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Sistemas Hidráulicos y Neumáticos 513103008 Departamento de Ingeniería Térmica y de Fluidos

UD1. Introducción a los sistemas de potencia fluida hidráulicos y neumáticos T1. Componentes de los sistemas de potencia fluida. Simbología T2. Fluidos hidráulicos de trabajo. Propiedades. Tratamiento del aire comprimido T3. Bombas de desplazamiento positivo (BDP) y compresores En esta Unidad Didáctica se estudian en primer lugar los aspectos básicos sobre sistemas hidráulicos y neumáticos: Ventajas e inconvenientes de cada sistema, aplicaciones, componentes básicos y simbología utilizada para la representación esquemática de los circuitos. En segundo lugar se estudian las propiedades que deben tener los fluidos de trabajo utilizados en sistemas hidráulicos y las necesidades de tratamiento del aire comprimido en función de la aplicación. Por último, se estudian las características y prestaciones de los diferentes tipos de bombas de desplazamiento positivo y compresores que se pueden utilizar en sistemas hidráulicos y neumáticos respectivamente. Los resultados esperados del aprendizaje para esta Unidad Didáctica son:

- Explicar la función que cumplen los componentes básicos de los sistemas de potencia fluida hidráulicos y neumáticos, e identificarlos por su representación simbólica según normativa.

- En sistemas hidráulicos, enumerar las propiedades que debe tener el fluido y seleccionar el más adecuado en función de la aplicación. En sistemas neumáticos y redes de aire comprimido, determinar las necesidades de tratamiento del aire en cuanto a secado, filtración y lubricación en función de la aplicación y explicar en qué consiste cada una de ellas.

- Seleccionar la bomba de desplazamiento positivo (BDP), o el compresor más adecuado en sistemas hidráulicos o neumáticos respectivamente y explicar su funcionamiento.

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T3. Bombas de desplazamiento positivo (BDP) y compresores

3.1 Bombas de desplazamiento positivo (BDP)

3.1.1 Conceptos básicos 3.1.2 Tipos de bombas de desplazamiento positivo y características básicas 3.1.3 Curvas características 3.1.4 Sistemas de impulsión compactos

3.2 Compresores 3.2.1 Conceptos básicos 3.2.2 Tipos de compresores 3.2.2.1 Compresores dinámicos 3.2.2.2 Compresores volumétricos alternativos 3.2.2.3 Compresores volumétricos rotativos 3.2.3 Selección del compresor

3.1 Bombas de desplazamiento positivo (BDP) 3.1.1 Conceptos básicos El principio de funcionamiento de las máquinas de desplazamiento positivo en general, consiste en el intercambio de energía de presión entre un volumen fluido y una cámara de geometría variable. El fluido llena unas cavidades conectadas con la sección de entrada de la máquina, y se desplaza hasta conectar con la sección de salida. En función del sentido en el que se produce la transferencia energética pueden ser:

- Máquinas generadoras. Comunican energía de presión al fluido consumiendo energía mecánica o eléctrica. La presión de salida depende de las características de la bomba y del circuito de impulsión al que descarga. (Bombas de desplazamiento positivo, BDP).

- Máquinas motoras. Obtienen energía del fluido, en este caso el fluido cede su energía de presión y ejerce una fuerza sobre el contorno móvil produciendo un desplazamiento lineal o rotativo.

Las máquinas hidráulicas generadoras se pueden clasificar, de forma general en: a) Bombas hidrodinámicas (turbomáquinas). Su capacidad de generar presión depende de la velocidad de rotación, y para un régimen de giro dado la presión suministrada varía cuadráticamente con el caudal. Las secciones de entrada y salida están comunicadas, por lo que el caudal impulsado varía con la contrapresión de salida y pueden ser bloqueadas sin mayor riesgo. Con bombas de múltiples escalonamientos pueden alcanzarse presiones elevadas, pero no se utilizan en circuitos oleo-hidráulicos.

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Figura 3.1 Curvas características típicas de una bomba centrífuga (hidrodinámica)

b) Bombas hidrostáticas (bombas de desplazamiento positivo, BDP o bombas volumétricas). Impulsan un caudal fijo independientemente de la presión de salida, sin embargo el caudal de salida no es continuo, como en las bombas hidrodinámicas, sino que es un caudal pulsatorio (el número de pulsos de caudal por vuelta depende del número de cámaras de la bomba) (Fig. 2).

Figura 3.2 Caudal pulsátil generado por una bomba volumétrica de émbolo

Su funcionamiento consiste en generar un vacío en la aspiración para que por efecto de la presión atmosférica reinante sobre el depósito de alimentación el fluido llene la bomba. Posteriormente este fluido es desplazado hasta conectar con la sección de salida, que está conectada al circuito hidráulico (si está abierto, la presión de impulsión será nula, pero sí se bloquea parcialmente la presión de salida aumenta hasta vencer esta resistencia, siempre que no se supere la presión límite de trabajo fijada en la válvula limitadora del circuito, en cuyo caso el caudal suministrado por la bomba se descarga al depósito de aspiración a través del retorno desde la limitadora). En la Figura 3, se muestran las curvas características de una BDP de paletas.

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Figura 3.3 Caudal pulsatorio generado por una bomba volumétrica de émbolo

Así pues, una bomba volumétrica proporciona un caudal constante, prácticamente independiente de la presión de salida y la curva H-Q se corta en función de la presión de tarado de la válvula limitadora de presión del circuito. Como además el fluido impulsado se retorna al depósito de aspiración, se opera en circuito cerrado, y todos estos componentes forman la “Unidad Oleohidráulica”. Esta unidad es un bloque cerrado que contiene diversos elementos como el depósito, bomba, motor de accionamiento, válvula de seguridad, manómetro, filtro, indicador de nivel de líquido y en algunos casos un intercambiador para eliminar el calor residual del aceite o para precalentarlo antes de conectar la bomba.

Figura 3.4 Unidad oleo-hidráulica compacta

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3.1.2 Tipos de bombas de desplazamiento positivo y características básicas 3.1.2.1 Características principales de las BDP Las características generales de este tipo de bombas son:

- Impulsan una cantidad fija de fluido por cada giro - El caudal es prácticamente constante y no depende de la presión (descontando las

fugas) - Deben ser protegidas frente a las sobrepresiones mediante una válvula de seguridad - Las prestaciones dependen en gran medida de las tolerancias de fabricación y del

mantenimiento Valor nominal de la presión. Es la presión de trabajo de la bomba (depende de la presión de tarado de la válvula de seguridad y de las características de la bomba). Otros términos relacionados son: presión máxima de trabajo, presión de rotura y presión máxima intermitente. Las presiones nominales de trabajo relativas (bar), que establece la norma UNE 101-101-85 son (valores no preferentes entre paréntesis),

Tabla 3.1 Presiones nominales en sistemas oleohidráulicos.

Desplazamiento. Es el volumen de fluido bombeado en cada revolución o carrera del elemento móvil.

Caudal. Depende de la velocidad lineal de desplazamiento o del régimen de giro y del desplazamiento volumétrico de la bomba. El volumen desplazado por ciclo o revolución permanece prácticamente constante sea cual sea la presión de trabajo. Si bien, dependiendo del tipo de bomba, el desplazamiento puede ser regulado (bombas de caudal variable).

Ω=DQ (3.1)

Rendimiento volumétrico. El caudal teórico viene dado por el producto del régimen de giro por el desplazamiento, pero debido a las fugas internas, el caudal real bombeado es menor. El rendimiento volumétrico depende de: la presión de trabajo, el régimen de giro, el tipo de bomba, construcción y tolerancias, y de la temperatura y viscosidad del fluido.

thv Q

Q=η [ ]99,08,0 ÷ (3.2)

pKQ 1f ∆= (3.3)

pKQQ 1th ∆+= (3.4)

Rendimiento hidráulico. Tiene en cuenta las pérdidas hidráulicas internas.

ththh pp

ppp

∆+∆∆

=∆∆

=η (3.5)

22QKp =∆ (3.6)

22th QKpp −∆=∆ (3.7)

Rendimiento orgánico. Tiene en cuenta las pérdidas mecánicas en los cierres del eje y en los elementos internos de estanqueidad.

Presiones nominales (bar) UNE 101-101-85 0.01 0.04 0.16 0.63 2.5 10 40 160 630

(0.0125) (0.05) (0.2) (0.8) (3.15) (12.5) (50) 200 800 0.016 0.063 0.25 1 4 16 63 250 1000 (0.02) (0.08) (0.315) (1.25) (5) (20) (80) 315 0.025 0.1 0.4 1.6 6.3 25 100 400

(0.0315) (0.125) (0.5) (2) 8 (31.5) (125) 500

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Rendimiento total

vhot ηηη=η [ ]9,05,0 ÷ (3.8)

Ω∆

==ηT

pQ

WW

ejet

(3.9)

3.1.2.2 Tipos de BDP Según la forma en la que se desplaza el contorno móvil se pueden clasificar en general en:

- Bombas Alternativas. Cuando el desplazamiento es lineal, las más utilizadas son las bombas de émbolos o pistones lineales de simple efecto, doble efecto, diferenciales, etc.

- Bombas Rotativas. Cuando el desplazamiento es rotatorio. Las más utilizadas son las bombas de engranajes: Externos o internos, las bombas de paletas y las de pistones o émbolos rotativos: Radiales o Axiales.

a) Bombas alternativas

Son bombas oscilantes de pistones. La presión máxima generada depende de la fuerza aplicada al pistón y del área de este,

A

Fp piston

max = (3.10)

El caudal bombeado depende básicamente de la carrera del pistón. Los parámetros básicos son la cilindrada (desplazamiento,D , en cm3/carrera) y el caudal ( Q , en l/min al régimen de giro nominal en rev/min). Hay de diferentes tipos; simple efecto, doble efecto y combinadas (una bomba para grandes caudales y bajas presiones y otra diferente para bajos caudales y altas presiones).

Ω= DQ 4

cDVD

2

aspiradoπ

== (3.11)

Figura 3.5 Bombas oscilantes de pistones de doble y simple efecto

b) Bombas rotativas El movimiento de la bomba para trasladar el fluido desde la entrada a la salida es rotativo. Se pueden clasificar en función del tipo de elemento que transmite el movimiento al fluido.

b.1) Bombas de engranajes

Pueden ser de diferentes tipos:

- Engranajes EXTERNOS. Los engranajes pueden ser rectos o helicoidales (se incluyen las bombas de lóbulos y de tornillo).

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- Engranajes INTERNOS. Se denominan bombas “gerotor”. Los engranajes siempre están en contacto, y es el rotor interno el que es accionado por el motor y arrastra al engranaje externo.

Las características principales de las bombas de engranajes son:

- Sencillas constructivamente y económicas, pero con bajo rendimiento, ya que suelen presentar problemas de estanqueidad

- Los caudales máximos son del orden de 6000 l/min - Las presiones suministradas pueden alcanzar los 150 ó 200 bar y los regímenes de giro

oscilan entre 500 y 6000 rev/min. - El rendimiento volumétrico oscila entre el 75 y el 90%. - El caudal se puede obtener mediante la expresión,

Ωπ

= hzm602

Q 2t (Engranajes externos) (3.12)

Ωπ

= Ah602

Qt (Engranajes internos) (3.13)

siendo, tQ , el caudal teórico, en m3/s, z , el número de dientes, m, el módulo del engranaje, h ,

la longitud del dentado, en m y Ω , el régimen de giro, en rev/min.

a) b)

Figura 3.6 Bombas de engranajes. a) Externos b) Internos (gerotor).

Las características principales de las “bombas de tornillo” son:

- El flujo es axial y pueden estar formadas por dos o tres tornillos helicoidales. - El flujo es prácticamente continuo. - Bajo nivel de ruido.

El caudal se puede obtener mediante la expresión,

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( )Ω

−π= p

4

DD

60Q

2i

2e

t (3.14)

siendo, tQ el caudal teórico, en m3/s, eD y iD los diámetros exterior e interior del tornillo, en

m, p , el paso del tornillo, en m y Ω , el régimen de giro, en rev/min.

Figura 3.7 Bomba de tornillo.

Las “bombas de lóbulos” son similares a las de engranajes externos, pero son accionados los dos rotores, a diferencia de las de engranajes en las que solo un rotor es accionado.

Figura 3.8 Bomba de lóbulos

b.2) Bombas de paletas Las características principales de las bombas de paletas son:

- Los caudales y presiones son algo inferiores a los de las bombas de engranajes, y el flujo es prácticamente continuo

- El régimen de giro mínimo es de 600 rev/min (sin resortes de presión mínima) ó entre 100 a 200 rev/min si las paletas poseen resortes de presión mínima.

- Las presiones de trabajo pueden alcanzar hasta 175 bar. - Proporcionan buena estanqueidad mediante resortes que presionan las palas. Los

rendimientos son del orden del 95 % - Pueden ser de dos tipos:

o No compensadas. En las que el alojamiento es circular. El caudal puede variarse

regulando la excentricidad o Compensadas. Dotadas de doble entrada y salida y con alojamiento elíptico

para el rotor para compensar la diferencia de fuerzas de presión entre los lados de aspiración y descarga sobre las paletas. Tienen mayor vida útil.

El caudal se puede obtener mediante la expresión,

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Ωπ

= hlD602

Qt (3.15)

Siendo, tQ , el caudal teórico, en m3/s, D , el diámetro interior de la carcasa, en m, e , la

excentricidad, en m, l , la longitud de la paleta, en m y Ω , el régimen de giro, en rev/min.

a) b)

Figura 3.9 Bombas de paletas. a) No compensada b) Compensada

b.3) Bombas de pistones

Las características principales de las bombas de pistones son:

- Pueden ser de caudal fijo o variable y reversibles. - El rango de presiones y caudales es muy amplio. Pueden generar presiones de hasta

700 bar y los desplazamientos pueden variar entre 0,5 y 100 cm3. - El régimen de giro suele oscilar entre 1000 y 3000 rev/min. - El rendimiento volumétrico es del orden del 95%.

El caudal se puede obtener mediante la siguiente expresión,

60ez2

4D

Q2

tΩπ

= (3.16)

siendo, tQ , el caudal teórico, en m3/s, D , el diámetro del embolo, en m, e , la excentricidad, en

m, z , el número de pistones y Ω , el régimen de giro, en rev/min.

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Pueden ser de dos tipos:

- AXIALES. Pueden ser de pistones en línea, en ángulo o de placa oscilante. - RADIALES.

Figura 3.10 Bombas de pistones a) Radiales b) Axiales de placa oscilante

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3.1.3 Curvas características de BDP En la Figura 3.11 se muestra la forma típica de las curvas características de las bombas de desplazamiento positivo. En las curvas características de BDP se suele representar la presión suministrada en abcisas, y el caudal, la potencia absorbida y el rendimiento, en ordenadas. El caudal es prácticamente constante con la presión hasta llegar a un valor límite para el cual las fugas aumentan y el caudal impulsado empieza a disminuir. En la práctica la curva de caudal suministrado por la bomba se corta bruscamente a la presión establecida en la válvula limitadora de presión. La curva de potencia muestra como tanto la potencia requerida como la potencia de salida aumenta linealmente con la presión de suministro. La curva de par muestra también un aumento lineal con la presión. Por último, el rendimiento volumétrico disminuye ligeramente con la presión, ya que las fugas van aumentando y el rendimiento global aumenta hasta el valor de la presión nominal y luego de mantiene prácticamente constante.

Figura 3.11 Curvas características de bombas centrífugas.

(Bomba Vickers de desplazamiento fijo) En la Figura 3.12 se muestran las curvas características de una bomba de paletas de desplazamiento variable y válvula limitadora a 175 bar, donde se observan las curvas de potencia de entrada para desplazamiento máximo y mínimo. En la Figura 3.13, se representan las curvas características de caudal para diferentes regímenes de giro. Se observa como para los diferentes regímenes de giro las curva de caudal son rectas prácticamente paralelas.

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Figura 3.12 Curvas características bomba de paletas Vickers de desplazamiento variable

Figura 3.13 Curvas características para diferentes regímenes de giro

3.1.3.1 Proceso de selección de BDP Las variables a tener en cuenta en la selección de una BDP son: - Caudal - Régimen de giro - Presión de trabajo - Prestaciones, fiabilidad, mantenimiento, coste y nivel de ruido Los pasos a seguir son: 1) Seleccionar el actuador adecuado (cilindro o motor) en función del trabajo a realizar. 2) Calcular el caudal necesario para conseguir la velocidad de desplazamiento del actuador. 3) Determinar el régimen de giro de la bomba y seleccionar el motor de accionamiento. 4) Calcular el desplazamiento que debe tener la bomba. 5) Seleccionar la bomba en función de la aplicación.

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- Desplazamiento fijo o variable. - Tipo de bomba (paletas, pistones o engranajes). 6) Seleccionar la presión del sistema en función de: - Dimensiones del actuador y fuerza, carga o par a desarrollar. - Presión máxima que puede desarrollar la bomba. 7) Seleccionar el depósito, conductos, accesorios, racores y el resto de componentes 8) Calcular el coste global del sistema 9) Considerar factores adicionales como: ruido, pérdidas mecánicas, necesidad de intercambiador de calor, mantenimiento,…etc. 10) Repetir el proceso con diferentes tamaños y tipos de componentes y optimizar la selección 3.1.4 Sistemas de impulsión compactos El grupo de impulsión compacto está formado, además de la bomba, por los siguientes elementos: a) Depósito Almacenan el fluido de operación, disipan calor y eliminan las burbujas de aire del fluido. Pueden incorporar un intercambiador de calor. Los requisitos son: - Superficie libre y tamaño suficiente, teniendo en cuenta una cámara de aire. (Volumen entre 2 a 3 veces Q, en l/min). - Permitir el montaje de otros accesorios. b) Válvula de seguridad y Válvula de descarga Toda instalación de BDP debe estar dotada de una válvula de seguridad. Además como la bomba trabaja en continuo para evitar sobrecargas durante el arranque y la parada. Si se acopla directamente a una válvula de seguridad la potencia consumida sería elevada, por lo que se suele instalar también una válvula de descarga. c) Equipos de acondicionamiento del fluido

- Intercambiador de calor - Filtros

El filtrado puede ser mecánico o mediante alguna sustancia absorbente (materiales porosos, papel, celulosa, etc.). Las partículas arrastradas pueden provocar mal funcionamiento de componentes y desgastes prematuros. Se pueden considerar dos tipos de filtros:

- Filtros totales - Filtros proporcionales. Solo pasa por el filtro parte del flujo

Se pueden instalar en diferentes posiciones:

- En la línea de entrada a la bomba. La caída de presión debe ser baja para evitar problemas de cavitación (50-100 µm)

- Después válvula de seguridad. Trabaja a alta presión y protege válvulas y actuadores (10-25 µm)

- En la línea de retorno. Puede tener elevadas caídas de presión. Trabaja en baja presión y limita el tamaño de las partículas que retornan al depósito (25-30 µm)

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a) b) c)

Figura 3.14 Filtros. a) En aspiración, b) En impulsión y c) En retorno

Figura 3.15 Sistema de bombeo compacto

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3.2 Compresores El aire comprimido es una fuente de energía versátil, segura, cómoda y ampliamente utilizada en la industria en general. Normalmente, en instalaciones de gran consumo, el aire comprimido es producido de forma centralizada y distribuido mediante una red de conductos. Los principales usos son:

- Fuente de energía en alimentación de sistemas neumáticos - Sistema de limpieza - Transporte neumático - Sistema de enfriamiento

La producción de aire comprimido tiene un coste elevado, ya que es un proceso en el que se producen pérdidas energéticas importantes en forma de calor. Sólo aproximadamente el 4% de la energía consumida por el compresor, permanece en el aire comprimido, por lo que toma gran importancia la recuperación energética en este tipo de instalaciones. El coste del aire comprimido se analiza a través del consumo específico de potencia (SPC) en kW/(Nm3/min). Un ratio de compresión eficiente es aproximadamente del orden de entre 6 y 7 kW/(Nm3/min).

3.2.1 Conceptos básicos El compresor es el elemento en el que se comprime el aire atmosférico para ser posteriormente utilizado en sistemas neumáticos o redes de aire comprimido. Se suelen utilizar dos modelos teóricos para describir el proceso de compresión de un gas: el modelo de compresión isoterma y el modelo adiabático. El modelo isotermo consiste en considerar que la temperatura del gas durante el proceso de compresión se mantiene constante, y para ello se necesita extraer el calor generado en la compresión. En el modelo adiabático no se considera la extracción de calor y por lo tanto el gas aumenta su temperatura. En la Figura 3.16 se representa la evolución termodinámica en un diagrama P-V de ambos modelos teóricos y del proceso real, que resulta un proceso intermedio entre ambos y que se adaptaría bien a una transformación politrópica.

Figura 3.16. Compresión isoterma, adiabática y real

El trabajo necesario para realizar una compresión isoterma está representado por la zona azul (superficie encerrada por la línea 12 y el eje de ordenadas). El trabajo en una compresión adiabática se representa mediante el área encerrada por la línea 13 y el eje de ordenadas. Por este motivo, lo ideal es una compresión isoterma, que supondrá un coste energético menor en la generación de aire comprimido. El problema reside en que es inviable extraer todo el calor de la compresión tan pronto como se genera. En cualquier caso, el diseño de los compresores se realiza para intentar extraer el máximo posible de calor, tanto a través del sistema de

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refrigeración y lubricación, como utilizando una compresión multietapa con refrigeración intermedia, especialmente cuando se trata de elevados ratios de compresión.

Un ciclo adiabático tampoco es viable técnicamente, al ser imposible aislar térmicamente el gas de forma absoluta. Siempre habrá una entrada o salida de calor entre el gas en compresión y el entorno. No obstante, el ciclo adiabático es el que más se asemeja a la realidad.

El compresor y el equipo de tratamiento del aire comprimido deberán situarse en un espacio separado del resto. Este espacio, sala de compresores, deberá tener una buena ventilación y estar en un lugar los más limpio posible, así como alejado de cualquier área en la que se están liberando sustancias peligrosas. El compresor y su sistema de refrigeración incorporan un pre-filtro, pero cuando el aire ambiente exterior está muy contaminado, es necesario instalar un sistema de filtrado del aire antes de entrar en la sala de compresores. La temperatura ha de mantenerse en límites aceptables, así, temperaturas superiores a los 40ºC dificultan el proceso de refrigeración de compresores. Por el contrario, temperaturas cercanas a 0ºC conllevan riesgo de congelación. La entrada de ventilación a la sala de compresores no deberá estar situada en zonas en las que el sol incida directamente. Las entradas y salidas de aire deben ser acordes a la potencia de los compresores. Para un mejor rendimiento del compresor el aire debe estar limpio y frío. Para tener una idea de la importancia de las condiciones térmicas del aire aspirado, puede considerarse que cada 4ºC de aumento de temperatura en el aire aspirado, aumenta el consumo de energía un 1% para el mismo caudal, o se impulsa un caudal un 1% inferior para el mismo consumo de potencia.

Para mejorar la eficiencia del compresor:

- El aire debe aspirarse preferentemente del exterior, a no menos de 2 metros del suelo para evitar aspirar partículas del suelo.

- La tubería de aspiración debe ser lo más recta y corta posible. La sección de la tubería no ha de ser menor que la de la sección de conexión al compresor, ya que un aumento de 0,025 bar en la caída de presión en el conducto de aspiración, implica una disminución del rendimiento del compresor de un 2%.

Según el modelo de gas ideal, la potencia del compresor es,

( )e0s0ideal hhGW −= (3.17)

Según el modelo de gas real con compresión politrópica, la potencia consumida por el compresor es,

treal GWW = (3.18)

Siendo, G , el gasto másico en kg/s, y tW , el trabajo específico, en Nm/kg.

−

−

+=

+

−

−

=−−

1p

p

1nn

2

zzTR

z2

zz1

p

p

1nn

pWn1n

1

2211g

1

21n1n

1

21t (3.19)

Siendo,

TR

pz

gρ=

=

1

2n1

2

112 z

z

p

pvv

=

−

1

2n1n

2

112 z

z

p

pTT ( )[ ]p

p

11n

η−γ−

γη=

z , es el factor de compresibilidad, γ , es el exponente de las adiabáticas, n , es el exponente de

las politrópicas, y pη , es el rendimiento de la politrópica.

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3.2.2 Tipos de compresores La elección del sistema de compresión ha de hacerse, principalmente, en función de los gastos de explotación, ya que los gastos energéticos suponen en torno al 75% de los gastos totales de una instalación de producción de aire comprimido.

Los sistemas de compresión sin aceite (soplantes) están indicados para presiones hasta 4 bar. Para presiones superiores a 5 bar, los sistemas sin aceite deben operar en varias etapas para que haya una buena relación entre la potencia consumida y el caudal de aire suministrado, no resultando rentables económicamente. A partir de 5 bar, y hasta 17 bar es más económico emplear compresores convencionales, bien rotativos o alternativos con sistemas de refrigeración y lubricación. Los compresores se pueden clasificar por tanto en:

- Compresores dinámicos (blowers). Pueden ser de tipo eyector, centrífugo o axial. Se utilizan para grandes caudales. Se suelen utilizar en instalaciones de transporte neumático y las presiones de trabajo inferiores a 4 bar.

Figura 3.17 Diferentes tipos de compresores dinámicos

- Compresores de desplazamiento positivo (volumétricos). Se utilizan para presiones superiores a 5 bar. Pueden ser:

o ALTERNATIVOS: (Pistón y Membrana). Para altas presiones (multietapa) y bajos

caudales o ROTATIVOS: Existen diferentes tipos:

- Paletas. Bajas presiones - Tornillo. Presiones y caudales medios. Son los más eficientes - Lóbulos (Roots). Muy bajas presiones (posibles problemas de fugas) 3.2.2.1 Compresores dinámicos En los compresores dinámicos el gas es acelerado en un rotor por fuerza centrífuga y descargado contra una cámara de sección variable (voluta) y se conduce hacia la descarga a través de un tubo difusor, donde la energía cinética restante es transformada en energía de presión. Suministran un caudal variable a presión prácticamente constante.

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Figura 3.18 Compresor dinámico rotativo (soplante)

Compresor rotativo centrífugo Las condiciones en la descarga producen grandes cambios en el punto de operación, así, un aumento de la presión de salida (producida por ejemplo mediante una válvula reguladora de presión) conlleva una disminución del caudal. En la Figura 3.19 se observa un compresor centrífugo rotativo de descarga radial. En este tipo de compresores el rotor suele ser abierto y el régimen de giro es muy alto, entre 10.000 y 15.000 rev/min.

Figura 3.19 Compresor rotativo de flujo centrífugo

Compresor axial En este tipo de compresores el flujo es axial, el aire circula concéntricamente con el eje mientras es comprimido por una serie de coronas de álabes móviles, entre las que se intercalan otras de álabes fijos (difusor). En los rotores giratorios se incrementa la energía cinética del flujo, y en los fijos se transforma esta energía en presión. El régimen de giro puede alcanzar las 20.000 rev/min.

Compresor centrífugo3 EtapasCaudal mínimo 160 N l/sPresión típica 25 bar

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Figura 3.20 Compresor rotativo de flujo axial

3.2.2.2 Compresores volumétricos alternativos

Los compresores volumétricos suministran un caudal constante a diferentes presiones, pueden ser alternativos o rotativos. Los compresores alternativos pueden ser a su vez de diferentes tipos: simple efecto, doble efecto, cierre laberíntico o de diafragma.

Figura 3.21 Diferentes tipos de compresor volumétrico de tipo alternativo

Dentro de este grupo de compresores, los más utilizados son los compresores de pistón. Constan de un pistón en el interior de un cilindro que comprime el aire hasta una presión determinada. Para fijar esta presión, basta con instalar en la salida unas válvulas que se abran cuando la presión interna del cilindro llegue al nivel necesario. El pistón puede ser de simple efecto (produce una única compresión en cada ciclo), o de doble efecto (si produce compresión en ambas carreras). El caudal de aire aportado por este tipo de compresores es discontinuo o pulsátil, siendo más notoria esta pulsación en los de simple efecto. En los compresores de desplazamiento positivo alternativos, se aspira un cierto volumen de aire que posteriormente es comprimido reduciendo el espacio ocupado por este. Posteriormente es descargado a un depósito de almacenamiento o directamente a una red de consumo. En la Figura 3.22 se muestra el detalle de un compresor de pistón.

Compresor axialCaudal mínimo 15 Nm3/sPresión típica 16 bar

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Figura 3.22 Compresor volumétrico de tipo alternativo. Compresor de pistón

Figura 3.23 Diferentes configuraciones de compresores de pistón de simple y doble efecto.

Los compresores de diafragma son similares a los de pistón. El diafragma es accionado de manera alternativa por algún dispositivo mecánico que transforma el movimiento rotatorio de un eje motor en movimiento alternativo y la membrana (diafragma) aspira e impulsa el aire en

Admisión y descargamediante válvulas dedisco de acero inoxidable

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una cámara adyacente. El diafragma puede también ser operado neumática o hidráulicamente, en este caso se pueden alcanzar presiones muy altas. Este sistema también se puede utilizar como bomba de vacío, aspirando de un circuito o cámara de aspiración de volumen fijo.

Figura 3.24 Compresor de diafragma.

3.2.2.3 Compresores volumétricos rotativos Los compresores volumétricos o de desplazamiento positivo de tipo rotativo proporcionan caudales mayores y menos pulsatorios que los compresores de tipo alternativo. Compresores de paletas Es un tipo de compresor rotativo con un solo eje, desplazamiento positivo y con una relación de compresión de diseño fija. Consta de un rotor con paletas flotantes o deslizantes montado en el interior de un cilindro y que gira de forma excéntrica accionado por un motor. Al girar, las paletas se mantienen siempre unidas al estator por medio de la fuerza centrífuga o resortes, y el aire que entra por la parte del cilindro que posee más espacio, es desplazado y comprimido al disminuir el volumen de la cámara que ocupa entre paletas y carcasa del cilindro.

Figura 3.25 Esquema de funcionamiento de un compresor de paletas

El número de aspiraciones y descargas en cada ciclo se determina por el número de paletas y la situación de las compuertas de aspiración y salida.

Compresores de tornillo

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Los compresores de tornillo pueden ser lubricados o secos. Están formados por dos rotores que engranan y comprimen el aire aspirado. Puede trabajar a elevado régimen de giro y son muy eficientes. En la Figura 3.26 se puede observar un compresor rotativo compuesto por dos rotores engranan entre si y que comprimen el gas entre los lóbulos helicoidales y las cámaras de los rotores. Estos compresores realizan la compresión internamente, siendo innecesaria la instalación de válvulas.

Figura 3.26 Funcionamiento de un compresor de tornillo

2 Rotores

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Figura 3.27 Esquemas de operación de compresores de tornillo, con y sin lubricación

Compresores de lóbulos Los compresores de lóbulos (Root) se pueden considerar un tipo especial de compresor mixto entre los dinámicos y los volumétricos rotativos, ya que el aire aspirado se comprime al ser desplazado desde la cámara de entrada hasta la de salida, pero sin variación de volumen en el interior de la máquina. Es similar a una bomba de desplazamiento positivo y tienen un rendimiento no muy elevado. Se utilizan en aplicaciones como bomba de vacío y en sistemas de transporte neumático. También en sistemas de climatización para la compresión del refrigerante en fase vapor.

Con lubricación

Sin lubricación

Relación de compresión limitada por la temperatura

Relación de compresión hasta 13

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Figura 3.28 Esquemas de operación de un compresor de lóbulos

Compresores dentados Los compresores dentados son similares a los anteriores, pueden ser lubricados o secos, y están formados por dos rotores que engranan entre si y comprimen el aire aspirado al desplazarlo desde la cámara de entrada a la de salida.

Figura 3.29 Esquemas de operación de un compresor dentado

Figura 3.40 Compresor dentado utilizado en automoción

Compresores de anillo líquido

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En los compresores de anillo líquido el rotor es excéntrico y comprime el aire al variar el volumen de la cámara que queda entre éste y un anillo líquido exterior que se forma en la periferia de la carcasa por acción de la fuerza centrífuga. El líquido utilizado normalmente es agua.

Figura 3.41 Esquema de funcionamiento de un compresor de anillo líquido

Figura 3.42 Compresor de anillo líquido

Compresores de espiral Los compresores de espiral constan de dos espirales desplazadas 180º, una fija y otra giratoria que generan una cámara de volumen variable al girar excéntricamente una con respecto a la otra. Son compresores que generan un nivel de ruido y vibraciones muy bajo.

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Figura 3.43 Funcionamiento de un compresor de espiral

Figura 3.44 Compresor de espiral

3.2.3 Selección del compresor La elección correcta de un compresor viene determinada principalmente por las necesidades o requerimientos de caudal u presión de la instalación, pero también han de tenerse en cuenta los costes, tanto de inversión como de explotación, incluyendo costes energéticos y de mantenimiento. Para la correcta selección deben considerarse los siguientes factores:

- Carácter fijo o estacionario de la instalación - Factor de carga (sobredimensionado) - Criterios económicos - Ubicación más adecuada - Necesidades de tratamiento del aire - Ruido - Disponibilidad - Consumo energético

Necesidades de caudal y presión

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El primer paso para diseñar una red de aire comprimido es conocer cuál va a ser el consumo de aire en los diferentes elementos de la instalación, así como la presión de trabajo y la calidad requerida. Por lo tanto, se debe:

- Conocer los consumos de las máquinas, herramientas o dispositivos de la instalación - Tener en cuenta posibles ampliaciones de la red (nuevas máquinas, aumento de

consumo de las máquinas existentes, etc.) - Número de compresores y escalonamiento

Para expresar el caudal requerido, las unidades más utilizadas en la práctica industrial son Nm3/min, m3/h y l/min ANR. Por otra parte, la presión típica de operación es entre 6 y 10 bar(rel). En aplicaciones donde la demanda del caudal no es muy grande y las presiones son las normales se suelen utilizar compresores alternativos o rotativos de tornillo o de paletas deslizantes. Para aplicaciones donde se demanda un caudal elevado los compresores de tipo centrífugo son los más adecuados. Los compresores rotativos compactos son los de menor coste relativo, proporcionando también niveles de ruido aceptables, instalación simple y bajos costes de mantenimiento. El tipo de compresor más utilizado es el de tornillo, y puede ser tanto libre de aceite como lubricado por aceite. El rango de potencias típico está entre 2 y 400 kW en simple etapa. Los de doble etapa cubren entre 75 y 900 kW. Los compresores de paletas deslizantes cubren un rango de potencias entre 1 y 75 kW y son los más simples de instalar en sistemas descentralizados. Los compresores de émbolo de doble efecto, multietapa y refrigerados por agua se utilizan en instalaciones hasta 450 kW, y aunque tienen ratios de potencia específica similares a los rotativos sus costes de mantenimiento y el desgaste de piezas es mucho mayor. También son más ruidosos y los costes de instalación, cuando se trata de potencias elevadas son grandes debido a la necesidad de construir bancadas especiales para evitar las vibraciones. Sin embargo, en el rango de las altas presiones, entre 30 y 400 bar es el tipo de compresor más utilizado. Los compresores alternativos, refrigerados por aire y con depósito adosado son muy utilizados en potencias entre 0,5 y 5 kW en aplicaciones de trabajo intermitente, por su bajo coste y simplicidad. Cuando el caudal de aire que se requiere es muy elevado los compresores centrífugos son los más utilizados (caudales mayores de 1000 l/s ANR). Este tipo de compresor es menos eficiente que los compresores rotativos de tornillo para caudales entre 200 y 1000 l/s ANR, pero para caudales mayores debido a mejor eficiencia energética en este rango y a que son inherentemente libres de aceite.

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Figura 3.45 Rango presión-caudal de los diferentes tipos de compresores

Los compresores portátiles se utilizan en instalaciones pequeñas y suelen ser compresores alternativos de pistones o rotativos de tornillo, que se adaptan mejor a la fabricación de equipos pequeños. Los compresores transportables ofrecen un ahorro importante en cuanto a la reducción de los costes de la instalación de tuberías. Las instalaciones estacionarias son adecuadas para grandes instalaciones, pero requieren mayores costes de instalación, tanto de la sala de compresores como de red de conductos. En cambio disponer de una instalación centralizada reduce los costes de mantenimiento y operación, además el tipo de compresor a elegir puede ser cualquiera. Las instalaciones de generación de aire comprimido puede ser: Instalaciones centralizadas

- La producción de aire y su tratamiento se realiza en una misma zona - Recomendable en instalaciones pequeñas y medianas - Existen sistemas compactos que engloban los elementos principales (compresor,

refrigerador, filtros y depósito) en un mismo bloque (equipos portátiles) Instalaciones descentralizadas Son instalaciones de mayor tamaño en las que las longitudes de los conductos son muy grandes. En estas instalaciones la colocación de una unidad centralizada no es rentable, ya que esta unidad debería compensar la pérdida de presión de toda la instalación. La solución reside en la colocación de varias unidades generadoras repartidas por toda la planta. Se obtienen las siguientes ventajas:

- El aire comprimido se genera en zonas cercanas a los puntos de consumo, limitando las pérdidas de presión

- El caudal en los colectores principales es menor, pudiéndose así emplear diámetros más pequeños y ahorrar en costes de instalación

- La presión está más equilibrada en toda la red - Puede cerrarse un tramo de la instalación para realizar tareas de mantenimiento sin

afectar de un modo importante al resto - En zonas frías, disminuye el riesgo de congelación al acortarse las distancias

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La correcta selección de los equipos de tratamiento del aire comprimido: prefiltros, secador, filtros y desoleadores, regulador, etc. tienen influencia en los costes de mantenimiento y operación de la instalación. La calidad del aire requerido influye obviamente también en el tipo de equipos de tratamiento necesarios. A su vez también puede influir en la selección del compresor, por ejemplo, a la hora de elegir un compresor lubricado por aceite o de operación en seco. El factor de carga del compresor nunca debe ser del 100%, aunque debe ser capaz de funcionar en continuo, por las siguientes razones:

- Requiere menor mantenimiento - Se tiene mayor capacidad para mantener la presión estable, incluso en los periodos de

demanda punta - Se dispone de un periodo de enfriamiento durante las paradas, muy conveniente para

equipos refrigerados por aire - Existe la posibilidad de aumentar la demanda de aire sin tener que realizar cambios

importantes en la instalación

Un valor de carga situado entre el 50 y el 80% se considera un buen criterio para aquellos compresores que se instalan con la idea de que tengan un funcionamiento intermitente. En caso contrario, si la regulación del compresor se realiza con un variador de frecuencia, ha de estudiarse cómo afecta al rendimiento de éste trabajar fuera de su punto de diseño. Para que el compresor pueda funcionar en continuo necesita un sistema de refrigeración correctamente elegido y dimensionado. Condiciones ambientales y de aspiración El conducto de aspiración y las aberturas de entrada de aire de la sala de compresores deben estar correctamente dimensionadas. Los requerimientos de la sala de compresores son:

- Debe tener fácil acceso de entrada de equipos pesados y bien comunicada en la planta - Debe disponer de un sistema de drenaje de condensados - Bancada adecuada para evitar la transmisión de vibraciones y espacio suficiente para

mantenimiento - Debe permitir futuras ampliaciones - Debe disponer de una entrada de aire “fresco” adecuada con sistema de prefiltrado - Las entradas y salidas deben colocarse convenientemente - Los gases extraídos deben ser conducidos a espacios no habitados o al exterior

directamente - El caudal de aire de ventilación varía sustancialmente si el compresor es refrigerado por

aire o por agua - Refrigerados por aire (100% potencia motor) - Refrigerados por agua (10% potencia motor)

El caudal de ventilación de la sala de compresores se puede obtener aproximadamente mediante la siguiente ecuación:

T21,1W

Q nVentilació ∆=

(3.20)

Siendo, QVentilación, el caudal de ventilación requerido (m3/s), W, el flujo de calor (kW) y ∆T, el incremento de temperaturas permitido (ºC).

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Figura 3.46 Esquemas de ventilación de la sala de compresores

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Condicionantes económicos Conocer el gasto económico que supone tener activa una instalación de aire comprimido es importante para determinar si es viable continuar usándola o si es preciso realizar alguna actuación sobre ella, bien sea de mantenimiento, reparación o sustitución.

El coste de una instalación de aire comprimido se divide en varias partes:

- Coste de adquisición de materiales y maquinaria - Coste de montaje e instalación de dichos materiales y maquinaria - Coste de mantenimiento - Coste energético

El coste de adquisición y el de instalación son valores fijos, sencillos de calcular y predecir. Sólo ocurren una vez en la vida de la instalación. El coste de mantenimiento y el de energía irán de la mano. Aumentando el mantenimiento, se evitan fallos en la instalación, se alarga la vida de los equipos y se mantiene el consumo energético en valores aceptables. En una instalación de aire comprimido, los elementos que consumen energía son el secador y el compresor. Conocer el consumo energético es sencillo con la ecuación:

( )SecadorCompresorKwh ConsumoConsumoecioPrhCoste +⋅= (3.21)

siendo, h el tiempo de funcionamiento anual (horas), PrecioKwh, el precio del Kwh (€/Kwh), ConsumoCompresor el consumo energético del compresor (kW) y ConsumoSecador el consumo energético del secador (kW). En la generación de aire comprimido, menos del 10% de la energía se emplea en comprimir el aire. El resto se pierde en forma de calor al ambiente, principalmente en el compresor. Una opción para ahorrar energía es aprovechar parte de ese calor y destinarlo a otros fines. Este calor se puede obtener del aire (de la refrigeración del compresor ó del propio aire comprimido) y del fluido refrigerante del compresor (si no es aire). El método más sencillo es instalar un intercambiador de calor. La potencia máxima teórica que se puede obtener, en el caso de un intercambiador aire-agua dependerá de la temperatura del aire.

aireaireteórica cpTGPmáx ⋅∆= (3.22)

Comprobar la localización del aire de entrada al compresor:

Calidad del aire de aspiración

libre de: zonas calientes, zonas de evacuación, obstrucciones al flujotemperatura: lo más similar posible a la temperatura ambiente

Dato: El consumo energético se reduce un 1% por cada 4ºC de disminución de la temperatura de aspiración

Comprobar el estado de los filtros de aspiración

Filtros sucios pueden reducir el flujo de aire y la presión de descargaAumentos del consumo energético de hasta un 4%

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siendo, ΔTaire la variación en la temperatura del aire (ºC ó K) y Cpaire el calor específico del aire (J/kgK). De esta potencia, no toda podrá ser reutilizada. Dependerá del rendimiento del intercambiador (η).

η⋅⋅∆= aireaire CpTP (3.23)

En el caso de un fluido refrigerante, se emplea la misma ecuación. Pero en este caso la potencia recuperada es mucho mayor, al ser normalmente el calor específico del refrigerante mucho mayor que el del aire.

η⋅⋅∆⋅= terefrigeranterefrigeran CpTGP (3.24)

siendo, P la potencia (kW), G el gasto másico (kg/s), ΔT la variación de temperatura (K), Cp el calor específico del refrigerante (KJ/kg K) y η el rendimiento del intercambiador. El ahorro económico dependerá, por tanto, de la cantidad de aire, de su variación de temperatura, del rendimiento del intercambiador de calor y del precio de la energía.

KWhecioPrPAhorro ⋅= (3.25)

Cuestiones y problemas:

1) Clasificar las bombas de desplazamiento positivo (BDP) y explicar su funcionamiento básico

2) Explicar las curvas características de BDP 3) Clasificar los compresores y explicar su funcionamiento básico

Referencias bibliográficas: Bibliografía básica Apuntes de la asignatura Roca Ravell, F.: Oleohidráulica básica. Diseño de circuitos. 1ª Ed. Barcelona, Servicio de publicaciones de la Universidad Politécnica de Cataluña, 1997 Neumática e hidráulica. A. Creus Solé. 1ª Edición Ed. Marcombo, 2007 Manual de aire comprimido. Edición 2011. Atlas Copco Bibliografía complementaria Manuales de hidráulica y neumática. FESTO Oleohidráulica. A. Serrano Nicolás. 1ª Ed. McGraw Hill 2002 Prontuarios de Hidráulica y Neumática Industrial. J. Roldán Viloria. 1ª Ed. Paraninfo 2001 Fluid Power with Applications. A. Esposito. 4th Ed. Prentice Hall Int. 1997 Recursos en red y otros recursos Aula virtual de la asignatura: http://moodle.upct.es: Enlaces a páginas web, presentaciones visuales, otros recursos de utilidad para resolución de ejercicios y problemas Manual de Prácticas de Laboratorio (Aula virtual) Normativa UNE 101149. Simbología (Servicio de documentación) Catálogos comerciales de componentes FESTO, VOLVO, DANFOSS, HIMATRA, etc. Training hidráulico. Volumen 1. Mannesmann Rexroth