeo. La presión atmosférica en el depósito impulsa el aceite hasta la cámara para llenar el vacío.

404Figura 325. Presión de vacío en la línea de aspiración.

234

Si fuese posible crear un vacío completo en la entrada de la bomba, se dispondría de 14,7 psi para impulsar el aceite. Sin embargo, en la práctica, la diferencia de presión disponible es mucho menor. Uno de los motivos es que los líquidos se evaporan, lo que introduce burbujas en el aceite. Las burbujas son arrastradas a través de la bomba, desaparecen con fuerza considerable cuando se ven expuestas a la presión en la salida y causan daños que pueden perjudicar el funcionamiento de la bomba y reducir su vida útil. La succión de la bomba: Para que la bomba entregue el flujo necesario deberá entrar suficiente aceite en la línea de succión en la bomba. Esto generalmente no es un problema cuando la bomba esta montada por debajo del nivel de fluido y no hay restricciones para el flujo. Esta condición es llamada la succión inundada. Significa que la bomba necesita un mínimo de energía para conducir el fluido dentro del puerto de succión de la bomba. La Gravedad es la causante de que el fluido entre al puerto de succión. pero ¿que sucede cuando la bomba es montada por encima del reservorio?. Con la bomba encima del reservorio la energía deberá ser ejercida sobre el fluido para conducirlo hacia el lado de succión de la bomba. Esta energía se presentará en forma de un vacío el cual es generado por la presión atmosférica en el puerto de succión de la bomba. Cuando la bomba esta por encima del reservorio (ver figura 326), puede observarse que la bomba deberá alcanzar una presión por debajo de los 14.7 Psi. Es allí cuando entra a trabajar la cabeza neta de succión positiva (N.P.S.H) net positive suction head la cual acelera el liquido y llena rápidamente la sección de bombeo. El N.P.S.H depende del tipo, el desplazamiento y las R.P.M de la bomba.

Figura 326. Nivel de aceite por debajo de la bomba.

405

235

El suministro de liquido hacia el puerto de succión de la bomba, depende del tamaño, peso y configuración de la línea de succión. La porción mas importante de energía disponible en el lado de la succión en la bomba esta limitada por la presión atmosférica y es usada en acelerar el liquido dentro de las cavidades de la bomba. La entrada o sistema de succión debe ser capaz de permitir la entrada a la bomba de un flujo parejo de liquido a una presión suficientemente alta para evitar la formación de burbujas en el fluido. Si se le permite a la presión de succión disminuir hasta el punto donde se presenta vaporización, se crea cavitación dentro de la bomba. En lugar de un flujo permanentemente fluido, la bomba tomara una mezcla de vapor y liquido, provocando que disminuya la entrega. Además a medida que las burbujas de vapor ingresan a la bomba, estas encuentran presiones mayores que provocan que las burbujas de vapor se colapsen en forma muy rápida. Lo anterior puede resultar en ruido excesivo, vibración y un desgaste de las diferentes partes de la bomba. Calculo de N.P.S.H Disponible

Figura 327. Parámetros involucrados del factor N.P.S.H.

γγγPvliquido

gVPZ

gVPZ +++=++

2222

2111

22

P1 = presión atmosférica P2 =N.P.S.H Disponible Entonces:

406

236

)222(... 2

γγγPvLiquido

gVZPHSPN atm ++−=

donde )222(

2

γPVliquido

gVZ ++ = Presión del vacuometro

N.P.S.HDisponible> N.P.S.HRequerido N.P.S.HRequerido = es el recomendado por el fabricante. Efectos de la velocidad sobre la condición de vacío: Las especificaciones de máximo vacío permisible recomendados por el fabricante están afectadas por la velocidad la cual es suministrada por el motor primario. Una bomba con un máximo vacío permisible de 5 pul de Hg @ 1200 R.P.M indica que el fabricante desea que la presión mínima de vacío sea de 25 pul de Hg absolutas en el lado de succión de la bomba. Para acelerar el liquido dentro de la bomba operando a 1800 R.P.M , el fluido se moverá mas rápido en menos tiempo disponible para el llenado, esta acción requiere de mas presión y por lo tanto la condición de vacío se incrementara.

Figura 328. Presión de la bomba Vs velocidad en R.P.M.

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237

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A medida que la bomba incrementa su velocidad se incrementa su condición de vacío para ilustrar este punto los fabricantes de bombas recomiendan el uso de curvas (ver figura 328), la bomba debe ser operada dentro del área en blanco. La mayoría de los fabricantes de bombas recomiendan un vacío que no exceda de 5 pulgadas de mercurio, el equivalente de 12,2 psi en la entrada de la bomba. Si se tuviera una presión atmosférica de 14,7 psi disponible en el depósito esto deja solamente una diferencia de presión de 2,5 psi para impulsar el aceite hacia la bomba. Debe evitarse una elevación excesiva y las líneas de entrada de la bomba deben permitir que el aceite circule con un mínimo de resistencia. ¿Cómo detectar la cavitación? Una manera es instalar un medidor de vacío en el lado de la succión y asegurarse de que esta presión es igual o superior a la recomendada por los fabricantes, la mejor manera de detectar la cavitación cuando no se dispone de un medidor de vacío es escuchando la bomba, la bomba cavitando emite un alto sonido de descascareo, como si se transportara arena, este sonido es más intenso a mayores presiones. Para este tipo de inspección se tiene que entrenar el oído, de tal forma que se reconozca el ruido de los rodamientos, los ruidos normales que produce el aceite en la succión y en la descarga y diferenciarlos de otra clase de ruidos cercanos. Por esta razón se requiere experiencia para hacerlo. La cavitación también puede ser detectada por malos funcionamientos en el sistema total tales como: La descarga de la bomba es reducida, porque la bomba no toma el flujo completo de aceite. Esto podría ser detectado por el desplazamiento lento de los cilindros o del motor hidráulico. Una válvula de control que ha sido diseñada por cavitación incrementa la velocidad de flujo debido a que se ha aumentado el tamaño de los pasajes efectivos en el montaje de la válvula. En síntesis, la cavitación puede ser causada por velocidades excesivas de la bomba, una línea de entrada muy restringida o muy larga, o porque la viscosidad del fluido es muy alta. ¿Cómo prevenir la cavitación? Aunque la cavitación puede ocurrir en otras partes del sistema, se tratara de hacer énfasis en cuanto a la bombas se refiere. Para prevenir la cavitación hay que asegurase de la existencia del suficiente fluido y la presión en el lado de

238

409

succión de la bomba para llenar los espacios en los elementos de bombeo (pistón, Paletas, dientes de engranajes). La presión requerida en el lado de succión varia de acuerdo a cada tipo de bomba, a la casa fabricante, al modelo, la geometría y a las condiciones metalúrgicas de los elementos de bombeo, estos factores son establecidos de acuerdo a unas mínimas condiciones de vacío. Es importante recordar dos factores.

* Las mediciones deben ser tomadas en el lado de succión de la bomba y no es conveniente tomarlas en cualquier lugar (aguas arriba).

* La presión mínima del fluido en las gráficas esta basada en el uso del aceite de petróleo en un sistema operando a nivel del mar.

El ultimo punto debe estar basado en que tan lejos de la bomba esta siendo considerada la succión del fluido a un nivel de 5000 Pies (1524 m) por encima del nivel del mar, ya es menos de la que esta especificada por los fabricantes, sin considerar la caída de presión que existe entre el reservorio y la bomba. Los fabricantes de bombas hidráulicas para potencia fluida son conservativos en sus diseños y construyen sus equipos con grandes factores de seguridad, debido que existen diferencias de acuerdo al sitio donde el equipo realiza su operación. Evitar la cavitación en las bombas de paletas: Las bombas de paletas son más susceptibles a daños por cavitación que los diseños de bombas de engranajes. En la medida que la paleta entra al área de succión, esta debe extenderse de la posición previa en el rotor. En la medida que esta se extiende el aceite llena la cámara de expansión formada en la base de la paleta junto al Rotor. Durante esta parte la rotación la base de la paleta está conectada al puerto de succión de la bomba, de tal modo que el fluido esté disponible para llenar el vacío creado por las paletas extendidas.

239

Figura 329. Cavitación en bombas de paletas. Si existiera un vacío excesivo en el puerto de succión de la bomba, éste también existirá en la base de la paleta presentando daños, cuando la paleta pierde primero el contacto con el anillo durante la succión y entonces es expulsada hacia el anillo elipsoide, mientras está rotando hacia el puerto de presión. En general, éste problema no existe en bombas correctamente instaladas.

410

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Sugerencias para combatir la cavitación. • Entrene sus oídos: Aprenda a distinguir entre la operación normal de la

bomba y el sonido cuando se presenta la cavitación. Este sonido es similar al movimiento de arena en una mezcladora. Si la bomba suena como una bolsa de Canicas cuando se vacía se debe probablemente a que esta tomando burbujas de aire.

• Realizar un quiz en operación que verifique el buen funcionamiento y otras

condiciones para evitar la cavitación. • Si puede, instalar un medidor de vacío en el lado de la succión de la bomba,

para medir las condiciones en la succión y compararlas con las lecturas recomendadas por los fabricantes.

Si usa un medidor de vacío recuerde que se está leyendo una relación en la cual prevalece la presión atmosférica. En Denver por ejemplo un vacío de 5 pulgadas representa una altura de 5 pulgadas por encima del nivel del mar. La tabla 1. Presenta la relación entre el nivel del mar y la presión atmosférica.

Altitud por encima del nivel del mar en pies

Lectura del barómetro en pulgadas de mercurio

Presión atmosférica en Lb/pul2

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 10000

29.92 28.8 27.7 26.7 25.7 24.7 23.8 22.9 22.1 21.2 20.4

14.7 14.2 13.6 13.1 12.6 12.1 11.7 11.2 10.8 10.4 10.0

Tabla 1. Relación entre el nivel del mar, lectura en el barómetro

y la presión atmosférica.

241

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Otros factores además de una alta altitud, una velocidad excesiva de la bomba y un alto nivel de viscosidad pueden contribuir a generar un vacío excesivo en la bomba. Verifique las siguientes condiciones en la línea de succión: Un filtro obstruido en el reservorio o la línea de succión. Evite colocar codos o uniones en la línea de succión. Una manguera enrollada o una abolladura en la tubería. Una protuberancia interior en la tubería de succión. Tubería de succión también crea una caída de presión por esta razón hay que asegurarse de tener una tubería corta y derecha tanto como sea posible. Cuando la bomba esta montada por encima del nivel del fluido, éste es elevado directamente gracias a la presión atmosférica, a las condiciones de succión disponibles de la columna estática del fluido; el nivel de aceite hidráulico deberá mantenerse tan alto como sea posible. El montaje de una bomba por debajo del nivel de fluido, no es un seguro contra la cavitación, es necesario mantener ese nivel de aceite por lo menos 15 pulgadas para obtener ganancia equivalente a 1 pulgada de mercurio. La viscosidad del aceite también es un factor que determina las condiciones de vacío, entre más pesado sea el aceite mayor será la caída de presión dada en el flujo. 4.2.2 Aireación. Es una condición en la cual un cierto numeró de burbujas de aire son transportadas a lo largo del recorrido del aceite que entra en la bomba. En una observación visual generalmente se identifica la causa del problema, las burbujas pueden ser generadas cuando el fluido regresa transportando aire al reservorio debido a las cascadas formadas por la altura de la línea del retorno al reservorio o cuando la bomba succiona aire a través del sumidero que forma un remolino en el lado de la succión de la bomba debido a que el nivel de aceite es demasiado bajo.

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413

En algunas ocasiones una mala instalación de la bomba o un inapropiado ensamble de la misma permitirán la entrada de aire al interior de la bomba. Cuando se sospeche que hay filtraciones de aire notará un marcado cambio en el ruido que proviene de la bomba. Una bomba ingiriendo aire produce un sonido similar a la acción de desocupar una bolsa llena de canicas. Un efecto de implosión ocurre cuando las burbujas se comprimen debido a la presión a la salida de la bomba. Esta implosión puede causar remoción de partículas de metal de las placas de presión, de las placas de desgaste u otros componentes cercanos a los puntos de implosión, además causan puntos localizados de altas temperaturas. La aireación excesiva hace que el fluido se vea lechoso. Esto además hace que los componentes trabajen erráticamente debido a la compresibilidad del aire atrapado. Las posibles formas en que el aire puede ser absorbido por el sistema, son: a través de los sellos deteriorados en el eje o por entre las uniones con filtraciones en la entrada a la bomba. Si los racores de la línea de entrada no están bien apretados, el aire exterior, a la presión atmosférica, puede penetrar hacia la presión más baja (zona de más baja presión de la línea) y puede llegar hasta la bomba. ¿Cómo detectar la aireación? La mejor manera de detectar la aireación es escuchando la bomba. La bomba con partículas de aire en su interior produce un sonido similar a la acción de desocupar una bolsa llena de canicas, este sonido es fácil de distinguir de los demás sonidos producidos por la bomba. Un sistema puede actuar “esponjoso” particularmente en el caso de la aireación. Con servoválvulas la aireación del aceite incrementa la compresibilidad, y los circuitos de control llegan a ser menos precisos esto se puede apreciar mejor las máquinas de alta precisión. Para detectar la aireación sólo observando la cantidad de espuma en la superficie del aceite en el reservorio, puede ser un indicador suficiente. Separar el aire del aceite en el reservorio de tal forma que el aire no se ha empujado al interior del lado de la succión de la bomba requiere de un diseño especial en el reservorio entre más tiempo dure el aceite en el reservorio ayuda a eliminar las burbujas de aire. Las mangueras de succión en la bomba deben estar lejos de las mangueras de retorno tanto como sea posible. La instalación de una malla al interior del reservorio es de gran beneficio para evitar la entrada de aire en el lado de la succión de la bomba la Figura 330 y 331. muestra la influencia del tamaño de la malla y del ángulo a la cual se debe colocar, el punto óptimo se puede encontrar con una malla 60 y un ángulo de 30 grados para prevenir la aireación.

243

Figura 330. Influencia de la instalación de una malla al interior

del reservorio.

Figura 331. Influencia del tamaño de la malla y el ángulo. 4.2.3 Contaminación. Es cuando cualquier material ajeno al fluido hidráulico que tiene efectos dañinos en su desempeño dentro del sistema. La mayoría de los contaminantes causan acción abrasiva entre las tolerancias estrechas de los componentes. Esto ocasiona desgastes y fallas prematuras. 414

244

415

Aunque se conocen muchas cosas relativas a la prevención y al control del aumento de la contaminación, se considera actualmente que el 70% de los fallos de los sistemas hidráulicos son debidos a un mal estado del fluido. La contaminación puede ser en forma de gas, de líquido o de sólido; puede ser activa químicamente o inerte. Los contaminantes más comunes del aceite hidráulico son:

Gas Líquido Sólido Aire Agua o aceites Herrumbre, virutas o polvo metálicos

Tabla 2. Contaminantes mas comunes del aceite hidráulico.

4.2.3.1 Fuentes de contaminación. Las fuentes de contaminación en los sistemas hidráulicos pueden dividirse en tres categorías generales.

• Contaminación ya incorporada • Contaminación ingresada • Contaminación generada internamente

Contaminación ya incorporada: Generalmente, los fabricantes procuran suministrar productos limpios internamente, pero a pesar de sus esfuerzos, los equipos llevan usualmente alguna contaminación ya incorporada. Estos contaminantes pueden incluir rebabas, virutas, escorias, fangos, polvo, fibras, arena, humedad, productos aislantes de tubería, salpicaduras de soldadura, pintura y soluciones detergentes. Los nuevos componentes pueden ser también fuentes de contaminación debido a un almacenamiento, tratamiento o prácticas de instalación incorrectos. Muchos contaminantes son invisibles a la vista humana y no se remueven cuando se limpian con un trapo o con una manguera de aire. Los filtros ayudan a controlar los niveles de contaminación, pero la experiencia ha demostrado que un filtro de un solo paso no puede proteger adecuadamente un componente o una zona del sistema. Una fuente de contaminación es a través de las conexiones roscadas. Por ejemplo, la instalación de un racor de 5/8" introduce más de 60.000 partículas mayores de 5 micras dentro del sistema.

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416

Contaminantes tales como rebabas de soldadura pueden no separarse y entrar en la corriente de fluido hasta que son desprendidas por el fluido a alta presión entre ellas y las paredes metálicas o por la vibración de la máquina cuando está funcionando. Contaminación ingresada : Un motivo muy frecuente de introducción de contaminantes es al llenar el sistema con un nuevo aceite. Este ha sido refinado y aditivado en condiciones limpias, pero cuando se introduce dentro de la bomba mediante líneas de filtraje, las partículas metálicas y de goma procedentes de las líneas pueden entrar dentro del depósito conjuntamente con el nuevo aceite. Los depósitos de almacenaje pueden también contener herrumbre generada por la condensación del vapor de agua contenido en el aire. Si el aceite nuevo se ha almacenado en condiciones razonablemente limpias, los contaminantes más frecuentes en el aceite de relleno son metales, sílice y fibras. La suciedad y otras partículas pueden introducirse en el sistema durante revisiones y mantenimiento. Normalmente, los componentes se reemplazan o reparan en un ambiente no limpio. La contaminación alrededor del equipo puede entrar en el sistema por una tubería u orificio desconectados. Otro lugar por donde la contaminación puede introducirse es por el filtro de aire situado encima del depósito. El aire que se introduce por este filtro cada vez que un actuador se llena de aceite o cuando, por cualquier motivo desciende el nivel de aceite. Frecuentemente, el filtro de aire es una malla no fina que permite que la suciedad sin filtrar penetre el sistema. Se presenta otro foco principal de contaminación ambiental cuando los vástagos de los cilindros permanecen extendidos en una atmósfera muy contaminada durante largos periodos de tiempo. Las partículas finas pueden depositarse sobre los vástagos y ser empujadas dentro del sistema cuando éstos entran. Cuando las juntas y los retenes de estos vástagos se desgastan, la introducción de contaminantes aumenta considerablemente.

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Contaminación generada internamente: Este tipo de contaminación se genera internamente dentro del sistema por el desgaste de las piezas móviles de los componentes hidráulicos. Los tipos de desgaste se indican en el cuadro 8.

FORMAS DE CREAR CONTAMINACIÓN DE ORIGEN INTERNO TIPO CAUSA PRIMARIA

• Abrasión • Erosión • Adhesión • Fatiga • Cavitación • Corrosión • Aireación

• Partículas en contacto entre las superficies móviles • Partículas de alta velocidad que golpean las

superficies • Contacto metal con metal • Esfuerzos repetidos sobre una superficie • Caudal restringido a la entrada de una bomba • Substancias extrañas en el fluido (agua o productos

químicos) • Burbujas de gas en el fluido

Cuadro 8. Formas de crear contaminación de origen interno.

Abrasión: Es el efecto de partículas sólidas, transportadas por el fluido hidráulico, que entran en contacto con las superficies móviles. La abrasión daña las superficies y puede crear partículas abrasivas adicionales. Hay tres tipos e abrasión, como se muestra en la figura 332.

Figura 332.Tipos de abrasión. La primera se denomina abrasión de un solo cuerpo; este tipo de abrasión se origina cuando las partículas contaminantes dañan una superficie por contacto entre el fluido y la misma. La abrasión de dos cuerpos se presenta cuando una partícula abrasiva está incrustada en una superficie que está en contacto con otra. Si la aspereza dura de una superficie entra en contacto con una superficie más blanda, también se dice que ha aparecido una abrasión entre dos cuerpos. La abrasión de tres cuerpos se refiere a partículas abrasivas sueltas que entran en contacto con dos cuerpos.

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Erosión La erosión es similar a la abrasión y se presenta cuando partículas de velocidad muy elevada golpean las superficies, dañándolas. Adhesión Cuando un metal entra en contacto con otro metal puede haber adhesión. Fatiga Cuando los esfuerzos repetidos sobre una superficie producen desprendimiento de partículas. Cavitación La formación y consiguiente colapso de las burbujas en el fluido, arrancan partículas de las superficies metálicas de la bomba. Aireación Similar, en este sentido, a la cavitación. Corrosión El deterioro de las superficies por corrosión, aporta contaminantes al sistema. 4.2.3.2 Efectos de la contaminación. Cuando se examinan los efectos de la contaminación sobre el funcionamiento y la duración de las máquinas hidráulicas, deben considerarse los efectos sobre la misión del fluido hidráulico, sobre las tolerancias mecánicas de los componentes, la definición de los tipos de contaminación, y como fallan los componentes cuando hay contaminación en un sistema. La misión del fluido: Teniendo en cuanta que las misiones del fluido hidráulico son:

• Transmitir potencia • Refrigerar o disipar calor • Lubrificar

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• Evitar fugas La contaminación por partículas sólidas interfiere con las tres primeras misiones. Interfiere con la transmisión de potencia bloqueando u obstruyendo los orificios pequeños en dispositivos tales como las válvulas de control de la presión y del caudal. La contaminación interfiere con la refrigeración formando sedimentos sobre las paredes del depósito. La transmisión de calor desde el fluido a estas paredes es dificultada por la formación de estos sedimentos y origina eventualmente una temperatura más elevada de funcionamiento del sistema. Frecuentemente, el efecto combinado de varios tipos de daños debidos a la contaminación hacen que la capacidad de generación de calor de una unidad que funciona normalmente, aumente considerablemente. El efecto más serio que puede tener la contaminación sobre el sistema es cuando afecta a la capacidad lubricadora del fluido hidráulico, lo que puede ocurrir de varias formas. Las partículas muy finas, más pequeñas que las holguras mecánicas de los componentes pueden depositarse en ellas y bloquear eventualmente el caudal de fluido lubrificante entre el pequeño espacio entre las piezas móviles y por consiguiente, interfiere con el funcionamiento del componente. Esta acumulación de partículas contaminantes muy finas se denomina sedimentación. La sedimentación en las válvulas impide el desplazamiento de sus correderas e interfiere también con el funcionamiento de la bomba, originando la degradación de su grupo giratorio que disminuye su rendimiento, y degrada su funcionamiento. La contaminación afecta también a los actuadores, y (como en el caso de los motores hidráulicos) puede originar una disminución de su rendimiento o su fallo. En los actuadores giratorios, pueden dañarse las juntas y sus superficies dinámicas adyacentes. Pueden también destruirse las técnicas de estanqueidad entre los dos lados opuestos de los pistones de los cilindros. Cuando las partículas son aproximadamente del mismo tamaño que la holgura por la que pasan, pueden frotar contra piezas móviles, rompiendo la película lubrificante, y originando desgaste y daño a la superficie del componente, figura 333. Este desgaste crea más contaminación, aumenta las fugas, hace disminuir el rendimiento y genera calor.

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Figura 333. Efecto de las partículas.

Las partículas contaminantes grandes no pueden circular por las holguras y normalmente no originan abrasión sobre las superficies que se mueven. No obstante, esta clase de contaminación puede depositarse a la entrada de una holgura y bloquear el caudal entre las piezas móviles. Estas partículas pueden también atascar válvulas, bombas y motores. Cuanto mayor sea la presión, mayor es el problema. 4.2.3.3 Holguras mecánicas. Las holguras de fabricación de los componentes hidráulicos pueden clasificarse en dos niveles distintos:

• 5 micras para unidades de presión elevada • 15 a 40 micras para unidades de baja presión

La holgura en cada caso en particular puede variar ampliamente, según el tipo de componente y las condiciones de funcionamiento. La siguiente tabla muestra los valores típicos de las holguras para varios componentes.

VALORES DE LAS HOLGURAS TÍPICAS Micrómetros Pulgadas Bomba de engranajes (en estado de presión) Engranaje a placa lateral Punta de diente a cuerpo

1/2-5 1/2-5

0.00002-0.0002 0.00002-0.0002

Bombas de paletas Punta de la paleta Lados de la paleta

1/2-1* 5-13

0.00002-0.00004 0.0002-0.0005

Bombas de pistones Pistón a camisa (R)**

5-40 1/2-5

0.0002-0.0015 0.00002-0.0002

420

250

421

Placa de distribución a cilindro Servoválvulas Orificio Pared de la lengüeta Camisa de la corredera (R)**

130-450 18-63

1-4

0.005-0.018 0.0007-0.0025

0.00005-0.00015

Válvula de control Orificio Camisa de la corredera Tipo disco Tipo obturador

130-10000 1-23

1/2-1* 13-40

0.005-0.40 0.00005-0.00090 0.00002-0.00004 0.0005-0.0015

Actuadores 50-250 0.002-0.010 Cojinetes hidrostáticos 0-25 0.00005-0.001 Cojinetes antifricción 1/2* 0.00002 Cojinetes laterales 1/2* 0.00002 * Estimado para una capa lubricante fina ** Holgura radial

Cuadro 9. Valores de las holguras típicas. La vista humana puede únicamente distinguir partículas mayores que 40 micras. La mayoría de la contaminación perjudicial en un fluido hidráulico es de tamaño inferior a 40 micras, lo que significa que esta contaminación no puede detectarse mediante una inspección visual. 4.2.3.4 Fallas por contaminación en bombas y motores. Las bombas y motores hidráulicos llevan piezas y componentes que se mueven unas con relación a las otras, pero están separadas por holguras llenas de fluido hidráulico. Generalmente, los elementos componentes están sometidos unos contra otros por las fuerzas de presión que tienden también a introducir el fluido entre las holguras, y si éste está muy contaminado, habrá una rápida degradación y un probable agarrotamiento. En los sistemas a baja presión, el diseño de la bomba puede tolerar holguras relativamente grandes y los efectos de la contaminación disminuyen algo. A presiones de funcionamiento más bajas, hay menos fuerza disponible para introducir las partículas en las áreas de holguras críticas.

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422

Cuando la presión aumenta las condiciones se hacen más adversas. Aún cuando las holguras sean normalmente fijas, los componentes bajo cargas elevadas pueden asumir posiciones excéntricas que los hacen vulnerables a las partículas pequeñas. La viscosidad del fluido afecta también a las holguras. El espesor de la capa lubricadora puede soportar cargas hidrodinámicas, pero la viscosidad debe ser suficientemente baja para evitar problemas en la succión. Hay que tener en cuanta las condiciones térmicas, y como afectan la viscosidad. Las bombas y motores son especialmente susceptibles a problemas en las holguras en las siguientes áreas:

Bombas y motores de paletas: Bombas y motores de engranajes: Punta de la paleta a anillo Dientes a cuerpo Rotor a placa lateral Diente a diente Paleta a ranura del rotor Engranaje a placa lateral

4.2.3.5 Recomendaciones. "Mantenerlo frío y limpio", es el secreto para una larga vida del fluido. Es más fácil mantener a los contaminantes fuera del sistema que removerlos cuando están dentro. Muy frecuentemente, no se detecta la degradación hasta que un fallo catastrófico envía grandes cantidades de contaminación al sistema. Después del fallo, este debe limpiarse completamente con un fluido detergente, o de lo contrario, la bomba reemplazada y otras piezas tendrán una duración menor que la esperada. Cuando las bombas y motores llevan drenaje externo, el caudal de fugas por el mismo, puede medirse y servir como indicación del estado del componente. Una variación significativa del caudal de drenaje indica que el componente está dañado o desgastado, y que ha empezado a desprender partículas. El mal manejo o el uso de contenedores viejos puede ser causa de que el fluido "nuevo" ya venga contaminado. A menos que este venga de contenedores limpios y sellados, se debe filtrar todo el aceite "nuevo" que se vaya a agregar al sistema.

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Es importante el control de las partículas sólidas mediante la filtración; se deben cambiar todos los filtros de forma regular, antes de que se obstruyan. Los fluidos hidráulicos resistentes al fuego, así sean o no basados en agua, requieren de una exigente filtración para mantener la confiabilidad del sistema. 4.2.3.6 Medida de la cantidad y tamaño de las partículas

contaminantes. Siempre que se realice un análisis de las partículas contaminantes en un sistema hidráulico, la validez de los resultados depende de varios factores, incluyendo:

• Control de la limpieza del equipo utilizado para obtener y analizar la muestra del fluido

• Control de la limpieza del ambiente al que puede estar expuesta esta muestra

• Método utilizado para obtener la muestra • Método utilizado para contar las partículas de la muestra • Precisión del equipo seleccionado para el análisis y cualificación en su

uso • Precisión en interpretar los resultados del análisis y en determinar la

contaminación en una muestra del fluido Métodos para tomar muestras del fluido

La selección del método de muestreo y su aplicación adecuada son aspectos críticos de todo el análisis. Este método debe seleccionarse según el tipo de muestra necesario o su finalidad. Muestreo estático Si todo lo que se requiere es un análisis químico o físico de los precipitados del fluido y de las partículas extrañas, se utiliza una muestra estática. Estas muestras se obtienen del fluido en reposo y se extrae normalmente del fondo o del punto más bajo del recipiente del fluido, y no reflejan las condiciones del contaminante presente en el sistema bajo las condiciones de trabajo. No son tampoco útiles para determinar cuanta contaminación particular está distribuida dentro del fluido. Por consiguiente, el muestreo dinámico es el sistema preferido.

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Muestreo dinámico Muchas veces, el factor más importante al tomar una muestra del fluido es asegurarse de que ésta es representativa del nivel de contaminación que está presente dentro del sistema bajo condiciones actuales de trabajo. En estas circunstancias, debe tomarse una muestra dinámica del fluido en movimiento. Tanto en el lugar del que se extrae la muestra, como el periodo de tiempo durante el ciclo de funcionamiento en el que ésta es tomada, son importantes para obtener una muestra representativa. El lugar preferido para tomarla es directamente más arriba del filtro de retorno. Métodos para analizar el tamaño de las partículas La distribución de los tamaños de las partículas contaminantes en un fluido, puede analizarse por muchos métodos distintos. En algunos casos se mide directamente el tamaño de la partícula, mientras que en otros la dimensión se deriva de medir una conducta física. Métodos ópticos Esta es una nueva tecnología que está empezando a aplicarse. Durante algún tiempo se han empleado métodos con imágenes utilizando microscopios, con luz reflejada y transmitida, para medir el tamaño de las partículas. También se utilizan procesadores de imágenes y microscopios electrónicos convencionales, como el de exploración minuciosa (escáner). Otros métodos ópticos incluyen técnicas de extinción, dispersión o difracción de la luz, láser y técnicas holográficas. Contadores automáticos de partículas El uso de contadores (CAP) se está haciendo cada día más popular. Este método de contar y dimensionar partículas, dirige un rayo de luz a través de un orificio. Las variaciones en la difusión del rayo cuando pasan las partículas, permiten que un sensor determine el número y tamaño de las partículas contaminantes. La velocidad y precisión del CAP han hecho que este método sea muy popular. Hace posible el análisis con una muestra muy pequeña del fluido hidráulico.

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425

4.2.3.7 Código ISO para los contaminantes sólidos. Este código fue establecido para especificar el nivel de limpieza de un fluido. Se aplica a todos los tipos de sistemas de fluidos, suministra un medio sencillo, sin errores, significativo y consistente de comunicación mundial entre proveedores y usuarios. El código utiliza los resultados del conteo de partículas. Se determina el total de partículas, respecto a una unidad de volumen, mayores de 5 micras y mayores de 15 micras. La referencia de 5 micras da idea de la contaminación fina, mientras que la de 15 micras refleja la magnitud de las partículas de desgaste. 4.2.4 Fugas. Desgaste de los sellos: Con el uso prolongado, la principal causa de fugas por los sellos, es el desgaste. El desgaste puede incluso ser causa de fugas en sellos estáticos. Las sacudidas, las puntas de presión y las vibraciones, causan que las superficies de los sellos estáticos se deslicen y separen en pequeñas cantidades, haciendo que los sellos eventualmente produzcan fugas. Entre más áspera sea la superficie de sello, mayor será el desgaste, y más pronto ocurrirán las fugas. Medida de la aspereza de las superficies: Para inspeccionar la rugosidad se usan unos pequeños instrumentos llamados perfilómetros, los cuales reportan sus resultados en unidades como las micropulgadas. Para sellos estáticos, donde las superficies han de ser selladas no se mueven una respecto de la otra, la práctica comercial es tener entre 32 y 63 micropulgadas. Para sellos dinámicos, las superficies en movimiento relativo, requieren de un acabado final de 16 micropulgadas. Líneas de fluido excesivas: Si un sistema es una jungla de líneas de fluido y las conexiones a los componentes son difícilmente accesibles, las posibilidades de que haya fugas son grandes. Hay que simplificar los sistemas hidráulicos tanto como se pueda. Menos conexiones, menos posibles fuentes de fugas. Hay que evaluar la posibilidad de volver a montar las válvulas, con todas las conexiones en una placa de montaje. El uso de múltiples ofrece aún mejores conexiones entre las válvulas, eliminando muchas de las conexiones externas.

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426

4.2.5 Calor excesivo. Las condiciones térmicas, por encima de un límite especificado, causan que la viscosidad del fluido se vea afectada. Un ciclo de trabajo extremo, la aireación, la cavitación, la presión excesiva y la contaminación, son todos factores que contribuyen a un calentamiento excesivo. El calor excesivo, por su parte, acelera la oxidación del fluido del sistema, deteriorando su viscosidad. Esto genera una reacción en cadena. Entonces, la causa primera del calor excesivo debe ser eliminada con el propósito de solucionar efectivamente el problema. Temperatura del fluido Los aceites de petróleo son usados en la mayoría de las aplicaciones oleohidráulicas para lubricar las partes, así como para transmitir potencia. Sin embargo, a medida que la temperatura del aceite aumenta la película lubricante se adelgaza. El resultado son partes rozando; la fricción y el desgaste aumentan; los materiales de los sellos se deterioran más rápidamente, se endurecen y pierden flexibilidad, y pueden permitir fugas rápidamente. Para evitar problemas, la temperatura de conjunto del depósito debe mantenerse entre 38ºC (100 F) y 54ºC (130 F). Algunos puntos localizados, como en el sello del eje, pueden llegar a estar hasta 40ºC más calientes que el aceite. A medida que la temperatura del aceite crece, la de los puntos calientes aumentan en la misma proporción. Sí la temperatura excede los 66ºC (150 F), hay que determinar si se está usando el tipo correcto de aceite. Podría ser recomendable usar un aceite con viscosidad mayor, o con aditivos antidesgaste y antioxidantes. Una prueba rápida y sencilla de la temperatura del aceite, es colocar la mano sobre el tanque, junto a la línea de entrada a la bomba, mientras el sistema este en operación. Si el calor no es aceptable y no se puede dejar la mano en ese lugar, probablemente la temperatura del tanque es muy alta. ADVERTENCIA: HAY QUE TENER CUIDADO AL REALIZAR ESTA PRUEBA, PARA EVITAR QUEMADURAS. La regla general para la máxima temperatura del depósito, en aplicaciones móviles, es la temperatura ambiente más 44ºC (80 F). Por ejemplo, en un día caliente, a 32ºC (90 F), la temperatura del depósito puede alcanzar los 76ºC (170 F). Los sellos hechos de Buna-N (nitrito), pueden durar casi indefinidamente con temperaturas del aceite de 93ºC (200 F), pero su vida se reduce a la mitad por cada 14ºC (25 F) de aumento de temperatura.

TEMPERATURA DEL FLUIDO ºC

TEMPERATURA DEL FLUIDO EN ºF

VIDA EN HORAS

107 225 2000 121 250 1000

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427

135 275 500

Tabla 3. Análisis de la temperatura del aceite de acuerdo al tiempo de horas de operación.

Los fluidos resistentes al fuego con contenido de agua, requieren temperaturas inferiores para prevenir la evaporación excesiva (54ºC, 130 F). Viscosidad: Una medida de las fricciones internas del fluido y su resistencia al flujo. Mayores viscosidades que las recomendadas (como puede ser el caso de un aceite muy frío) pueden causar cavitación en la bomba. Viscosidades menores que las recomendadas pueden aumentar las fugas internas de la bomba y aumentos de la temperatura. Entonces, tener fluidos con las viscosidades recomendadas, a los cuales los fabricantes han agregado los aditivos apropiados, es clave para una larga vida de la bomba. 4.3 ANÁLISIS DE FALLAS EN BOMBAS. La síntesis presentada a continuación es una guía para determinar las verdaderas causas de falla de bombas y motores. Fotos detalladas muestran exactamente el tipo de daño causado por la cavitación, la aireación y otros problemas. Dada su importancia y el mayor interés ingenieril, se han tenido en cuenta principalmente las bombas y motores de paletas y de pistones.

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4.3.1 Fallas en Bombas de Paletas.

Figura 334. Superficie del cuerpo de la bomba rayada.

Esta superficie es normalmente liza y de poca fricción (fosfatada). Esta puede ser rayada por adhesión de la bomba o por excesiva contaminación atrapada entre el rotor y la superficie del cuerpo. El cuerpo de la bomba de la izquierda muestra un rayado típico. A estos cuerpos rayados se les puede rectificar la superficie un poco (0,005 a 0,010 pulgadas), pero deben ser tratados (fosfatados) antes de ser usados de nuevo. Si se requiere un mayor rectificado de la superficie (0,010 a 0,020 pulgadas máximo), el canal para el o-ring debe ser ahondado en igual cantidad. 428

258

Requerimiento de rectificado

Figura 335. Comparación de las superficies del cuerpo de la

bomba rayadas. El cuerpo de la izquierda esta suficientemente rayado para requerir un rectificado. Sin embargo, la superficie del cuerpo de la bomba de la derecha, no tiene un rayado muy profundo, solamente los colores del tratamiento se han gastado. Cuerpos en estas condiciones pueden ser puestos en operación sin problema.

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Placa de presión

Figura 336. Signos de aireación en la bomba.

Debido a que el aire es compresible, cualquier burbuja atrapada entre las paletas de la bomba implosiona violentamente cuando es expuesta a la presión de salida. Si la burbuja de aire que implosiona esta cerca de una superficie de la bomba, la energía liberada puede remover material. Esto deja marcas parecidas a las de la cavitación (como se ve en la figura, junto a las ranuras de los agujeros de salida de la bomba). Las partículas de material arrancadas se convierten finos contaminantes que pueden desgastar o rayar la placa de presión y las superficies de contacto del rotor. Las superficies de bombas, con marcas leves de aireación y cavitación, pueden ser rectificadas hasta en 0,010 pulgadas. Si se remueven más de 0,010 pulgadas durante la rectificación, las ranuras deben ahondarse la misma cantidad. Cualquier superficie guía o de rodamiento, que sea rectificada, siempre debe ser lapeada o pulida para mejorar la textura de la superficie. Después de una rectificación, la placa debe ser tratada (fosfatada) para restablecer el recubrimiento original.

430

260

Figura 337. Comparación del estado de las placas de presión.

La placa de presión de la izquierda esta muy dañada debido a la aireación, y no se recomienda repararla. La rectificación no serviría para compensar la cantidad de material que se ha desprendido cerca de las ranuras. (La placa de la derecha esta en buenas condiciones, se muestra como comparación.)

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Figura 338. Placa de apoyo dañada por la aireación.

Los efectos de la aireación son similares en ambas, la placa de entrada y la de salida. En la figura se ve el daño causado por el colapso de las burbujas. La superficie de la placa esta muy rayada. Puede ser rectificada hasta 0,010 pulgadas sin necesidad de ahondar las ranuras. La rectificación entre 0,010 y 0.020 pulgadas requerirá de ahondar las ranuras. Nunca se debe rectificar por encima de 0,020 pulgadas. Hay que recordar que las placas rectificadas deben ser adecuadamente tratadas (fosfatados) según especificación.

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262

Figura 339. Placa de apoyo reparada.

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Paletas

Figura 340. Comparación del estado de las paletas.

En la figura 340. se muestra la comparación de una paleta nueva (abajo), comparada con la apariencia deslustrada de una paleta que ha sido sometida a fluido contaminado (arriba). El cartucho, al pertenece esta paleta, debe ser reemplazado.

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Figura 341. Comparación entre los diferentes tipos de desgaste

en las puntas de las paletas. En la figura 341, la paleta de la izquierda es nueva, la del medio esta desgastada un poco debido a un fluido más contaminado. El gran desgaste que se aprecia en la paleta de la derecha fue causado por aireación. Un desgaste similar puede ser causado por fluido en malas condiciones. El cartucho asociado debe cambiarse.

435Figura 342. Paleta desgastada.

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Este tipo de desgaste es síntoma de presiones o temperaturas excesivas. Esto es indicación de que el cartucho esta dañado, y no se recomienda su reparación.

Anillo guía para las cámaras de bombeo en bombas de paletas equilibradas hidráulicamente

Figura 343. Marcas en anillo guía. Los anillos guía de las bombas de paletas tendrán una superficie interna muy lustrosa debido a su operación normal. Algunos anillos (como el de la figura) pueden mostrar además marcas onduladas causadas por cavitación, aireación o contaminantes. Estas marcas pueden ser menores o graves. Ondulaciones suaves (entre 0,001 y 0,002 pulgadas de profundidad) pueden ser pulidas, y el anillo reutilizado. Siempre debe pulirse el anillo guía en la dirección de rotación indicada. En el caso de encontrarse marcas más profundas, será necesario hacer un análisis para determinar si un esmerilado puede ser usado para recuperar el anillo. Se debe realizar un nitrurado para asegurar que la superficie no ha perdido dureza. Un anillo guía puede quebrarse o romperse completamente en el punto con sección transversal más débil. Este tipo de falla

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266

es causado por picos de presión mayores a las especificaciones de diseño de la bomba.

Figura 344. Superficie de un anillo guía agrietada por el calor. Esto es indicativo de uno o más problemas en el sistema, incluyendo aireación en la línea de entrada, temperatura excesiva o mala calidad del fluido. Los anillos guía agrietados por el calor deben ser reemplazados.

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Daños por adhesión

Figura 345. Marcas por adhesión (agarrotamiento) en un anillo

guía. La adhesión (agarrotamiento) de la bomba (como lo evidencia el desprendimiento o transferencia de metal) puede hacer que las temperaturas puntuales aumenten excesivamente. Estas altas temperaturas causan decoloración en el anillo guía, como se ve en la figura. En este caso en particular, las altas temperaturas localizadas fueron tan altas que las puntas de las paletas fueron literalmente fundidas en el contorno del anillo. Un anillo en estas condiciones no debe ser reutilizado.

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Figura 346. Comparación de dos anillos guías con fallas.

El anillo de la izquierda tiene unas ligeras ondulaciones, y puede ser pulido y reutilizado. Sin embargo, el de la derecha se ha dañado gravemente debido a calor excesivo, y muestra señales de adhesión (agarrotamiento). 439

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Rotor Las superficies del rotor pueden estar rayadas por contaminación o adhesión (agarrotamiento). Las ranuras de las paletas también pueden desgastarse y rayarse por la contaminación del fluido.

Figura 347. Rotor manchado.

Un rotor en estas condiciones (ver figura 347), es signo de presiones excesivas o bajas presiones en la entrada. El cartucho debe ser cambiado.

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Figura 348. Daño típico por adhesión en un rotor de una bomba

de paletas. Los tipos de fallas por adhesión pueden ser causados por la contaminación del fluido, operación en seco, mala lubricación por parte del fluido, alta temperatura del sistema, o tolerancias inadecuadas entre el anillo guía y el rotor. Rotores con las ranuras para las paletas desgastadas más de 0,0002 pulgadas no deben ser reutilizados. Rotores con superficies rayadas, como el mostrado en la figura 348, deben ser reemplazados.

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Figura 349. Oxidación orginada por la humedad en el aceite.

La oxidación es la unión química del hierro con el oxígeno. La corrosión es la reacción química entre el metal y un ácido. Ya que es generalmente imposible impedir que el aire atmosférico y la humedad que contiene penetren en el sistema hidráulico, habrá siempre posibilidades de que haya oxidación. 4.3.2 Fallas en bombas de pistones.

Bloque de cilindros Los agujeros cilíndricos individuales, del bloque de cilindros, están sometidos a desgaste excesivo. Esto puede ser debido a operación en seco, mala lubricación por parte del fluido, o contaminantes externos. Los bloques de cilindros desgastados o rayados, no deben ser reutilizados. La superficie superior del bloque de cilindros, que esta en contacto con la placa de distribución, puede también rayarse o picarse, debido a condiciones de operación inapropiadas, tales como aireación, cavitación, contaminación y alta presión del sistema.

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272

Figura 350. Superficie de un bloque de cilindros con muestras

de desgaste. La figura 350, muestra ralladuras ocasionadas por contaminación. En estos casos, el bloque de cilindros puede ser pulido o rectificado de 0,005 a 0,015 pulgadas. Los bloques rectificados deben ser siempre tratados adecuadamente antes de usar.

443

273

Placa de distribución

Daños por aireación

Figura 351. Placa de distribución erosionada.

Los efectos de la aireación, en las placas de distribución de las bombas de pistones, son muy similares a los que se observan en las bombas de paletas. En las dos figuras se observan marcas de erosión evidentes.

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274

Figura 352. Placa de distribución con superficie rayada.

La superficie de una placa de distribución puede llegar a rayarse debido a numerosos factores, incluyendo la contaminación. Una superficie rayada, como la que se muestra en la figura, puede ser rectificada más de 0,015 pulgadas. Hay que ahondar las ranuras en la misma proporción. La placa rectificada debe ser tratada según la especificación (renitrurada). Hay que tener en cuenta que el rodamiento debe ser removido antes de rectificar.

445

275

Figura 353. Placa de distribución dañada por partículas

contaminantes.

La placa de distribución de la figura fue estropeada por grandes partículas de materiales contaminantes.

Patín / Pistón Si todos los patines de los pistones no tienen el ancho dentro de los límites prescritos, pueden experimentar levantamiento. Otra posible causa de levantamiento, es la cavitación. Eventualmente el pistón puede salirse del patín y ocasionar daños catastróficos.

446

276

Figura 354. Daños ocasionados por la contaminación en la

cabeza del pistón.

Los patines también pueden desprenderse de los pistones debido a desgaste, ralladuras y picaduras, ocasionadas por la contaminación.

447

277

Figura 355. Superficie de apoyo del patín con desgaste por

cavitación.

El levantamiento del patín y la cavitación producen un efecto de "cilindrado" que redondea los bordes del patín. Otro síntoma son ralladuras en la superficie del patín, como es evidente en la figura.

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278

Figura 356. Efectos de la contaminación y la adhesión en el

diámetro de un pistón. Figura 356. Efectos de la contaminación y la adhesión en el

diámetro de un pistón.

Figura 357. Comparación de las condiciones de dos pistones. 449 449

279

El pistón de la derecha tiene daños obvios y debe ser reemplazado. Sin embargo, el de la izquierda esta en relativas buenas condiciones, y puede ser usado de nuevo.

Placa de presión

Figura 358. Evidencia del levantamiento de los patines.

Las placas de presión pueden ser perjudicadas por el levantamiento y el "cilindrado" de los patines de los pistones, como se ve aquí. La superficie de la placa de presión puede ser rectificada hasta en 0,015 pulgadas máximo, pero debe ser renitrurada.

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Figura 359. Placa de presión gravemente averiada.

La figura 359, muestra el tipo de golpes que se dan cuando un patín se desprende completamente del pistón. Esta placa no puede ser rectificada y debe ser desechada.

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Bloque basculante

Figura 360. Bloque basculante quebrado.

Los agujeros que soportan los ejes del bloque basculante, están sujetos constantemente a ciclos de esfuerzos de carga y descarga. La mala aplicación del momento de giro, o una inusual alta frecuencia de carga y descarga, pueden causar la falla de los ejes y que el bloque basculante falle, como se ve en la figura 360.

Falla en los ejes

Las fallas de los ejes de las bombas son generalmente casadas por esfuerzos repetitivos. Como una cadena, que es tan fuerte como su eslabón más débil, el daño en un eje ocurrirá cuando la concentración de esfuerzos, en el punto más débil del eje, exceda la resistencia del material.

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Hay dos tipos primarios de fatiga del metal que son responsables de la mayoría de las fallas en los ejes de las bombas: fatiga por flexión rotacional y fatiga torsional.

Figura 361. Eje fracturado debido a fatiga por flexión rotacional.

El eje de la figura 361, se rompió limpiamente en un ángulo de 90º respecto a su eje de rotación. Esta falla es debida a la fatiga por cargas flexoras que se producen con la rotación. Una causa probable es la mala alineación entre la bomba y su impulsor primario, lo cual causa que el eje se flexione ligeramente con cada revolución. Fracturas como esta usualmente empiezan en un punto de concentración de esfuerzos. Dentro de estos puntos débiles se pueden contar ranuras, filetes o agujeros. El eje mostrado en la figura tiene las marcas onduladas típicas de este tipo de fallas. Estas marcas indican que el eje fue irregularmente cargado o desbalanceado. El área suave cerca del borde es donde la falla se inicio. Las ondulaciones se van haciendo más intensas, hasta el punto donde se produjo la ruptura final

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Figura 362. Eje fracturado debido a fatiga por flexión torsional.

En la figura, la falla del eje fue causada por fatiga torsional. Este tipo de fatiga es causado por las fuerzas generadas durante la operación normal de la bomba. Cuando estos ciclos de fuerzas se repiten miles o incluso millones de veces, eventualmente el eje simplemente se daña por su uso. Las fallas por fatiga torsional pueden tener una variedad de formas, dependiendo de la geometría del eje y la dirección de la carga. Las cargas de torsión que siempre se dan en un mismo sentido usualmente causan una fractura en forma de espiral a unos 45º del eje de rotación, como se muestra en la gráfica.

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Averías y sus causas Las tablas en este capitulo pueden resultar muy útiles para subsanar las averías y encontrar sus causas, dad la imposibilidad de enumerarlas todas se han indicado solamente aquellas que, con mayor frecuencia, se dan en los circuitos hidráulicos. Sin embargo, es evidente que pueden producirse otras. En cualquier caso la experiencia y las lógicas deducciones del técnico serán las que solucionen el problema. Es importantísimo que las reparaciones sean efectuadas por un personal técnico conocedor de la materia y de los elementos, y es de advertir el esmerado proceso de limpieza que debe observarse en la manipulación de las piezas componentes de estos. Finalmente cabe mencionar que el mejor remedio para las averías es evitarlas, de ahí la importancia de contar con el mantenimiento adecuado en el supuesto de que tanto el proyecto como el montaje hayan sido realizados correctamente. Otro factor importante para la prevención de futuras averías, y considerando que muchas de ellas son repetitivas, es el análisis de componentes averiados ya que de un profundo estudio del componente puede determinarse la causa concreta de la avería, y en su caso buscar las soluciones oportunas para evitar que esta se repita. Bombas y motores

Avería: la bomba no da caudal o solo da parte de él causas soluciones

Sentido de giro invertido o acoplamiento mal anclado

Invertir el sentido de giro del motor o acondicionar la bomba para el verdadero sentido de giro; revisar si la chaveta está bien colocada

Nivel de aceite demasiado bajo Rellenar el deposito Filtro obturado Limpiarlo o cambiarlo

Mal funcionamiento de la válvula situada en el tubo de aspiración

Reparar la válvula o suprimirla

Burbujas de aire en el circuito Purgar el circuito Entrada de aire por el tubo de aspiración Cambiar el racor o la junta y comprobar la

estanqueidad del circuito. Untar con grasa consistente los posibles puntos de

aspiración de aire. Eje de la bomba roto Cambiar el eje y comprobar la causa (

sobrecarga o mala alineación)

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Mala calidad del aceite Consultar las recomendaciones Aceite demasiado frío (viscosidad muy

elevada) Hacer girar la bomba a baja presión para calentar el aceite a través de la válvula de

seguridad o instalar un sistema de precalentamiento

Bomba descebada No existe purga en el tubo de presión (purgar la bomba aflojando el racor de la

salida de presión) Demasiada altura de aspiración Reducir esta altura

Alta velocidad de giro Reducir esta velocidad No actúa la presión atmosférica en el interior del deposito(deposito estanco)

Adoptar un respiradero o un filtro de aire de capacidad suficiente

Avería: la bomba o el motor hacen ruido causas Soluciones

Cavitación Purgar la bomba. Regular o comprobar las válvulas de deceleración del motor

Entrada de aire por el tubo de aspiración Cambiar el racor o la junta y comprobar la estanqueidad del tubo

Entrada de aire por el reten del eje Cambiar este retén Emulsión Purgar el circuito Sistema de entrada de aire en el deposito obturado o no existe

Limpiar o instalar este sistema

Filtro de aspiración pequeño u obturado Instalar un filtro mayor o limpiarlo Diámetro de la aspiración demasiado pequeño

Colocar un tubo de diámetro mayor

Fugas en la carcasa Apretar los tornillos, comprobar si las fugas provienen de las juntas

Piezas defectuosas de la bomba o del motor

Cambiar estas piezas

Bomba o motor sometidos a esfuerzos Verificar la alineación de la bancada y apretar los tornillos uniformemente

Cuerpos extraños en el circuito de aspiración

Eliminar estas partículas y si es necesario limpiar el circuito

Muelle de paleta roto Cambiar el muelle Circuito obturado Limpiarlo, y si es necesario, decaparlo y

volverlo a limpiar

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Tubo de aspiración aplastado Cambiar este tubo o tratar de repararlo Temperatura del aceite demasiado elevada Verificar el circuito para encontrar el

motivo (¿hay refrigerador?) Bomba de alimentación averiada Buscar la causa y remediarla (¿suciedad?) Ruidos en el deposito (caja de resonancia) Cambiar la posición o fijación del deposito,

instalar dispositivo contra ruidos Poros en el flexible de aspiración Cambiarlo Vibraciones en el circuito Buscar la causa y remediarla Otros defectos en la bomba o en el motor Desmontar la bomba o el motor, verificar

las piezas o probar los elementos en un banco de pruebas

Nivel de aceite demasiado bajo Rellenar el deposito (fugas o circuito no lleno)

Mal funcionamiento de la válvula de aspiración

Repararla o eliminarla

Mala calidad del aceite Consultar la sección de fluidos Alta velocidad de giro del motor Reducir la velocidad, colocar válvulas de

frenado en el circuito para evitar la aceleración del motor

Avería: la bomba o el motor se calientan excesivamente causas Soluciones

Mala calidad del aceite Consultar la sección de fluidos Velocidad del fluido demasiado alta Instalar tuberías de mayor diámetro Nivel de aceite demasiado bajo Rellenar el deposito (fugas o circuito no

lleno) Cartucho volumétrico de la bomba o del motor gastados

Cambiar estas piezas

Grandes esfuerzos radiales o axiales Limitarlos a los máximos permisibles y verificar alineaciones

Aumento de la velocidad inicial Verificar la presión máxima si es necesario cambiar el tipo de bomba (a una de mayor caudal) e instalar la tuberíacorrespondiente

Refrigerador insuficiente Aumentar su capacidad Refrigerador obstruido Buscar la causa y remediarla (posos,

sedimentos etc.) Poca diferencia entre la presión de tarado Aumentar la presión de tarado o disminuir

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y la de trabajo la de trabajo Presión demasiado elevada Reducir la presión Mala elección del regulador de presión Sustituirlo por el adecuado Mal funcionamiento del circuito Verificar el circuito y si es necesario

cambiarlo Juntas inadecuadas Sustituirlas Filtro obturado o pequeño Limpiarlo o sustituirlo Velocidad de giro demasiado alta Reducir esta velocidad cavitación Verificar el cebado de la bomba y purgar

el circuito Sistema de aireación obstruido Limpiarlo Circuito obstruido Limpiarlo y si es necesario decaparlo y

volverlo a limpiar Tubo de aspiración aplastado Cambiarlo o arreglarlo Avería en la bomba de alimentación Buscar la causa y remediarla Otros defectos de la bomba y el motor Desmontar estos elementos, verificar las

piezas o probarlas en un banco de pruebasemulsión Purgar el circuito

Avería: la bomba no da presión

causas Soluciones Presión mal regulada Verificarla presión y aumentarla si es

necesario Limitador de presión atascado Repararlo Defecto del circuito eléctrico (solenoides del distribuidor o contactos)

Verificar el circuito eléctrico y repararlo (excitación del distribuidor de Bypass)

Fugas en el circuito (cilindros, válvulas, etc.)

Comprobar las juntas y sustituir las defectuosas

Error de interpretación del circuito Verificar el circuito y modificarlo si es necesario

Eje de la bomba roto o chaveta mal colocada

Buscar la causa (¿bomba sometida a esfuerzos?), cambiar el eje, colocar bien la chaveta

Mala regulación de los contactos de puesta en vacío

Modificar la regulación de los contactos

La bomba no da caudal Ver cuadro numero xxx Mala calidad del aceite Verificar las condiciones de operación del

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fluido, mala selección del aceite. En lo posible cambiarlo.

Dispositivo de arrastre defectuoso Reparar este dispositivo (buscar las causas)

La correa de arrastre patina Regular la correa o sustituirla Circuito obstruido Limpiarlo y si es necesario decaparlo y

volverlo a limpiar Juntas imperfectas Sustituirlas

Avería: perdida de velocidad del motor

causas Soluciones Presión de entrada muy baja Aumentar esta presión Presión de salida muy elevada Verificar el circuito Plato distribuidor no hace contacto Desmontar el motor y repararlo Piezas del motor defectuosas Sustituir las piezas Temperatura del aceite demasiado elevada Comprobar el circuito para encontrar la

causa ( verificar el refrigerador)

Avería: control defectuoso de la velocidad causas Soluciones

Fugas importantes de la bomba Comprobar el caudal y las causas, y si es necesario sustituir la bomba

Avería: el motor no funciona causas Soluciones

Par demasiado bajo Aumentar la presión Fugas internas o en el drenaje muy grandes

Verificar el funcionamiento de la corredera del plato distribuidor

Defecto de las tóricas del plato distribuidor Colocarlas bien y verificar que el plato distribuidor se desplaza

Caudal de la bomba insuficiente Comprobar las causas, reparar la bomba o sustituirla por otra de mayor caudal

Motor demasiado pequeño Cambiarlo por un modelo mayor

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Avería: mucho juego en el eje

causas Soluciones Rodamiento defectuoso Cambiar el rodamiento Excesivo esfuerzo radial o axial Limitar esfuerzos a los minimos

permisibles Acoplamiento no equilibrado Equlibrarlo o cambiarlo

Avería: fugas en la bomba o en el motor

causas Soluciones Mala estanqueidad de los racores Comprobar y remediarlo Mala estanqueidad del reten Cambiarlo Fugas en la carcasa Comprobar si proceden de las juntas y

reparar, y si es necesario cambiar la carcasa

Superficies planas dañadas Rectificar lapear pero se aconseja enviarla al constructor comprobar la contaminación del fluido

No hay válvula de deceleración en el circuito del motor (presión de frenado muy elevada)

Instalar una válvula de deceleración

Filtros

Avería: filtración inadecuada

causas Soluciones Demasiada luz de malla Instalar un filtro de menos luz. Atención

con la capacidad de filtrado Filtro obturado, el aceite pasa en derivación a través de la válvulaincorporada

Limpiar el filtro y si es necesario todo el circuito

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Error en la instalación Atención al sentido de circulación Campo magnético averiado Instalar nuevos elementos magnéticos Elementos obturados Limpiar los elementos, o cambiarlos Error en el circuito Modificar el circuito Depósitos

Avería: aceite contaminado causas Soluciones

Defectuosa estanqueidad de las juntas Sustituir las juntas, comprobando su compatibilidad con el tipo de fluido y si es necesario modificarlas

Circuito contaminado Vaciar y limpiar el circuito Filtro de aire inadecuado Instalar el requerido Filtro de aire defectuoso Limpiarlo y cambiarlo Tuberías y circuitos obstruidos Limpiar, decapar y limpiar nuevamente

Avería: emulsión

causas Soluciones Nivel de aceite muy bajo Llenar hasta el nivel máximo Circuito no lleno Rellenar el circuito y verificar posibles

fugas Tubería de aspiración y retorno no separadas por un tabique de decantación

Instalar este tabique en el deposito

Retorno por encima del nivel de aceite Instalar el retorno por debajo del nivel de aceite del deposito

cavitación Depresión demasiado fuerte en la aspiración. Verificar sección del tubo, longitud y capacidad del filtro

Mala calidad del aceite Verificar las condiciones de operación del fluido, mala selección del aceite. En lo posible cambiarlo.

Depresión en el interior del deposito Modificar el sistema de entrada de aire al deposito

Mal montaje en la tubería de retorno En la tubería de retorno hay una T que hace de venturí, ni siendo el ramal central

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estanco a la depresión

Avería: temperatura demasiado elevada

causas Soluciones Ningún sistema de refrigeración Montar un refrigerador o modificar la

superficie del deposito para mejor disipación de calor

Refrigerador no adecuado Aumentar su capacidad o la superficie del deposito

Superficie de disipación de calor muy pequeña

Aumentar esta superficie

Alta temperatura ambiente Cambiar de sitio el deposito o instalar un refrigerador

Deposito cercano a una fuente de calor Verificar la distancia del deposito a la fuente de calor y si es necesario montar una pantalla aislante

Presión en el circuito demasiado elevada Modificar la presión inicial Error en la instalación Modificar la instalación Elementos defectuosos en el circuito Sustituir estos elementos No hay indicadores de nivel de aceite y no es posible controlar dicho nivel

Instalar un indicador de nivel

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ACUMULADORES

Figura B1. Acumulador hidráulico. A diferencia de los gases que, son compresibles y pueden almacenarse durante un periodo de tiempo, los fluidos hidráulicos son normalmente incompresibles. Los acumuladores suministran un medio para almacenar estos fluidos bajo presión. El fluido hidráulico entra en la cámara del acumulador y actúa sobre el área del pistón o de la vejiga para elevar un peso o comprimir un muelle o gas. El acumulador es un dispositivo de almacenamiento de energía. Se puede considerar análogo a una batería. Los acumuladores más frecuentemente usado son los de gas, como el que se muestra en las figuras B2.

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Figura B2. Acumulador hidráulico de gas.

APLICACIONES DE LOS ACUMULADORES

En muchos sistemas hidráulicos es necesaria una gran cantidad de fluido para efectuar el trabajo, pero este se realiza sólo en intermitentemente en el ciclo de la máquina. Por ejemplo, en una máquina de inyección, el cilindro de inyección debe moverse muy rápidamente cuando la pieza se forma, pero permanecer inactivo cuando se retira la pieza y durante el cierre y la abertura del molde. En lugar de utilizar intermitentemente una bomba de gran caudal, este sistema permite almacenar fluido en un acumulador con una bomba relativamente pequeña y descargarlo durante la parte de "inyección" del ciclo. Otra aplicación sería, en un sistema en el cual es necesario mantener una presión durante un período de tiempo muy largo. En vez de dejar la bomba funcionando constantemente al taraje de la válvula de seguridad, se utiliza para cargar un acumulador y mientras éste mantiene la presión, la bomba puede descargar libremente al tanque. Se usan presóstatos o válvulas de seguridad y descarga para controlar periódicamente la carga del acumulador o la descarga de la bomba cuando se pierde fluido debido a las fugas de circuito. Los acumuladores pueden también instalarse en una sistema para absorber choque o puntas instantáneas de presión, debidas a paradas bruscas o inversiones del caudal de aceite. En tales casos, la presión de carga es próxima o ligeramente superior a la presión máxima de trabajo, consiguiéndose así absorber las puntas de presión y evitar al mismo tiempo una flexión constante de la membrana o de la vejiga. Como precaución, el acumulador tiene que aislarse completamente del circuito o estar completamente descargado, antes de iniciar cualquier desmontaje de las líneas del circuito. Nunca debe de desmontarse un acumulador sin antes descargarlo.

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En resumen, las aplicaciones de los acumuladores pueden ser: • Almacenamiento de energía • Absorción de choques • Amortiguación de pulsos • Compensación de expansiones térmicas

TIPOS DE ACUMULADORES Hay diferentes tipos de acumuladores hidráulicos que son usados en sistemas de potencia de fluidos. La construcción más común utiliza un gas inerte en una bolsa (vejiga) o actuando sobre un pistón. ACUMULADORES DE CONTRAPESO

Figura B3. Acumulador de contrapeso. Es el tipo de acumulador más antiguo, figura B3. Consta de un pistón vertical, con facilidad para añadir o remover pesos, lo que permite modificar la presión de operación del acumulador. Este es el único tipo de acumulador en que la presión se mantiene constante. No obstante, son pesados, ocupan mucho espacio y su uso es limitado. Se utilizan en algunas prensas de gran tamaño en las que se requiere una presión constante o en aquellas pocas aplicaciones en que sean necesarios grandes volúmenes.

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ACUMULADORES DE MUELLE

Figura B4. Acumulador de muelle. En este tipo de acumulador, figura B4, la presión es aplicada al fluido mediante la compresión de un muelle espiral colocado detrás del pistón del actuador. La presión no es constante, ya que la fuerza de compresión es proporcional a la longitud comprimida del resorte; la presión aumenta cuando el fluido entra en la cámara y disminuye cuando este sale. Se pueden montar en cualquier posición. La fuerza del muelle, es decir, los límites de presión no son fácilmente ajustables con estos acumuladores. Además, cuando se requieran grandes cantidades de fluido, las fuerzas involucradas hacen muy difícil poder obtener muelles suficientemente grandes. ACUMULADORES DE GAS Son los más utilizados. Se cargan con un gas inerte, generalmente nitrógeno seco. Las presiones de carga varían con cada aplicación y dependen del intervalo de presiones de trabajo y del volumen de fluido requerido en dicho intervalo. La presión de carga del gas no debe ser inferior al 25% (preferiblemente el 33%) de la presión máxima de trabajo. La compresión del acumulador varía en proporción a la compresión del gas, aumentando cuando entra el fluido y disminuyendo cuando sale.

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Acumulador de gas tipo pistón

Figura B5. Acumulador tipo pistón. Este es no de los métodos para separar el gas del fluido, esto lo hace mediante un pistón libre, figura B5. Acumulador de gas tipo membrana o vejiga

Figura B6. Acumulador de membrana o vejiga. Llevan incorporada una membrana o vejiga de caucho sintético que separa el fluido del gas, figura B6.

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El aceite disponible puede variar entre el 25% y el 75% de la capacidad total, según las condiciones de funcionamiento. Trabajando fuera de estos límites, la vejiga podría dilatarse o comprimirse demasiado, limitando su duración. CONDICIONES DE FUNCIONAMIENTO Dado que los acumuladores a gas son, ampliamente, los más usados, en esta parte se analizara la incidencia de las condiciones de operación del acumulador en el funcionamiento del sistema. Al trabajar con acumuladores es importante entender las condiciones de su funcionamiento. La mínima presión del sistema es determinada por la presión más baja disponible en las condiciones de trabajo. La máxima presión disponible la determina el taraje de la válvula de alivio o la presión más alta necesaria para mantener el volumen requerido en el acumulador. La presión de carga recomendada es de 100 psi (6.9 bar) menos que la presión mínima del sistema (para acumuladores de pistón). De este modo el pistón nunca se apoyará y la presión del gas con relación a la presión del sistema es esencialmente siempre igual para reducir las fugas de gas y aceite. Las propiedades del gas afectan la operación del acumulador. Cuando un gas se comprime adiabáticamente, la temperatura aumenta; a su vez, cuando se expande adiabáticamente, la temperatura disminuye. Para una presión dada, un gas ocupa mayor volumen entre mayor sea su temperatura. Cuando el acumulador es llenado, el fluido se comprime, Figura B7. Si el llenado es lento y permite que el calor fluya manteniendo una temperatura constante del fluido, puede considerarse como un proceso isotérmico. Si por el contrario, el llenado es realizado en forma rápida y el calor no tiene oportunidad de escapar, con el consiguiente aumento de la temperatura, el llenado puede considerarse adiabático.

Figura B7. Compresión del gas.

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Cuando el acumulador es llenado isotérmicamente (lentamente) puede acumular una mayor cantidad de liquido que si fuera operado adiabáticamente (rápidamente). Esto se puede apreciar en el ejemplo de la figura B8.

Figura B8. Secuencia de trabajo del acumulador. Cuando el acumulador es descargado el gas se expande, figura B9. De nuevo, si la descarga es lenta y permite que el calor fluya manteniendo una temperatura constante del fluido, puede considerarse como un proceso isotérmico. Y si por el contrario, la descarga es realizada en forma rápida y no se permite la entrada de calor, con la consiguiente disminución de la temperatura, la descarga puede considerarse adiabática.

Figura B9. Expansión del gas.

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Cuando el acumulador es descargado isotérmicamente (lentamente) puede descargar una mayor cantidad de liquido que si fuera descargado adiabáticamente (rápidamente). Esto se aprecia en el ejemplo de la figura B10.

Figura B10. Estados termodinámicos del acumulador en operación.

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