Modernización del sistema hidráulico de accionamiento de las

FACULTAD DE INGENIERÍA
ESCUELA DE INGENIERÍA MECÁNICA
Modernización del Sistema Hidráulico de Accionamiento de las
Compuertas de Toma en el Complejo Hidroeléctrico Raúl Leoni
(Guri).
Antonio J. Osío H.
Ricardo J. Solórzano Ch.
Tutor: Oscar Rodríguez
Caracas, abril de 2003
II
Derecho de Autor
Antonio José Osío Herrera y Ricardo José Solórzano Chacín, en condición de
autores
del
accionamiento
trabajo
titulado
“Modernización
del
sistema
hidráulico
de
de las compuertas de toma en el complejo hidroeléctrico Raúl
Leoni (Guri)”, declaramos que: Cedemos a título gratuito, y en forma pura y simple,
ilimitada e irrevocable a la Universidad Metropolitana, los derechos de autor de
contenido patrimonial que nos corresponden sobre el presente trabajo. Conforme
a lo anterior, esta cesión patrimonial sólo comprenderá el derecho para la
Universidad de comunicar públicamente la obra, divulgarla, publicarla o
reproducirla en la oportunidad que ella así lo estime conveniente, así como, la de
salvaguardar nuestros intereses y derechos que nos corresponden como autores
de la obra antes señalada. La Universidad en todo momento deberá indicar que la
autoría o creación del trabajo corresponde a nuestra persona, salvo los créditos
que se deban hacer al tutor o a cualquier tercero que haya colaborado o fuere
hecho posible la realización de la presente obra.
Autor ……………………………….. Autor ………………………………..
C.I. ………………………
C.I. ………………………
En la ciudad de Caracas, a los ………. días del mes de ………. del año ……….
IV
Acta de veredicto
Nosotros, los abajo firmantes, constituidos como jurado examinador y reunidos
en Caracas, el día veintinueve de abril de 2003 (29/04/2003), con el propósito de
evaluar el Trabajo Final titulado:
MODERNIZACIÓN DEL SISTEMA HIDRÁULICO DE ACCIONAMIENTO DE
LAS COMPUERTAS
DE TOMA EN EL COMPLEJO HIDROELÉCTRICO
RAÚL LEONI (GURI).
presentado por los ciudadanos
ANTONIO JOSÉ OSÍO HERRERA
RICARDO JOSÉ SOLÓRZANO CHACÍN
para optar al título de
INGENIERO MECÁNICO
emitimos el siguiente veredicto:
Reprobado ____ Aprobado ____
Notable _____
Sobresaliente ____
Observaciones:
(firma)
(firma)
(firma)
Jurado
Jurado
Jurado
V
Agradecimiento
Queremos expresar nuestro más sincero agradecimiento a las personas que de
manera directa o indirecta, hicieron posible la realización de este trabajo especial
de grado:
Al ingeniero Pedro Solórzano, por plantearnos la realización del proyecto,
brindarnos su apoyo en todo momento e instruirnos durante el desarrollo del
mismo.
Al ingeniero Jesús Lozada, por su instrucción, dedicación y esfuerzo.
Al ingeniero Alexadre Masoliver, por guiarnos en las primeras etapas del proyecto.
Al personal de Bosch Rexroth: Giuseppe Montelli, Neyla Lozada y Tom Calderón
por su apoyo en la búsqueda de información.
Al personal de Bosch Rexroth AG: Eric Wirzberger, Johann Wetzstein y Stefan
Dieter por facilitarnos la información necesaria.
Al ingeniero Pedro Miguel Pérez por proporcionarnos la información del sitio
durante nuestras visitas al Guri.
Al ingeniero Oscar Rodríguez por brindarnos la ayuda necesaria para la
elaboración del trabajo final.
VI
Tabla de Contenido
Introducción..............................................................................................................1
Capitulo I
Tema de Investigación..............................................................................................3
Planteamiento del Problema.....................................................................................5
Objetivos de la Investigación...................................................................................5
Objetivo General...................................................................................................5
Objetivos Específicos............................................................................................5
Capítulo II
Marco Teórico...........................................................................................................6
II.1. Hidráulica.........................................................................................................6
II.1.1. Hidrostática................................................................................................7
II.1.2. Hidrodinámica............................................................................................7
II.2. Formas de Transmisión de Energía................................................................8
II.3. Instalaciones Hidráulicas.................................................................................9
II.3.1. Características de las Instalaciones que usan técnica de fluidos..............9
II.3.2. Diseño de una instalación hidráulica.........................................................9
II.3.3. Transformación de energía......................................................................10
II.3.4. Comando de la energía...........................................................................10
II.3.5. Transporte de energía.............................................................................11
II.3.6.Accesorios................................................................................................11
II.4. Fluidos Hidráulicos.........................................................................................11
II.4.1. Exigencias de los fluidos hidráulicos.......................................................13
VII
II.4.1.1. Viscosidad cinemática.......................................................................13
II.4.1.2. Índice de Viscosidad..........................................................................14
II.4.1.3. Baja Compresibilidad.........................................................................14
II.4.1.4. No Higroscópicos (para evitar la entrada de agua al sistema)..........15
II.4.1.5. No se formen sustancias pegajosas..................................................16
II.4.1.6. Buena Filtrabilidad.............................................................................17
II.4.1.7. No Contaminante...............................................................................17
II.5. Bombas Hidráulicas.......................................................................................17
II.5.1. Cálculo y Selección de una Bomba Hidráulica........................................19
II.6. Cilindros Hidráulicos......................................................................................21
II.6.1. Cilindros de Simple Efecto.......................................................................22
II.6.2.Cilindros de Doble Efecto.........................................................................22
II.6.2.1. Cilindros Diferenciales.......................................................................23
II.6.3. Principios Constructivos...........................................................................24
II.6.3.1. Construcción por tirantes...................................................................24
II.6.3.2. Construcción Redonda...................................................................25
II.6.4. Cálculo de los Cilindros Hidráulicos.........................................................25
II.6.4.1. Ecuaciones utilizadas para el cálculo de un cilindro hidráulico.........26
II.7. Válvulas Antirretorno......................................................................................29
II.7.1. Válvulas Antirretorno Hidráulicamente desbloqueables..........................30
VIII
II.8. Válvulas Direccionales...................................................................................30
II.8.1. Válvulas direccionales de corredera........................................................30
II.8.1.1. Válvulas direccionales de corredera de mando directo.....................32
II.8.2. Válvulas Direccionales de Asiento...........................................................32
II.8.2.1. Válvulas Direccionales de Asiento de Mando Directo.......................33
II.9. Válvulas de Presión.......................................................................................34
II.9.1. Válvulas Limitadoras de Presión..............................................................34
II.9.2. Válvulas Reductoras de Presión..............................................................34
II.10. Válvulas de Flujo..........................................................................................35
II.11. Válvulas Insertables de dos vías o Elementos Lógicos...............................35
II.11.1. Definición...............................................................................................35
II.11.2. Características.......................................................................................35
II.12. Filtros y Técnicas de Filtración....................................................................36
II.12.1. Indicaciones para el Proyecto y Mantenimiento....................................36
II.12.2. Orígenes de ensuciamiento...................................................................39
II.12.2.1 Ensuciamiento durante la fabricación de componentes...................39
II.12.2.2 Ensuciamiento durante el montaje de la instalación.........................40
II.12.2.3 Ensuciamiento durante el servicio de la instalación hidráulica.........40
II.12.3. Sistemas de clasificación para el grado de ensuciamiento del fluido
hidráulico.................................................................................................................40
II.12.3.1. Clasificación según NAS 1638.........................................................41
II.12.4. Proceso de filtración..............................................................................41
II.12.4.1 Filtros de presión..............................................................................42
II.12.4.2 Centrifugas........................................................................................42
IX
II.12.4.3 Composición de los elementos filtrantes..........................................42
II.12.5. Selección de la finura del filtro...............................................................43
II.12.6. Determinación del tamaño constructivo del filtro...................................46
II.12.6.1. Dimensionamiento del filtro de caudal principal...............................46
II.12.6.2. Determinación del tamaño necesario del filtro.................................49
II.13. Acumuladores Hidráulicos...........................................................................50
II.13.1. Funciones..............................................................................................51
II.14. Cálculo y dimensionamiento de tuberías en sistemas hidráulicos...............52
II.14.1. Determinación del diámetro nominal.....................................................53
II.14.2. Calculo del Espesor de Pared...............................................................55
II.14.3. Cálculo de pérdidas de presión.............................................................59
Capítulo III
Marco Metodológico................................................................................................62
III.1 Nivel de Investigación....................................................................................62
III.1.1. Investigación Explicativa.........................................................................62
III.2. Diseño de Investigación................................................................................63
III.2.1. Investigación Documental.......................................................................63
III.2.2. Investigación de Campo.........................................................................64
III.3. Procedimiento...............................................................................................66
III.3.1. Diseño del Circuito Hidráulico.................................................................68
III.3.1.1. Descripción del funcionamiento del circuito hidráulico.....................69
III.3.2. Cálculo de los Cilindros Hidráulicos.....................................................75
III.3.3. Cálculo de las Bombas Hidráulicas........................................................77
III.3.3.1. Bombas de los cilindros principales (15.1) a (15.4)..........................77
X
III.3.3.2. Bombas de los Cilindros de las Válvulas de Llenado (18)................78
III.3.4. Cálculo de los Motores Eléctricos...........................................................79
III.3.4.1 Motores eléctricos de las Bombas Principales (17.1) a (17.4)..........79
III.3.4.2. Motor Eléctrico de la Bomba de los Cilindros de las Válvulas de
Llenado (17.5).........................................................................................................80
III.3.5. Cálculo de Componentes Varios........................................................ ...81
III.3.5.1. Cálculo del Deshumidificador de aire (4)..........................................82
III.3.5.2. Cálculo del Filtro de Aire (6).............................................................83
III.3.5.3. Cálculo de los elementos lógicos (126);(128)..................................83
III.3.5.4. Cálculo del Reservorio de Aceite (1)................................................84
III.3.5.5. Cálculo de Tuberías..........................................................................86
Capítulo IV
Resultados y Análisis..............................................................................................89
IV.1. Análisis de las Unidades Actualmente Existentes........................................89
IV.2. Análisis y Selección del Cilindro Hidráulico..................................................90
IV.3. Análisis y Selección de las Bombas Hidráulicas..........................................90
IV.3.1. Bombas Hidráulicas de los Cilindros Principales (15.1) a (15.4)...........90
IV.3.2. Bomba Hidráulica de los Cilindros de las válvulas de llenado (18)........93
IV.4. Análisis y Selección de los Motores Eléctricos.............................................95
IV.4.1. Motores Eléctricos de las Bombas Principales (17.1) a (17.4)...............95
IV.4.2. Motor Eléctrico de la Bomba de los Cilindros de las Válvulas de Llenado
(17.5).......................................................................................................................96
IV.5. Análisis y Selección de Accesorios.............................................................96
IV.5.1. Válvulas Direccionales de Corredera (55.1);(55.2)................................96
XI
IV.5.2. Válvulas Limitadoras de Presión............................................................97
IV.5.2.1. Válvulas Limitadoras de Presión de las Bombas Principales (45.1) a
(45.4).......................................................................................................................97
IV.5.2.2. Válvulas Limitadoras de Presión de los Cilindros de las Válvulas de
Llenado y conexión a retorno (46.1) (46.2).............................................................98
IV.5.2.3.
Válvula
Limitadora
de
Presión
de
la
Bomba
Manual
(50)..........................................................................................................................99
IV.5.2.4. Válvulas Limitadoras de Presión (133).............................................99
IV.5.3. Válvulas Antirretorno..............................................................................99
IV.5.3.1. Válvulas Antirretorno para Montaje sobre bloque............................99
IV.5.3.2.
Válvulas
Antirretorno
Hidráulicamente
desbloqueables
(64.1)
(64.2).....................................................................................................................102
IV.5.4. Válvulas Insertables de dos Vías (Elementos Lógicos) (126) (128).....102
IV.5.4.1 Tapa con Limitador de Carrera y Conexión para Mando Remoto
(127) (129.............................................................................................................103
IV.5.5. Válvulas Direccionales de Asiento de Mando Directo (54.1) a
(54.4.)....................................................................................................................104
IV.5.5.1. Válvulas Direccionales de Asiento de Seguridad (64.1) y
(64.2).....................................................................................................................104
IV.5.6. Válvula Reguladora de Caudal (124)...................................................105
IV.5.7. Válvula Estranguladora de Flujo (122).................................................106
IV.5.8. Válvulas Esféricas................................................................................106
IV.5.9. Reductora de presión...........................................................................107
IV.5.10. Selección de Filtros de Aceite............................................................107
XII
IV.5.10.1. Filtros de presión..........................................................................108
IV.5.10.1.1. Filtros de Presión de las Bombas Principales (41.1) a
(41.4).....................................................................................................................108
IV.5.10.1.2. Filtros de Presión de las Bombas de las Válvulas de Llenado
(43)........................................................................................................................112
IV.5.10.2. Filtros de Retorno (7.1) y (7.2).....................................................113
IV.5.11. Selección de Filtros de Aire................................................................114
IV.5.11.1. Deshumidificador de aire (4)........................................................114
IV.5.11.2. Selección de las válvulas antirretorno del Filtro y el Respiradero de
Aire (5.1) y (5.2)....................................................................................................115
IV.5.12. Selección de Manómetros (57.1) a (57.4)..........................................116
IV.5.13. Válvulas Estranguladoras de protección a manómetro (58.1) a
(58.4).....................................................................................................................116
IV.5.14. Selección de los Puntos de Medición.................................................117
IV.5.15. Presostatos (47.1) a (47.5) ; (56.1) a (56.4).......................................117
IV.5.16. Termostato (10)..................................................................................118
IV.5.17. Selección del Reservorio de Aceite (1)..............................................119
IV.5.18. Interruptor de nivel por Flotador (3)....................................................120
IV.5.19. Indicador de posición de los cilindros de las válvulas de llenado.......120
IV.6. Determinación de las Pérdidas de Presión................................................121
IV.6.1. Pérdidas de Presión de cada Componente..........................................121
IV.7. Control Eléctrico y Electrónico Asociado al Sistema..................................123
Capítulo V
Conclusiones y Recomendaciones.......................................................................124
XIII
Referencias Bibliográficas....................................................................................126
Apéndice A: Circuito Hidráulico............................................................................128
Apéndice B: Unidades Actualmente Instaladas....................................................130
Apéndice C: Propuesta de Modernización: Panel de Control................ ..............133
XIV
Lista de Tablas y Figuras
Tablas
1. Características de Formas de Transmisión de Energía, 8.
2. Clasificaciones de Bombas Hidráulicas, 19.
3. Criterios para el servicio satisfactorio de una instalación hidráulica, 38.
4. Clases de pureza según NAS 1638 - Cantidad máxima de partículas de
suciedad en 100 ml de fluido hidráulico, 41.
5. Efecto de las Partículas sobre componentes en función del tamaño de
partículas y correspondencia con los grupos principales de filtración, 44.
6. Finura de Filtro Absoluta Recomendada para diversos componentes hidráulicos
(Rexroth), 45.
7. Factor f2 para condiciones del medio ambiente, 48.
8. Determinación del tamaño constructivo del filtro, 50.
9. Factores
influyentes
sobre
los
parámetros
a
determinar
para
el
dimensionamiento de tuberías, 53.
10. Determinación de la Velocidad Media, 54.
11. Fundamentos para realizar los cálculos según DIN 2413 y Hoja de Instrucción
AD-B1, 56.
12. Fundamentos para el Cálculo según DIN 2413 y hoja de instrucción AD-B1, 57.
13. Calidad de la soldadura en tuberías con soldadura longitudinal según DIN
2413, 58.
14. Rugosidad Interna de Tubos de Acero, 60.
XV
15. Requerimientos del Cliente, 75.
16. Especificaciones de los Cilindros de las Válvulas de Llenado, 78.
17. Coeficiente gradiente de elementos Betamicron – H, 111.
18. Pérdidas de Presión de cada Componente en la línea principal, 121.
Figuras
1. Transformación de energía en una instalación hidráulica, 10.
2. Diagrama Viscosidad cinemática vs.Temperatura, 12.
3. Cilindros de Doble Efecto, 23.
4. Cilindros de Construcción por Tirantes, 24.
5. Cilindros de Construcción Redonda, 25.
6. Determinación del factor de Reducción de la Viscosidad, 48.
7. Válvula de Llenado, 65.
8. Dispositivos a utilizar en el diseño de una instalación hidráulica, 68.
9. Bomba de engranajes de dentado externo G4, serie 2X, 93.
10. Bomba de engranajes de dentado externo G2, serie 4X, 94.
11. Curvas Características de carcazas de filtros de presión marca
modelos DF y LF, 110.
12. Curvas características de carcaza de los filtros de presión DF, 112.
13. Curva Característica de Filtros de Retorno TN330/660, 113.
Hydac,
XVI
Resúmen
MODERNIZACIÓN DEL SISTEMA HIDRÁULICO DE ACCIONAMIENTO DE LAS
COMPUERTAS
DE TOMA EN EL COMPLEJO HIDROELÉCTRICO RAÚL
LEONI (GURI).
Autores: Antonio José Osío Herrera
Caracas, abril de 2003
Ricardo José Solórzano Chacín
Tutores: Ing. Jesús Lozada
Ing. Oscar Rodríguez
En el siguiente trabajo se describirá el proceso de modernización del circuito
hidráulico correspondiente a las unidades de accionamiento de las compuertas de
toma de la casa de Máquinas II en el Complejo hidroeléctrico Raúl Leoni.
Se realizó un análisis de las unidades actualmente operativas, mediante el
cual se determinaron los puntos en los cuales éstas no cumplen con las
regulaciones internacionales aplicadas a un proyecto de éste tipo según el análisis
documental realizado (normas DIN 19704). Luego de esto se procedió a
determinar mediante una visita al sitio, las necesidades del cliente, las cuales
fueron evaluadas y establecieron las bases para realizar el nuevo diseño del
circuito hidráulico.
Se logró realizar el diseño final del circuito hidráulico que cumple con las
regulaciones establecidas por la norma antes mencionada y que se compone de
elementos disponibles en el mercado para posibilitar las labores de mantenimiento
que sean necesarias.
1
Introducción
Durante la construcción de Macagua, se acometieron los estudios y
proyectos de un plan que colocaría a Venezuela entre los grandes
productores de energía hidroeléctrica en el mundo. Cerca de Guri se
construyó una central hidroeléctrica para aprovechar el potencial energético
de más de 10.000 MW de los saltos del cañón de Necuima, cuya longitud
supera los 16Km, con un desnivel promedio de 170 m.
La ejecución del proyecto fue por etapas, la primera comenzó en 1963
para alcanzar una cota de 215 m en el aliviadero y desarrollar una potencia
de 2.065 MW en diez unidades generadoras instaladas en la casa de
máquinas al pie de la presa. En la etapa final concluida en 1986, se elevó la
presa de gravedad principal y el aliviadero existente hasta 272 m. Se
construyó además una segunda casa de máquinas para diez unidades
generadoras adicionales hasta completar una potencia total de 10.000 MW.
Las turbinas instaladas en ambas casas de máquinas son del tipo Francis.
A la fecha de realización de este trabajo, las unidades de potencia
hidráulica de la casa de máquinas II presentan un gran deterioro debido al
tiempo de servicio que han prestado y a la falta de mantenimiento en virtud
de la inexistencia de repuestos por la obsolescencia de los elementos que
las componen.
2
En el siguiente trabajo realizaremos un análisis de las unidades existentes y
explicaremos la manera de desarrollar un proyecto de renovación de éstas,
tal que el circuito diseñado cumpla con las estipulaciones de la norma DIN
19704 (mayo 1998).
3
CAPÍTULO I
Tema de Investigación
Luego de haber funcionado por un largo período, las unidades de potencia
hidráulica del Complejo Hidroeléctrico Raúl Leoni, encargadas de accionar
las compuertas de toma de tipo vertical de la casa de maquinas II, presentan
un gran deterioro.
Las unidades antes mencionadas, cumplen una función indispensable en
la presa: abrir y cerrar las compuertas de toma de la casa de maquinas II, es
decir, tienen la gran responsabilidad de cerrar el paso de agua hacia la casa
de máquinas, permitiendo así que se puedan realizar trabajos de
mantenimiento en las turbinas y generadores, cosa que de no realizarse,
estaría en riesgo el mantenimiento del servicio eléctrico de aproximadamente
el 30% del país.
De acuerdo a informaciones emitidas por el usuario (CVG EDELCA), en
los últimos cinco años se han dificultado las labores de mantenimiento de las
unidades de potencia hidráulica, debido a que hay componentes instalados
en las mismas cuyas casas fabricantes, no existen o no fabrican los
componentes actualmente por obsolescencia. Durante ese tiempo se ha
mantenido el funcionamiento de las unidades gracias al almacén de
repuestos adquirido originalmente con éstas, los cuales
han sido
parcialmente desmantelados al utilizar componentes de los mismos, en lugar
de reemplazar los elementos en su totalidad.
4
Luego de haber realizado pasantías cortas de trabajo en el área de la
hidráulica con la empresa Bosch Rexroth, se nos presentó la oportunidad de
desarrollar el proyecto para la modernización de los sistemas hidráulicos de
accionamiento de las compuertas de toma de la casa de máquinas II en Guri.
Esto despertó un gran interés en nosotros, no solo debido a la
envergadura del proyecto, sino también porque se trata de la hidroeléctrica
de mayor importancia para el país y que ocupa el segundo lugar entre las
hidroeléctricas en el mundo.
La empresa Bosch Rexroth es una multinacional con sedes propias en 37
países y oficinas y representaciones en más de 80. Tiene una división
especialmente dedicada al desarrollo de proyectos de aplicaciones
hidráulicas en la ingeniería civil y tiene nexos con la empresa CVG
Electrificación del Caroní (EDELCA), gracias a su participación como
proveedora de los equipos de accionamiento de las compuertas de aliviadero
de Macagua II, compuertas de toma de Macagua II, y compuertas de
aliviadero de Caruachi.
Nuestro tema de investigación consiste en realizar el diseño del circuito
hidráulico que cumpla con las estipulaciones de la norma DIN19704 sobre
estructuras hidráulicas de acero. Esta norma es bajo la cual se rigen todas
las construcciones que utilizan técnica hidráulica tales como: puentes
levadizos, exclusas, compuertas de toma y aliviadero de hidroeléctricas entre
otras. El proyecto fue desarrollado con el apoyo del cuerpo de ingeniería de
5
la empresa antes mencionada y del departamento respectivo de su casa
matriz en Alemania.
Planteamiento del Problema
¿Cómo realizar el proceso de modernización y adecuación de los
accionamientos hidráulicos para mover las compuertas de toma de la casa
de máquinas número 2 de la represa Raúl Leoni, ubicada en el estado
Bolívar, Venezuela?
Objetivos de la Investigación
Objetivo General
Sustituir las unidades hidráulicas de potencia con sus controles eléctricos
asociados para las compuertas de toma de la casa de máquinas II.
Objetivos Específicos
1. Adecuar el diseño del circuito hidráulico ya existente para cumplir las
estipulaciones de la norma DIN 19704.
2. Determinar los componentes hidráulicos necesarios que se requieran
para la apertura y cierre de las compuertas.
3. Adecuar el nuevo diseño del equipo de accionamiento para ser
ubicado en los espacios físicos y disposiciones ya existentes.
6
CAPÍTULO II
Marco Teórico
Para el entendimiento de muchos de los aspectos que aparecen en el
trabajo, es necesaria la introducción de un marco teórico en el mismo que
contenga las nociones básicas de la hidráulica, la manera de calcular los
diferentes equipos hidráulicos, así como también que describa los
componentes a utilizar en el diseño.
II.1. Hidráulica
De la palabra griega “hydor” (agua), es el estudio de los fluidos en reposo
y en movimiento (hidrostática e hidrodinámica). En Ingeniería Mecánica y de
planta, este estudio es utilizado cuando se trata con transferencias de
potencia en tecnología de control.
La fuente de energía en la hidráulica son los fluidos, especialmente el aceite,
el cual fluye a través de tuberías, mangueras y demás accesorios. Bombas,
cilindros o motores hidráulicos son utilizados para transformar la energía de
mecánica a hidráulica (bombas), y viceversa (motores y cilindros hidráulicos).
Mientras la hidráulica industrial está confinada a un lugar, la hidráulica
móvil se moviliza en ruedas u orugas. La base tecnológica es la misma en
ambos casos, pero los dispositivos difieren en gran medida, debido a la
diferencia entre las áreas de aplicación.
7
II.1.1. Hidrostática
Tenemos que la presión hidrostática es aquélla que actúa sobre cada
partícula de un líquido en un recipiente abierto lleno de éste y que depende
de la altura del líquido que se encuentra dentro del recipiente. Si se encierra
el líquido en un espacio cerrado, como sucede por ejemplo en un cilindro
hidráulico, y se trabaja con presiones muy superiores a las que puedan
producirse en alturas de líquidos dentro del campo de gravitación de la tierra,
mediante, por ejemplo, bombas hidráulicas y luego se bombea líquido al
espacio cerrado, entonces se produce una presión que es función de la
compresibilidad del fluido y debe ser soportada por la bomba hidráulica. Esta
presión, dentro del recipiente, se transmite en forma uniforme hacia todas las
direcciones y es aprovechada para mover el vástago del cilindro en cuestión.
II.1.2. Hidrodinámica
La hidrodinámica es la teoría de las leyes de movimiento de los líquidos y de
las fuerzas efectivas en cada caso. Con ellas se pueden explicar los tipos de
pérdidas que se producen en la hidrostática.
8
II.2. Formas de Transmisión de Energía
Tabla 1: Características de Formas de Transmisión de Energía
Hidráulica
Motor Eléctrico
Motor de
Combustión
Acumulador
Hidráulico
Neumática
Motor Eléctrico
Motor de
Combustión
Recipiente de
Presión
Eléctrica
Red
Batería
Elementos de
Transmisión de
Energía
Tuberías y
Mangueras
Tuberías y
Mangueras
Portadores de
Energía
Densidad de
Fuerza
(Densidad de
Potencia)
Líquidos
Aire
Cables
Eléctricos
Campo
Magnético
Electrones
Grande, altas
presiones,
grandes
fuerzas,
volumen
pequeño.
Relativamente
baja, bajas
presiones.
Baja. Relación
de peso por
unidad de
potencia motor
eléctrico / motor
hidráulico: 1:10
Muy buena, por
presión y
caudal.
Buena por
presión y
caudal.
Buena a muy
buena, mando y
regulación
eléctricos.
Movimiento
lineal y rotatorio
fácilmente
alcanzable por
cilindro
hidráulico y
motor
hidráulico.
Movimiento
lineal y rotatorio
fácilmente
alcanzable por
cilindro
neumático y
motor
neumático.
Movimientos
rotatorios
predominantes,
movimiento
lineal:
solenoides
(pequeñas
fuerzas,
carreras cortas).
Fuente de
Energía
(Accionamiento)
Variación
continua de
parámetros
(aceleraciones,
retardos)
Tipos de
Movimiento de
los
Accionamientos
Fuente: Mannesmann Rexroth
Mecánica
Motor Eléctrico
Motor de
Combustión
Fuerza por
Peso
Fuerza Elástica
(resorte)
Piezas
Mecánicas
Palancas, ejes,
etc.
Cuerpos rígidos
y elásticos
Grande, tamaño
y distribución de
volumen
necesario
menos
conveniente
que en la
hidráulica.
Buena
Movimiento
lineal y
rotatorio.
9
II.3. Instalaciones Hidráulicas
II.3.1. Características de las Instalaciones que usan técnica de fluidos
•
Transmisión
de
grandes
fuerzas
(pares
de
giro)
a
tamaño
relativamente reducido.
•
El funcionamiento bajo carga completa es posible ya desde el reposo.
•
La variación continua (mando y regulación) de velocidad, par de giro o
fuerza se pude realizar fácilmente.
•
Simple protección contra sobrecarga.
•
Adecuadas para desarrollo de movimientos rápidos y también
extremadamente lentos y controlables.
•
Acumulación de energía con gases.
•
Sistemas de accionamiento simples centrales.
•
Transformación descentralizada de energía hidráulica en energía
mecánica.
II.3.2. Diseño de una instalación hidráulica
En instalaciones hidráulicas se transforma energía mecánica proveniente de
unidades de combustión interna, fuentes eléctricas o manuales, en energía
hidráulica. De ese modo es transportada, comandada y regulada, para ser
transformada nuevamente en energía mecánica.
10
Accionamiento
Motor
Eléctrico. de
Combustión
o Manual
Bomba
Hidráulica
Energía
Eléctrica ó
Térmica
Mando
Elemento
Conducido
Máquina
Válvulas
Hidráulicas
de Mando y
Regulación
Cilindro
Hidráulico
Motor
Hidráulico
Elemento
de trabajo a
accionar
Energía Hidráulica
Energía
Mecánica
Trabajo
Mecánico
Energía
Mecánica
Figura 1: Transformación de energía en una instalación hidráulica
Fuente: Mannesmann Rexroth
II.3.3. Transformación de energía
Para la transformación de energía se emplean del lado primario bombas
hidráulicas y del lado secundario cilindros y motores hidráulicos.
II.3.4. Comando de la energía
La energía hidráulica, y con ello la potencia transmitida, se influencia en su
magnitud y sentido mediante presión y caudal por medio de bombas
variables, válvulas de mando y válvulas reguladoras.
11
II.3.5. Transporte de energía
El fluido hidráulico, conducido a través de ductos, mangueras, agujeros en
bloques de mando o placas de mando, realiza el transporte de energía o
también sólo la conducción de presión.
II.3.6. Accesorios
Para el almacenamiento y el cuidado del fluido hidráulico se requiere una
serie de instalaciones suplementarias, como tanque, filtro, refrigerador,
elementos de calefacción y dispositivos de medición y de control.
II.4. Fluidos Hidráulicos
La función principal del fluido hidráulico en una instalación hidráulica es la
transmisión de fuerzas y movimientos. Debido a las múltiples posibilidades
de aplicación y de empleo de los accionamientos hidráulicos, se le exigen a
los fluidos diversas funciones y características.
Las instalaciones hidráulicas pueden funcionar con diversos fluidos
hidráulicos de distinta base.
De acuerdo con el fluido básico, éstos se pueden diferenciar de la siguiente
forma:
• Fluido hidráulico producido a base de aceite mineral.
• Fluido hidráulico producido a base de aceite vegetal.
• Fluido hidráulico puramente sintético.
• Fluido hidráulico poco inflamable.
12
• Fluido hidráulico de agua pura.
Los fluidos hidráulicos más comúnmente utilizados en Venezuela son de
tipo mineral.
En la figura 2 se muestra la viscosidad cinemática en mm2/s, de los fluidos
hidráulicos en función de la temperatura de operación en °C. Las siglas VG
indican el tipo de aceite mineral.
Figura 2: Diagrama Viscosidad Cinemática vs. Temperatura
Fuente: Mannesmann Rexroth
13
II.4.1. Exigencias de los fluidos hidráulicos
El fluido hidráulico debe poder cubrir todas las piezas en movimiento con
una película continua. Como consecuencia de las elevadas presiones (por
encima de los 50 Bar), alimentación insuficiente del mismo, baja viscosidad
cinemática y movimientos de deslizamiento lentos o demasiado rápidos, la
película puede romperse trayendo como consecuencia un agarrotamiento por
desgaste.
El desgaste por abrasión se produce en caso de fluidos hidráulicos sucios, o
insuficientemente filtrados. Las partículas extrañas conducidas en el fluido a
altas velocidades pueden producir abrasión en los equipos.
La cavitación puede provocar un cambio en la estructura de los equipos y
conducir a un desgaste por fatiga. También se puede producir un mayor
desgaste en caso de ensuciamiento de los fluidos con agua en los cojinetes
de las bombas.
Como consecuencia de tiempos de parada prolongados de la instalación
hidráulica, puede producirse desgaste por corrosión. Se forma óxido por
efecto de la humedad en las superficies de deslizamiento, lo que conduce a
un mayor desgaste de los equipos.
II.4.1.1. Viscosidad Cinemática
La magnitud característica más importante al seleccionar un fluido
hidráulico es la viscosidad, la cual no caracteriza la calidad de un fluido, sino
que indica la conducta del mismo a cierta temperatura de referencia. Para la
14
selección de componentes hidráulicos es muy importante considerar los
valores mínimos y máximos de viscosidad indicados en la documentación del
fabricante de éstos componentes.
A lo largo de este trabajo, al hablar de viscosidad, nos referiremos en todo
momento a viscosidad cinemática.
II.4.1.2. Índice de Viscosidad
En el caso de fluctuaciones de temperatura, el fluido hidráulico no deberá
volverse ni muy espeso ni muy fluido, dado que en tal caso los caudales
variarían en los puntos de estrangulamiento (variación de velocidad del
consumidor). En el diagrama viscosidad – temperatura (ver figura 2), se
reconoce el índice conveniente de viscosidad del fluido hidráulico por su
curva característica plana.
Los fluidos hidráulicos con un elevado índice de viscosidad se requieren
especialmente en aquéllas aplicaciones en que estarán sujetos a elevadas
fluctuaciones de temperatura, como por ejemplo, máquinas de trabajo
móviles, aviones y vehículos.
II.4.1.3. Baja Compresibilidad
El aire disuelto conducido dentro del fluido hidráulico condiciona la
compresión de la columna del mismo. Esta característica influye sobre la
exactitud de los accionamientos hidráulicos, ya que genera errores en los
tiempos de respuesta. Si se abren rápidamente grandes cámaras que se
encuentran bajo presión, se producen en el equipo golpes por descarga. La
15
compresibilidad del fluido hidráulico se define por un factor que depende del
fluido en sí y aumenta con la temperatura y disminuye con la presión.
Como valor normativo para aceite mineral para cálculos teóricos se puede
utilizar un factor de compresibilidad de 0,7 a 0,8% por cada 100 Bar.
La compresibilidad aumenta notablemente cuando se transporta aire no
disuelto (burbujas de aire). Como consecuencia de un tamaño de tanque o
construcción del mismo equivocados y entubado incorrecto, el aire no
disuelto ya no se puede separar del fluido, empeorando notablemente el
factor de compresibilidad. Otras consecuencias son la inestabilidad en los
movimientos y calentamiento en la instalación hidráulica.
Bajo efecto Diesel se entiende la autoinflamación de una mezcla aire –
gas. El aceite mineral contiene muchas burbujas pequeñas de aire, por lo
que, si se coloca rápidamente bajo presión elevada, éstas burbujas se
calientan tanto que pueden autoinflamarse trayendo como consecuencia un
elevado aumento local de presión y temperatura que puede deteriorar las
juntas de los componentes hidráulicos. La vida útil del fluido también se ve
afectada.
II.4.1.4. No Higroscópicos (para evitar la entrada de agua al sistema)
En instalaciones operadas con aceites minerales debe tenerse en cuenta
que el aceite mineral debe permanecer libre de agua, en caso contrario se
pueden producir fallas y disfunciones en la instalación. El agua puede entrar
a través de juntas de cilindros y ejes, a través de refrigeradores de agua no
16
estancos y humedad que se condensa en las paredes del tanque. Si el
contenido de agua es mayor al 0,2% del volumen total, entonces deberá ser
cambiado. Con la instalación en funcionamiento (especialmente cuando se
trata de grandes instalaciones), se puede realizar una separación de agua y
fluido hidráulico mediante separadoras o centrífugas.
En instalaciones que se encuentran a la intemperie (mayor humedad relativa
ambiente y lluvia), al filtro de aire se le post-conecta un secador de aire, el
cual seca el aire que se necesita (condicionado por el volumen cambiante).
Dado que el agua posee el mayor peso específico, durante los tiempos de
parada, el agua que se encuentra en el fluido hidráulico desciende al fondo
del tanque (aceite mineral y agua no forman unidades químicas), y por lo
tanto pueden volver a separarse.
Si en el tanque existe un indicador continuo de nivel de aceite, el agua
podrá reconocerse claramente. Si se abre cuidadosamente la válvula de
drenaje, primero saldrá el agua. En las grandes instalaciones frecuentemente
se montan avisadores de agua en el punto inferior del tanque, los cuales a un
determinado nivel ajustable de agua, provocan una señal de alarma.
II.4.1.5. No se formen sustancias pegajosas
Durante tiempos de parada prolongados de la instalación, durante el servicio,
al calentarse y enfriarse y como consecuencia del envejecimiento, el fluido
hidráulico no deberá formar sustancias que puedan ocasionar adhesiones
entre las piezas móviles de los componentes hidráulicos.
17
II.4.1.6. Buena Filtrabilidad
El fluido hidráulico de una instalación se filtra permanentemente durante el
servicio al avanzar, retornar o en ambas direcciones para filtrar las
abrasiones del mismo. El fluido y la viscosidad de éste influyen sobre el
tamaño del filtro y el material del tejido filtrante a emplear.
A mayor viscosidad, mayor presión dinámica, por lo tanto deberá
proyectarse un filtro más grande. En el caso de fluidos hidráulicos agresivos
se requieren materiales especiales para el tejido del filtro.
II.4.1.7. No Contaminante
La mejor manera de proteger el medio ambiente al emplear instalaciones
hidráulicas se alcanza planificando, construyendo, utilizando y manteniendo
correctamente las instalaciones. El empleo de fluidos no contaminantes no
es un sustituto para ello.
Los fluidos no contaminantes deben cumplir con las siguientes exigencias:
buena biodegradación, no tóxicos para los peces, no peligrosos para las
aguas, para los alimentos, y para la vegetación, no irritar la piel y mucosas
en sus tres estados, y deben ser inodoros o por lo menos de olor agradable.
II.5. Bombas Hidráulicas
Las bombas hidráulicas deben convertir energía mecánica (par de giro,
velocidad de rotación), en energía hidráulica (caudal, presión). Al
seleccionarlas, se deberán tomar en cuenta los siguientes aspectos:
•
El medio de servicio.
18
•
Rango de presión exigido.
•
Rango de velocidad de rotación esperado.
•
La temperatura máxima y mínima de servicio.
•
El rango de viscosidades.
•
La situación de montaje.
•
El tipo de accionamiento.
•
La vida útil esperada.
•
El máximo nivel de ruido.
•
Facilidad de servicio.
•
Nivel de precio.
Entre los distintos principios constructivos, tenemos:
•
Bomba de engranajes de dentado exterior.
•
Bomba de engranajes de dentado interior.
•
Bomba a rueda planetaria.
•
Bomba de husillos helicoidales.
•
Bomba de paletas (cilindrada constante).
•
Bomba de paletas (cilindrada variable).
•
Bomba de pistones radiales.
•
Bomba de pistones axiales.
En la tabla 2 se muestran los diversos criterios de selección de una bomba
hidráulica y la evaluación de éstos según el tipo de bomba según la empresa
fabricante (Mannesmann Rexroth).
19
Tabla 2: Clasificaciones de Bombas Hidráulicas
Rango útil
1
2
2
2
3
3
de
rotaciones
Rango útil
2
2
3
3
3
3
de presión
Rango de
1
2
3
1
3
3
viscosidad
Nivel máx.
4
1
2
1
2
2
de ruido
Vida útil
3
2
2
1
1
1
Precio
1
2
2
3
2
2
Bomba de Engranajes Externos = AZP
Bomba de Engranajes Internos = IZP
Bomba a Rueda Planetaria =ZRP
Bomba de Husillos Helicoidales = SSP
Bomba de Paletas, cilindrada constante = FZPE
Bomba de Paletas, cilindrada variable = FZPD
Bomba de Pistones Radiales con apoyo externo = RKPA
Bomba de Pistones Axiales con eje inclinado = AKPSA
Bomba de Pistones Axiales con placa inclinada = AKPSS
Fuente: Mannesmann Rexroth
AKPSS
AKPSA
RKPA
RKPI
FZPD
FZPE
SSP
ZRP
IZP
Tipo
AZP
Criterio
2
2
2
2
1
1
1
1
1
1
1
1
3
3
3
3
2
3
2
3
2
3
2
3
La clasificación se realiza según lo siguiente:
1 = Muy bien / muy grande
2 = Bien / grande
3 = Mediano
4 = Bajo
II.5.1. Cálculo y Selección de una Bomba Hidráulica
Para realizar el cálculo y selección de una bomba hidráulica, debemos
valernos de las necesidades de caudal establecidas de acuerdo al cálculo del
actuador (cilindro, motor) (ver sección II.6.4.1.) y a la presión de trabajo del
20
sistema establecida en principio de acuerdo al proyecto a realizar (rango de
presiones disponibles) y la escogencia del cliente. Cabe destacar que en
todo momento se debe seleccionar la menor presión posible para prolongar
la vida útil de los accesorios.
Una vez que se tiene la presión de trabajo, denominada presión normal de
trabajo, y el caudal, procedemos a calcular una presión denominada de
seguridad, la cual se estima en un 10% mayor que la presión normal de
trabajo, es decir:
Pseg = 1,1xPnt ...(1)
Donde: Pseg = Presión de Seguridad
Pnt = Presión Normal de Trabajo
Luego de calculada la presión de seguridad, procedemos a calcular la
cilindrada necesaria según el caudal:
Vg =
Q
...(2);
n
donde: Vg → Cilindrada.
Q → Caudal.
n → RPM.
Luego de calculada la cilindrada, procedemos a buscar en los catálogos
del fabricante, la bomba que se ajuste al rango requerido, así como también
diversas características como lo son: sentido de giro, tipo de eje (cónico,
21
estriado, con acoplamiento de garras por bomba intermedia o posterior, etc.),
brida, juntas, entre otras.
Finalmente, mediante el uso de la información antes calculada, procedemos
a determinar la potencia de accionamiento necesaria para así seleccionar el
motor eléctrico.
II.6. Cilindros Hidráulicos
Además del motor hidráulico, hoy en día el cilindro hidráulico es un equipo
insustituible para la transformación de energía hidráulica en energía
mecánica. Es por tanto el miembro de unión entre el circuito hidráulico y la
máquina de accionamiento.
A diferencia del motor hidráulico, el cual realiza movimientos rotatorios
(giratorios), el cilindro hidráulico tiene la función de realizar movimientos de
traslación (lineales) y simultáneamente transmitir fuerzas.
Para el accionamiento con cilindros hidráulicos en movimientos lineales de
máquinas de trabajo se obtienen las siguientes ventajas:
•
El accionamiento directo con cilindros hidráulicos es sencillo en su
montaje y fácilmente ubicable para el constructor de máquinas.
•
Al no haber conversión de movimiento rotatorio en movimiento lineal,
el accionamiento del cilindro posee buen rendimiento, al minimizar las
pérdidas mecánicas.
•
La fuerza del cilindro permanece constante desde el comienzo hasta
el final de la carrera.
22
•
La velocidad media del émbolo, que depende del caudal introducido y
de la superficie, también permanece constante a lo largo de toda la
longitud de carrera.
•
De acuerdo con el tipo constructivo, el cilindro puede producir fuerzas
de compresión o de tracción.
•
El dimensionamiento de cilindros hidráulicos permite construir
accionamientos de gran potencia con cotas reducidas de montaje.
Los casos de aplicación más frecuentes de los cilindros hidráulicos son la
elevación, el descenso, el bloqueo y el desplazamiento de cargas.
De acuerdo con su efecto, los cilindros hidráulicos se clasifican en:
•
Cilindros de simple efecto.
•
Cilindros de doble efecto.
II.6.1. Cilindros de Simple Efecto
Los cilindros de simple efecto solamente pueden entregar su fuerza en un
sentido. El retorno del émbolo a su posición inicial, luego de haber sido
extendido, sólo se puede llevar a cabo mediante un resorte, por su propio
peso o por efecto de una fuerza externa.
II.6.2. Cilindros de Doble Efecto
Los cilindros de doble efecto deben poseer dos superficies de efecto
opuesto, de igual o distinto tamaño. Disponen de dos conexiones de tuberías
independientes entre sí. Mediante alimentación de un medio de presión a
23
través de las conexiones “A” o “B” el émbolo puede transmitir fuerzas de
tracción o compresión en ambos sentidos de carrera. Este tipo de cilindro se
emplea en prácticamente todos los campos de aplicación.
A
B
Figura 3: Cilindros de Doble Efecto
Fuente: Mannesmann Rexroth
Los cilindros de doble efecto se subdividen en cilindros diferenciales y
cilindros de doble vástago.
II.6.2.1. Cilindros Diferenciales
En la mayoría de los campos de aplicación, los cilindros se utilizan de un
solo vástago. Los cilindros diferenciales poseen un émbolo, el cual está
unido fijamente a un vástago de diámetro menor. El nombre del cilindro
diferencial se deriva de las superficies efectivas de distinto tamaño. La
relación de superficies entre superficie del émbolo y superficie anular se
denomina factor ϕ. La fuerza máxima transmisible depende para el
movimiento de salida, de la superficie del émbolo y para el movimiento de
entrada, de la superficie anular y de la presión de servicio máxima admisible.
Es decir, que a igual presión de servicio, la fuerza de salida es mayor en el
factor ϕ a la fuerza de entrada. Las cámaras a llenar en cada caso, dada la
24
carrera, son iguales en longitud, pero distintas en su volumen dadas las
diferencias entre superficie del émbolo y superficie anular, por ello las
velocidades de carrera se comportan de modo inverso a las superficies. Es
decir, gran superficie – marcha lenta, pequeña superficie – marcha rápida.
II.6.3. Principios Constructivos
La construcción de un cilindro hidráulico depende en gran medida del caso
de aplicación, (máquinas herramienta, máquinas de trabajo móviles,
hidroeléctricas, industria del acero y siderurgia entre otros). Para cada caso
específico se han ido desarrollando principios adecuados de construcción.
Básicamente se diferencian dos tipos constructivos: construcción por tirantes
y construcción redonda.
II.6.3.1. Construcción por tirantes
En los cilindros de tirantes, la cabeza del cilindro, el tubo y la base están
unidas firmemente mediante barras de tracción (tirantes), se caracterizan por
su construcción especialmente compacta.
Figura 4: Cilindros de Construcción por Tirantes
Fuente: Mannesmann Rexroth
25
II.6.3.2. Construcción Redonda
En los cilindros hidráulicos de construcción redonda, la cabeza del cilindro, el
tubo y la base del mismo, están firmemente unidos mediante tornillos,
soldaduras o anillos de retención.
Dado su montaje robusto, éstos resultan adecuados también para ser
empleados bajo condiciones extremas de operación. Entre los campos de
aplicación tenemos: construcción general de máquinas, fábricas de
laminación, siderúrgicas, hidroeléctricas, astilleros y técnica on – shore y off –
shore.
Figura 5: Cilindros de Construcción Redonda
Fuente: Mannesmann Rexroth
II.6.4. Cálculo de los Cilindros Hidráulicos
Al hacer el cálculo de un cilindro se debe tomar en cuenta la carga más
desfavorable, en el caso de los cilindros hidráulicos la carga de compresión
resulta ser la más desfavorable, entonces si el cilindro esta sometido a
compresión debe tomarse en cuenta el fenómeno de pandeo, determinado
por la relación de esbeltez del vástago del mismo, y se deben analizar las
26
diversas cargas a las cuales puede someterse dicho cilindro. En nuestro
caso, el cilindro estará sometido únicamente a tracción, ya que el mismo se
encargará de subir la compuerta mediante presión sobre la cámara anular.
A la hora de calcular las dimensiones de un actuador lineal (cilindro
hidráulico) se deben conocer los siguientes aspectos (proporcionados por el
cliente):
• Carga y condiciones de trabajo.
• Presión de fabricación.
• Velocidad.
• Forma de fijación: Define la longitud libre de pandeo s k (ver sección
II.6.4.1.).
• Carrera (h).
II.6.4.1. Ecuaciones utilizadas para el cálculo de un cilindro hidráulico
Pnt =
W
...(3);
A
donde: Pnt → Presión normal de trabajo
W → Carga o fuerza a accionar.
A → Área efectiva del cilindro.
Pnt =
Pfab
...(4)
S
Donde: S → Factor de seguridad.
Pfab → Presión de fabricación.
27
Se toma S = 2 - 3,5 según el fabricante (Bosch Rexroth), de manera de
sobredimensionar el cilindro, asegurando así su funcionamiento ante
cualquier carga eventual adicional no prevista.
A=
π × D2
4
...(5);
Donde: D → Diámetro del émbolo.
Para calcular el diámetro del émbolo (D), el diámetro del vástago (d) y el
caudal
necesario
(Q),
primero
debemos
saber,
como
señalamos
anteriormente, la carga de trabajo (W), la velocidad media de ascenso (V), la
presión de fabricación (Pfab) y la carrera (h) que debe tener el cilindro.
Partiendo de las presiones de fabricación disponibles, y combinando las
ecuaciones (3) y (4), obtenemos la siguiente expresión:
Pfab
W
=
...(6); de donde se despeja el diámetro D.
S
π × D2
4
D=
4 ×W
...(7)
π × Pnt
El diámetro D es el necesario para las condiciones impuestas.
Luego con el diámetro D obtenido, debemos remitirnos a los valores
comercialmente disponibles, los cuales se corresponden con los existentes
en los catálogos del fabricante.
Con el diámetro seleccionado de los manuales del fabricante se procede a
calcular el factor de seguridad para dicho diámetro y si está dentro del rango
señalado anteriormente, entonces puede ser seleccionado ese cilindro (si no
28
se encuentra en el rango se deben realizar nuevamente los cálculos antes
indicados).
Con el diámetro del émbolo D seleccionado se pueden encontrar dos o
más diámetros de vástago disponibles. Se debe seleccionar uno para luego
proceder a calcular pandeo según el método de Euler, siempre y cuando el
cilindro esté sometido a esfuerzos de compresión. El procedimiento se
describe a continuación:
Se calcula la carga a la cual se produce pandeo utilizando la siguiente
expresión:
K=
π2 ×E×J
sk
2
...(8)
Donde: K → Carga a la cual se produce pandeo [N].
E → Módulo de elasticidad del material del vástago [N/mm2].
J → Momento de inercia de una sección transversal circular [mm4].
s k → Longitud libre al pandeo [mm].
Luego de calcular la carga a la cual se produce pandeo, se calcula la carga
máxima de servicio según la ecuación (9):
Fmáx =
K
...(9)
S
Donde: Fmáx → Carga máxima de servicio [N].
S → Factor de seguridad [Adimensional]. Se selecciona de acuerdo
al rango determinado por el fabricante (según Bosch Rexroth 2,5 a 3,5).
29
Finalmente, para que no ocurra pandeo se debe cumplir que la carga
máxima de servicio sea mayor que la carga aplicada al cilindro, es decir:
Fmáx > W , si esto no se cumple, se deberá seleccionar un diámetro mayor de
vástago y repetir los cálculos descritos anteriormente.
Una vez determinadas las dimensiones del cilindro hidráulico, procedemos a
calcular el caudal necesario para producir su movimiento, según las
velocidades exigidas por el cliente, utilizando la siguiente expresión:
Q = VxA ...(10)
Donde V → Velocidad media
A → Área efectiva (puede ser anular o de émbolo).
Luego de obtenido el caudal necesario, podemos proceder entonces a
realizar la selección de la bomba hidráulica necesaria según la ecuación (2).
II.7. Válvulas Antirretorno
En un sistema hidráulico las válvulas antirretorno tienen la función de
bloquear el caudal en un sentido, permitiendo libre flujo en el sentido
opuesto.
Las válvulas antirretorno están realizadas en construcción de asiento y por lo
tanto bloquean sin fugas. Como elementos de cierre se emplean esferas,
placas, conos o conos con junta blanda.
Se clasifican en: válvulas antirretorno simples, válvulas antirretorno
hidráulicamente desbloqueables y válvulas de llenado.
30
II.7.1. Válvulas Antirretorno Hidráulicamente desbloqueables
En contraposición a las válvulas antirretorno simples, estas válvulas
también se pueden abrir en el sentido de bloqueo. Se utilizan para bloquear
circuitos de trabajo que se encuentran bajo presión, como seguro contra
descenso de una carga en caso de rotura del conducto o contra movimientos
por fugas de aceite de consumidores sujetados hidráulicamente.
II.8. Válvulas Direccionales
Bajo el término válvulas direccionales se resumen todas las válvulas con las
cuales se puede comandar el arranque, la parada y el cambio del sentido del
caudal de un fluido hidráulico.
Las posiciones de conmutación con sus órganos correspondientes de
accionamientos se caracterizan con letras minúsculas “a” y “b”. Se denomina
posición de reposo a aquélla en la cual las piezas móviles no accionadas,
han tomado una posición determinada por una fuerza, como por ejemplo, un
resorte.
II.8.1. Válvulas direccionales de corredera
Son aquéllas en las que en el agujero de la carcasa se ha dispuesto una
corredera móvil. En éstas el estancamiento se produce a lo largo de un
intersticio entre el pistón móvil y la carcasa. El grado de estanqueidad
depende de las dimensiones del intersticio, de la viscosidad del fluido y
especialmente de la presión. En especial, a elevadas presiones, (hasta 350
31
Bar), se producen pérdidas por fugas en una escala en que deberán ser
consideradas para el cálculo del rendimiento del sistema.
Las pérdidas por fugas en válvulas con pistones influyen sobre el rendimiento
volumétrico de instalaciones hidráulicas y por lo tanto, en la fase de proyecto,
deberán ser consideradas. Entre los efectos de estas pérdidas sobre los
mandos hidráulicos tenemos:
•
Los consumidores, por ejemplo los cilindros hidráulicos, que se
encuentran bajo presión de carga, como consecuencia de pérdidas
por fugas de la válvula de pistón pueden desplazarse en el sentido de
la actuación de la carga.
•
Los consumidores con distinta relación de superficies (cilindros
diferenciales), al emplear válvulas de mando con posición media
bloqueada, pueden desplazarse en el sentido de la actuación de la
mayor superficie del pistón.
•
Al emplear acumuladores hidráulicos en instalaciones hidráulicas
deberán considerarse las fugas de las correderas al dimensionar el
acumulador.
Con el fin de evitar pérdidas por fugas se puede emplear un tipo constructivo
especial libre de fugas.
Las válvulas direccionales de corredera pueden ser de mando directo o
precomandadas. Ello depende en primer lugar de la magnitud de la fuerza de
32
accionamiento requerida y con ello, del tamaño constructivo (tamaño
nominal) de la válvula.
II.8.1.1. Válvulas direccionales de corredera de mando directo
Bajo este término se entienden aquéllas válvulas direccionales cuyos
pistones de mando se accionan directamente mediante solenoides, cilindros
hidráulicos o neumáticos o mediante dispositivos mecánicos sin conmutación
intermedia de una amplificación.
Dadas las fuerzas estáticas y dinámicas que en la válvula se producen por
efecto de la presión y el caudal, normalmente solo se fabrican hasta un
tamaño nominal 10. Esta limitación, se corresponde a un caudal de
aproximadamente 120 l/min a una presión de servicio de 350 Bar y vale
especialmente para válvulas direccionales de corredera accionadas por
solenoides.
Naturalmente también se podrían realizar con tamaños superiores a 10
(Qmáx= 120 l/min), pero no resulta conveniente, considerando las fuerzas de
accionamiento necesarias para ello, por ejemplo: el tamaño constructivo
requerido de los solenoides, por motivos de seguridad de conmutación, vida
útil y por causa de incrementos de presión en la conmutación difícilmente
controlables.
II.8.2. Válvulas Direccionales de Asiento
Las válvulas direccionales de asiento son aquéllas en cuyo agujero de
carcasa se han dispuesto de modo móvil uno o varios pistones de asiento
33
adaptados en forma de esfera, cono o plato. Una mayor presión de trabajo
produce, en esta construcción, mayor estanqueidad. Se caracterizan por lo
siguiente:
•
Libres de fugas.
•
Elevada vida útil, no hay caudales de fugas e intersticios de
estrangulamiento que puedan taparse.
•
Función de cierre sin elementos de cierre suplementarios.
•
Se pueden emplear para presiones elevadas (por encima de los 50
Bar), dado que no se produce agarrotamiento hidráulico (deformación
en función de la presión) y fugas en la válvula.
•
Caída
de
presión
durante
la
etapa
de
conmutación
como
consecuencia de solapamiento negativo (unión simultánea de canal de
bomba, consumidor y tanque).
•
Pérdidas de potencia por compensación imperfecta de presión del eje
de la válvula.
II.8.2.1. Válvulas Direccionales de Asiento de Mando Directo
Las válvulas direccionales de asiento de mando directo son aquéllas cuyos
elementos de mando se accionan directamente mediante un dispositivo
mecánico.
Dadas las fuerzas estáticas y dinámicas que se producen en la válvula
direccional de asiento como efecto de presión y de caudal, solo se
construyen hasta un tamaño nominal de 10. Esta limitación corresponde a un
34
caudal de aproximadamente 36 l/min a una presión de servicio de 630 Bar y
vale especialmente para válvulas accionadas por solenoides, de acuerdo a
las especificaciones de diseño establecidas por el fabricante (Bosch
Rexroth).
II.9. Válvulas de Presión
El término “válvulas de presión” abarca todas aquéllas válvulas que
influyen de un modo determinado, predefinible sobre la presión del sistema
en una instalación o en una parte de la misma. Ello sucede exclusivamente
mediante variación de secciones transversales de estrangulamiento,
empleando elementos de ajuste mecánicos, hidráulicos, neumáticos o
eléctricos.
II.9.1. Válvulas Limitadoras de Presión
En los sistemas hidráulicos la válvula limitadora de presión cumple la
función de limitar la presión del sistema a un valor determinado. Cuando se
alcanza este valor, la válvula reacciona y conduce el caudal sobrante desde
el sistema de vuelta hacia el tanque.
II.9.2. Válvulas Reductoras de Presión
A diferencia de la válvula limitadora de presión, que indica el valor de la
presión de entrada, la válvula reductora de presión influye sobre la presión
de salida (presión del consumidor).
35
La reducción de la presión de entrada, o bien, el mantenimiento constante
de la presión de salida puede producirse sólo a un valor que se encuentra
por debajo de la presión variable reinante en el circuito principal. De este
modo puede reducirse en una parte del circuito la presión a un valor inferior
al de la presión del sistema.
II.10. Válvulas de Flujo
Las válvulas de flujo sirven para modificar la velocidad de movimiento de
consumidores mediante variación de la sección transversal por la cual pasa
el fluido de trabajo.
II.11. Válvulas Insertables de dos vías o Elementos Lógicos
II.11.1. Definición
Las válvulas insertables de dos vías son aquéllas con dos conexiones de
trabajo y dos posiciones de mando, abierta y cerrada, concebida para ser
insertada en un bloque de mando. Las funciones que se pueden realizar con
éstas válvulas son: direccional, de caudal y de presión.
II.11.2. Características
Como principales características de las válvulas insertables, podemos
destacar:
•
Mandos de grandes caudales.
•
Tamaño reducido.
36
•
Funciones direccional, de caudal y de presión por separado o en
conjunto.
•
Cierre hermético (según el pilotaje).
•
Posibilidad de tiempos de conmutación muy pequeños.
•
Conmutación suave.
•
Picos de presión reducidos.
•
Desgaste reducido – Elevada vida útil.
•
Gran confiabilidad en la función (poca sensibilidad a la suciedad).
•
Prácticamente sin límite de potencia.
•
Elevada presión admisible de trabajo.
•
Dimensiones normalizadas.
II.12. Filtros y Técnicas de Filtración
Los filtros son aparatos para separar sustancias sólidas. Para la separación
de sustancias sólidas de líquidos o polvos de gases se emplean medios
filtrantes fibrosos o granulados.
II.12.1. Indicaciones para el Proyecto y Mantenimiento
Para que una instalación hidráulica trabaje sin problemas, al realizar el
proyecto y durante el servicio de la misma deben observarse ciertas
condiciones:
•
Definición clara de las funciones de la instalación y de los
componentes allí empleados. Para que no se cometan errores durante
37
la etapa de proyecto de la instalación, resulta necesario realizar un
pliego de condiciones.
•
Determinación de los componentes a usar y su nivel de calidad.
•
Consideración
de
la
sensibilidad
al
ensuciamiento
de
los
componentes, del medio ambiente y las posibilidades de entrada de
suciedad en la instalación hidráulica.
•
Determinación de plazos reales de mantenimiento.
•
Grado de aprovechamiento de la instalación. Tiempo de servicio por
día (servicio en uno o varios turnos).
En la tabla 3 se resumen los factores que deben observarse para un servicio
sin problemas de una instalación hidráulica.
38
Tabla 3: Criterios para el servicio satisfactorio de una instalación hidráulica
Definición de las
Funciones
- Determinación de las
funciones por parte del
usuario, adaptadas a las
exigencias del mercado.
- Concepción de un
esquema de distribución por
parte del fabricante de la
instalación.
- Alcanzar ventajas respecto
a la competencia,
garantizando un elevado
nivel de la técnica.
- Montaje libre de fallas.
- Bajos costos de
mantenimiento y de energía.
- Buena relación precio –
producción.
- Preparación de un pliego
de condiciones.
Diseño del Sistema
Control del Ensuciamiento
- Tener en cuenta las
prescripciones de
autorización.
- Montaje de la lógica de
conmutación.
- Selección de componentes.
- Adaptar los componentes
entre sí.
- Determinar el fluido
hidráulico.
- Obtener las condiciones de
empleo para toda la
instalación.
- Grado de aprovechamiento
de la instalación.
- Determinar el tiempo de
servicio de la instalación
(uno, dos o tres turnos).
La capacidad de
funcionamiento de la
instalación, y con ello, su
economía, se ven
influenciadas por lo
siguiente:
- Ensuciamiento de la
instalación.
- Ensuciamiento del fluido
hidráulico al ser
suministrado.
- Ensuciamiento del medio y
entrada de suciedad.
- Mantenimiento de la
instalación.
- Condiciones del ambiente
en que se encuentra la
instalación.
- Abrasión de componentes.
- Inserción de filtros
altamente eficaces.
- Cálculo de la potencia de
filtración específica de la
instalación.
- Disposición correcta de
filtros.
- Estancamiento cuidadoso.
Responsabilidad
Usuario de la instalación
Fabricante de la instalación
Fabricante de los
componentes
Responsabilidad
Usuario de la instalación
Personal de montaje
Proveedor de los
componentes
Responsabilidad
Usuario de la instalación
Fabricante de la instalación
Fuente: Mannesmann Rexroth
Una de las condiciones para el funcionamiento sin fallas de una instalación
hidráulica es la filtración del fluido y el aire que se encuentran en contacto
con el tanque. La suciedad a eliminar con el filtro llega desde el medio
ambiente al sistema hidráulico a través de los tubos de llenado y juntas. Este
tipo de ensuciamiento se denomina externo.
39
Las piezas móviles en el sistema hidráulico (bombas, pistones, válvulas),
también producen partículas (abrasión). Este tipo de ensuciamiento se
denomina interno.
En especial, en el momento de la puesta en marcha de la instalación,
existe el riesgo de que ciertos componentes se deterioren como
consecuencia de partículas de sólido que han ingresado al sistema durante
el montaje.
Gran parte de los problemas de servicio en sistemas hidráulicos se originan
por fluidos hidráulicos sucios. El fluido hidráulico nuevo que se introduce en
la
instalación
hidráulica,
frecuentemente presenta un ensuciamiento
inadmisiblemente elevado.
II.12.2. Orígenes de ensuciamiento
II.12.2.1 Ensuciamiento durante la fabricación de componentes
Dado que generalmente los bordes internos de las carcasas y de las piezas
internas de los componentes son sumamente complicados, éstos no pueden
limpiarse en cada caso. Al lavar la instalación hidráulica el ensuciamiento
existente llega al fluido hidráulico.
Normalmente las piezas suelen conservarse para su almacenamiento
intermedio. Los conservantes ligan la suciedad y el polvo. También esta
suciedad llega a la instalación en el momento de puesta en marcha.
Ensuciamientos típicos son: virutas, arena, polvo, fibras, laca, agua o
conservantes.
40
II.12.2.2 Ensuciamiento durante el montaje de la instalación
Al unir las distintas piezas, como por ejemplo al instalar racores, se pueden
producir partículas de sólidos.
Los ensuciamientos típicos son: Materiales aislantes, escamas de óxido,
perlas de soldadura, partículas de goma de mangueras, restos de líquido de
decapado y de lavado, polvo abrasivo.
II.12.2.3 Ensuciamiento durante el servicio de la instalación hidráulica
Por abrasión en los componentes se producen partículas. Las partículas más
pequeñas que 15 µm aceleran especialmente el desgaste.
Los residuos por envejecimiento en los fluidos hidráulicos, que generalmente
se producen como consecuencia de elevadas temperaturas de servicio,
varían las propiedades del mismo (antioxidante, antiespumante, etc.).
La suciedad que llega desde el exterior a la instalación hidráulica produce
fallas de servicio y desgaste.
II.12.3. Sistemas de clasificación para el grado de ensuciamiento del
fluido hidráulico
La evaluación del contenido de sólidos se determina mediante sistemas de
clasificación (clases de pureza).
Las normas más comunes empleadas hoy en día son NAS 1638 e ISO 4406
(Bosch Rexroth S.A. son NAS 1638)
41
II.12.3.1. Clasificación según NAS 1638
Para la clasificación del fluido hidráulico se dispone de 14 clases de pureza.
En cada clase se indica un determinado número de partículas ( en 100 ml) en
cada uno de los 5 rangos de tamaño.
En el siguiente cuadro se muestran las clases de pureza según NAS 1638
Tabla 4
Clases de pureza según NAS 1638
Cantidad máxima de partículas de suciedad en 100 ml de fluido hidráulico
Clase de
Pureza
Tamaño de partículas en µm
5 – 15
15 – 25
25 – 50
50 – 100
> 100
125
22
4
1
0
00
250
44
8
2
0
0
500
89
16
3
1
1
1000
178
32
6
1
2
2000
356
63
11
2
3
4000
712
126
22
4
4
8000
1425
253
45
8
5
16000
2850
506
90
16
6
32000
5700
1012
180
32
7
64000
11400
2025
360
64
8
128000
22800
4050
720
128
9
256000
45600
8100
1440
256
10
512000
91200
16200
2880
512
11
1024000
182800
32400
5760
1024
12
Fuente: Mannesmann Rexroth
II.12.4. Proceso de filtración
Es el proceso en el cual, utilizando un medio poroso, se retienen las
partículas sólidas en suspensión en el fluido, garantizando así una mayor
pureza del mismo.
42
II.12.4.1 Filtros de presión
En la filtración por presión el fluido hidráulico pasa a través del medio filtrante
como consecuencia de una caída de presión entre el lado de suciedad y el
lado limpio.
II.12.4.2 Centrifugas
En estos equipos se emplea la acción de la fuerza centrífuga para separar
los elementos sólidos y agua incorporadas en el aceite. Se emplea en caso
de presentarse un elevado nivel de partículas sólidas en suspensión y alta
presencia de agua.
II.12.4.3 Composición de los elementos filtrantes
La composición de los elementos filtrantes varía de fabricante en
fabricante. En el caso de los elementos simples de papel las capas filtrantes
están fabricadas sin tejidos de alambre de apoyo, de modo que en el caso de
elevadas diferencias de presión en los elementos filtrantes, los pliegues de
los filtros se comprimen. De este modo se reduce la posibilidad de drenaje en
las esteras plegadas, de modo que muchos pliegues no son más activos
para la filtración.
Los elementos filtrantes de mayor calidad se componen de varias capas
filtrantes. Esta composición define la estabilidad de los elementos contra
picos de presión y caudales cambiantes.
43
Debe cumplirse una determinada amplitud de malla del tejido de apoyo
porque, de otro modo, el vellón filtrante pasaría a través de las mallas del
tejido y el elemento perdería su efectividad.
El personal de mantenimiento debe manejar los elementos con mucho
esmero. Si durante el montaje los pliegues del elemento son golpeados
contra bordes filosos, la consecuencia puede ser el deterioro de las capas y,
con ello, la inutilidad del filtro.
Los elementos filtrantes de calidad deben presentar las siguientes
características:
-
Elevada estabilidad a diferencias de presión.
-
Finuras de filtro para todas las clases de pureza.
-
Gran capacidad de retención de suciedad.
-
Grandes superficies filtrantes.
-
Elevada vida útil.
II.12.5. Selección de la finura del filtro
La selección de la finura de filtro de elementos filtrantes depende del grupo
principal de filtración en el cual se empleará el filtro.
En la tabla 5 se muestra la disposición del grupo principal de filtración y la
filtración correspondiente:
44
Tabla 5: Efecto de las Partículas sobre componentes en función del tamaño de
partículas y correspondencia con los grupos principales de filtración
Ensuciamiento con
partículas muy finas
Las partículas muy finas (de
3 a 5 µm) influyen
negativamente en el
funcionamiento y reducen la
capacidad filtrante por:
- El efecto erosivo de
partículas muy finas (con
frecuencia de desgaste de
canto de mandos).
- Depósitos finos en
intersticios estrechos
(peligro de obstrucción).
Cambios en el medio
filtrante (envejecimiento del
fluido)
por
reacciones
químicas en la superficie de
las partículas.
Filtración muy fina
Separación efectiva de
partículas muy finas en
dispersión (3 a 5 µm ≥ 100
partículas).
Los filtros muy finos,
resistentes a elevadas
diferencias de presión son
seguros de funcionamiento
porque:
- Minimizan la producción y
el desarrollo de erosión.
- Evitan la obstrucción de
intersticios estrechos.
- Protegen el fluido contra el
envejecimiento.
- Evitan fallas de la
instalación
Ensuciamiento con
partículas finas
Las partículas finas (de 5 a
20 µm) producen desgaste
por fricción, especialmente
en juegos estrechos:
Las consecuencias son:
- Agrandamiento del juego
por erosión (más fugas
internas).
- Fallas (breve bloqueo en
válvulas de pistón o de
corredera y fugas en los
asientos de válvulas).
- Falla completa por fuerte
erosión.
Ensuciamiento con
partículas gruesas
Las partículas gruesas > 20
µm frecuentemente
producen una falla total
repentina por el efecto de
bloqueo, obstrucción o
destrucción directa.
Filtración fina
Separación parcial de
partículas finas de suciedad
y separación total de
partículas gruesas (5 a 20
µm > 100 partículas).
Los filtros finos controlan
confiablemente el grado
aceptable de ensuciamiento
del sistema.
- Protegen los componentes
en forma óptima contra
ensuciamiento.
- Reducen el desgaste por
fricción.
- Evitan una falla repentina
de piezas constructivas.
Filtración Gruesa
Separación de partículas
gruesas X ≥ 100 partículas.
X = Tamaño de la partícula
en µm que puede provocar
una falla repentina en un
componente a proteger.
Los filtros gruesos protegen
el sistema contra
ensuciamiento grueso.
Reducen el peligro de una
falla repentina o de una
destrucción total.
Las consecuencias son:
- El bloqueo de toberas.
- Bloqueo o agarrotamiento
del émbolo.
- En caso de grandes
fuerzas, puede haber rotura
de materiales
Fuente: Mannesmann Rexroth
En la documentación antigua sobre componentes hidráulicos se indica la
finura de filtro necesaria. Dado que la seguridad de funcionamiento de los
componentes depende del grado de pureza del fluido, casi todos los
45
fabricantes de componentes en su documentación técnica indican la clase de
pureza del fluido hidráulico recomendada.
Esta información es importante para la protección de los componentes y la
misma complica la selección de la finura del filtro, dado que la carga por
suciedad depende tanto del tamaño de las partículas como de su cantidad.
En base a análisis de laboratorio y estudios realizados en la práctica, los
fabricantes de filtro están en posición de indicar la correspondencia del fluido
hidráulico deseado con la finura de filtro necesaria. En la tabla 6 se indica la
finura del filtro recomendada para diversos componentes hidráulicos (según
Bosch Rexroth):
Tabla 6: Finura de Filtro Absoluta Recomendada para diversos componentes
hidráulicos (Rexroth)
Componentes Hidráulicos
Clase de pureza según
NAS 1638
Bombas de engranajes
Cilindros
Válvulas direccionales
Válvulas
limitadoras
de
presión (de seguridad)
Válvulas estranguladoras
Bombas a pistones
Bombas de paletas
Válvulas de presión
10
10
10
10
Finura de filtro
absolutamente
recomendada en µm
20
20
20
20
10
9
9
9
20
10
10
10
Fuente: Bosch Rexroth
Sin embargo, la clase de pureza del fluido en el sistema depende además de
los siguientes parámetros adicionales:
•
Tipo de instalación
•
Contaminación del medio ambiente
•
Sobrepresión de servicio
46
•
Tiempo de servicio de la instalación
•
Disposición de los filtros
Para que durante el servicio de la instalación se puedan emplear
elementos filtrantes con una menor finura de filtro o una mayor vida útil, debe
elegirse el tamaño constructivo del filtro de manera que se permita en
cualquier momento un cambio de filtros a un tamaño constructivo más
grande.
Uno de los casos típicos de fallas en componentes hidráulicos es
obstrucción de intersticios y toberas. Las válvulas reguladoras de flujo y
válvulas estranguladoras son especialmente sensibles a la obturación. En
caso de poco movimiento relativo de las superficies de intersticios existe
mayor riesgo de obturación. Por dicho motivo la finura debe ser por lo menos
igual o menor a la indicada para los anchos de los intersticios de los
componentes.
II.12.6. Determinación del tamaño constructivo del filtro
II.12.6.1. Dimensionamiento del filtro de caudal principal
La meta para determinación del tamaño del filtro es lograr un equilibrio entre
la suciedad que entra en el sistema y la suciedad que sale a través del filtro.
Se debe lograr una vida útil económica del filtro.
Por ese motivo, para la determinación del tamaño del filtro deberá tenerse
en cuenta tanto el grado de ensuciamiento del medio en que está instalada la
47
máquina, como también el mantenimiento y el cuidado de los sistemas
hidráulicos. La consideración de las condiciones del medio está dada por el
factor f 2 .
La determinación de pérdida de presión admisible en el filtro deberá
calcularse con la ecuación (11), según el fabricante (Hydac Internacional):
∆Ptotal = (∆Pcarcaza + f1 ∆Pelemento ) × f 2 ...(11)
Donde: ∆Ptotal → Diferencia de presión total del filtro a temperatura de
servicio y caudal efectivo.
∆Pcarcaza → Diferencia de presión de la carcasa del filtro con fluido de
servicio.
∆Pelemento → Diferencia de presión del elemento filtrante.
f1 → Factor de reducción de la viscosidad.
f 2 → Factor para condiciones del medio ambiente.
48
Figura 6: Determinación del factor de Reducción de la Viscosidad (f1)
Fuente: Mannesmann Rexroth
Tabla 7: Factor f2 para condiciones del medio ambiente
Mantenimiento y cuidado de
sistemas hidráulicos
•
•
•
•
•
•
•
•
•
Control constante de los
filtros
Recambio inmediato de los
elementos filtrantes
Poca entrada de suciedad
Buena estanqueidad del
recipiente hidráulico
Control esporádico de los
filtros
Empleo de pocos cilindros
Poco o ningún control de los
filtros
Muchos cilindros
desprotegidos
Entrada elevada de suciedad
en el sistemas
Grado de ensuciamiento del medio de la maquina
Bajo
Medio
Alto
1
1
1,3
1
1,5
1,7
1,3
2
2,3
49
Bajo: Maquinas de prueba en ambientes climatizados.
Medio: Maquinas-Herramientas en talleres calefaccionados.
Alto: Prensas en fundiciones, máquinas para producción de cerámica, máquinas en minas
de potasio, equipos móviles, fábricas de laminación, procesamiento de madera.
Fuente: Mannesmann Rexroth
II.12.6.2. Determinación del tamaño necesario del filtro
La determinación de la diferencia de presión total del filtro se realiza
mediante diagramas individuales para carcasa de filtro y elementos filtrantes.
(Suministrados por el fabricante de la carcasa y el elemento filtrante).
Para ello deberán determinarse las distintas pérdidas de presión en la
carcasa y en el elemento filtrante (según el caudal de operación Qop , la
viscosidad y la presión de servicio) buscando en los catálogos del fabricante.
Para obtener el tamaño constructivo del filtro se deberá obtener la
diferencia de presión de la carcasa y del elemento filtrante (determinadas en
las curvas características de ∆P vs. Qop , suministradas por el fabricante, ver
anexos parte II, pág. 50 – 62), el factor de reducción de viscosidad f1 y el
factor para condiciones del medio ambiente f 2 .
En caso de que la diferencia de presión total del filtro exceda el valor máximo
indicado en la tabla 8 deberá rehacerse el cálculo seleccionando un filtro de
mayor tamaño.
50
Cuando el valor obtenido para la diferencia de presión total del filtro sea igual
o menor que la presión diferencial máxima admisible, el dimensionamiento
del filtro es correcto.
Tabla 8: Determinación del tamaño constructivo del filtro
Disposición de los
filtros en el sistema
Filtros de trabajo
Filtros de protección
Tipo de construcción
del filtro
Filtros de retorno
Filtros de presión con
válvula by-pass
Filtros de protección sin
válvula by-pass
Filtros de succión
_______
Diferencia de presión total del
filtro (Bar)
Empleando diagramas
individuales para carcasa y
elemento filtrante
f 2 (∆Pcarcaza + f1 × ∆Pelemento ) ≤ 0,5
f 2 (∆Pcarcaza + f1 × ∆Pelemento ) ≤ 1
f 2 (∆Pcarcaza + f1 × ∆Pelemento ) ≤ 0,01
Fuente: Mannesmann Rexroth
II.13. Acumuladores Hidráulicos
Una de tareas principales de los acumuladores hidráulicos es alojar bajo
presión determinado volumen de fluido en una instalación hidráulica y
entregarlo nuevamente a la instalación según demanda.
Dado que el fluido se encuentra bajo presión, los acumuladores hidráulicos
se tratan como recipientes de presión y deben estar dimensionados para la
sobrepresión máxima de servicio, considerando los estándares exigidos en el
país de aplicación.
Para la compensación del volumen en el acumulador hidráulico y el
consiguiente almacenamiento de energía, el fluido hidráulico en el
acumulador se carga con peso, con resortes o con gases.
51
Los acumuladores de peso y de resorte sólo se emplean para aplicaciones
industriales especiales, y por tanto carecen de importancia. Acumuladores
cargados por gas sin miembro divisor se emplean rara vez en la hidráulica,
dado a que el fluido absorbe el gas.
En la mayor parte de las instalaciones hidráulicas se utilizan acumuladores
hidroneumáticos (cargados por gas) con elemento separador.
De acuerdo con el elemento separador, se distinguen acumuladores de
vejiga, de pistón o de membrana.
II.13.1. Funciones
En una instalación hidráulica, los acumuladores hidroneumáticos deben
cumplir diversas funciones, como lo son:
•
Acumulación de energía
•
Reserva de líquido
•
Accionamiento de emergencia
•
Equilibrio de fuerzas
•
Amortiguación de golpes mecánicos
•
Amortiguación de golpes de presión
•
Compensación de fugas
•
Amortiguación de golpes y oscilaciones
•
Amortiguación de pulsaciones
•
Suspensión de vehículos
•
Recuperación de energía de frenado
52
• Mantener constante la presión y compensar el caudal (recipiente de
expansión).
II.14. Cálculo y dimensionamiento de tuberías en sistemas hidráulicos
En los sistemas hidráulicos las tuberías cumplen la función de conducir el
fluido hidráulico.
Éstas están sujetas a solicitaciones mecánicas, de corrosión ó térmicas,
que aparecen en forma independiente o conjunta. Para el dimensionamiento
de las tuberías dichas solicitaciones revisten una importancia decisiva. Los
esfuerzos mecánicos normalmente se manifiestan como cargas de presión
que varían con el transcurso del tiempo. De aquí surge la necesidad de
realizar un dimensionado económico, seguro y tendiente a garantizar una
larga vida útil.
El procedimiento para dimensionar tuberías parte de un esquema de
conexiones existente y es necesario conocer también los datos para el
dimensionado como medio, caudal, presión y temperatura. Además existen
muchos factores que influyen sobre los tamaños a determinar.
•
Diámetro interno de la tubería
•
Grosor de las paredes
•
Material
Que deberán considerarse al realizar los cálculos.
53
Tabla 9: Factores influyentes sobre los parámetros a determinar para el
dimensionamiento de tuberías
Parámetro a determinar
Diámetro interno de la tubería
Grosor de pared
Material
Factores influyentes
Caudal
Velocidad de flujo
Viscosidad del medio
Pérdidas de presión
Presión de servicio (posibles solicitaciones
adicionales)
Coeficientes de seguridad necesarios y
prescritos
Posibles valores inferiores del espesor de
pared
Influencias externas e internas de corrosión
Resistencia del material
Temperatura de servicio
Dimensiones normalizadas
Valores característicos de resistencia
Condiciones de elaboración (propiedades de
la superficie., capacidad de soldadura)
Influencia de corrosión
Rango de temperatura admisible
Fuente: Mannesmann Rexroth
II.14.1. Determinación del diámetro nominal
Mediante la determinación del diámetro interno de la tubería en función del
caudal y de las características físicas del fluido hidráulico, se influye sobre la
resistencia al flujo.
Para poder determinar la potencia de la bomba es necesario calcular las
perdidas totales de flujo del sistema hidráulico. Si las pérdidas de presión
calculadas son demasiado elevadas frente a los valores previstos al realizar
el proyecto, deberá procederse a realizar un nuevo dimensionamiento de
conductos, eligiendo para ello un mayor diámetro nominal.
El caudal Q se emplea para calcular el diámetro interno
según la siguiente ecuación:
d i de la tubería,
54
di =
4×Q
...(12)
w ×π
Donde: d i → Diámetro interno de la tubería.
Q → Caudal.
w → Velocidad Media del fluido.
La velocidad media utilizada en las ecuaciones, deberá determinarse de
acuerdo con ciertos aspectos de origen económico y técnico. Desde el punto
de vista económico habrá que considerar los costos de inversión y servicio y,
en el aspecto técnico, ciertos datos límites que están condicionados por el
caudal, y de ser superados, traerían aparejadas emisiones de ruido,
oscilaciones muy elevadas del sistema de tuberías y erosión en las
desviaciones. De la tabla 10 pueden extraerse valores de referencia para la
elección de la velocidad media.
Tabla 10: Determinación de la Velocidad Media
Tubería de Aspiración
Viscosidad
Cinemática
(mm2/s)
150
100
50
30
Tubería de Presión
w (m/s) Presión p (Bar)
w (m/s)
0,6
0,75
1,2
1,3
2,5 - 3
3,5 - 4
4,5 - 5
5-6
6
25
50
100
200
>200 con υ = 30
– 150 mm2/s
Tubería de
Retorno
w (m/s)
1,7 hasta 4,5
Fuente: Mannesmann Rexroth
Luego de determinar el diámetro interno de la tubería, se puede entonces
seleccionar
su
diámetro
nominal
de
acuerdo
a
los
disponibles
55
comercialmente, y a los requerimientos impuestos por las condiciones de
servicio de la misma.
II.14.2. Calculo del Espesor de Pared
El cálculo del espesor de pared requerido para una tubería en general
puede realizarse según DIN2413 (junio 1972), para un caso de carga
determinada o según la hoja de instrucción AD-B1, como parte de un
recipiente de presión. Los fundamentos para dichos cálculos rigen para
sistemas de tuberías que se ponen en servicio en el país, o que al ser
montados en el extranjero sean reconocidos por la sociedad de recepción
correspondiente. En la tabla 11 se han representado las ecuaciones para
calcular el espesor de pared según las prescripciones mencionadas. Los
coeficientes de seguridad S contenidos en las ecuaciones (13) a (15) y las
calidades de soldadura v pueden extraerse la tabla 12 y 13 respectivamente.
También se encuentran en la tabla 12 los valores característicos de
resistencias K, que deberán incluirse en las ecuaciones respectivas.
56
Tabla 11: Fundamentos para realizar los cálculos según DIN 2413 y Hoja de
Instrucción AD-B1
Prescripción
para el cálculo
DIN 2413
Limites de empleo
Tipo de carga
Ecuación para el
espesor de la pared
calculado
da
≤ 1,7
di
I, preferentemente
estática
Sv =
Temperatura ≤ 120°C
DIN 2413
a)
da
≤ 1,7
di
II, preferentemente
estática
Temperatura > 120°C
b)
da
≥ 1,1y ≤ 1,7
di
di × p
(13)
K
20 × v − 2 p
S
di × p
(14)
Sv =
K
(20 − p ) × v
S
Temperatura < 120°C
Hoja de
Instrucción ADB1
da
≤ 1,2 ó
di
da ≤ 200mm y
da
≤ 1,7
di
Preferentemente
estática
di × p
(15)
K
20 × v − p
S
S v min = 2mm
Sv =
Fuente: Mannesmann Rexroth
Donde: d a → Diámetro externo de la tubería [mm].
d i → Diámetro interno de la tubería [mm].
S v → Espesor de pared [mm].
v → Calidad de Soldadura [Adimensional].
K → Valor característico de Resistencia [N/mm2].
S → Coeficiente de Seguridad [Adimensional].
p → Presión máxima en el sistema [Bar].
Las ecuaciones (13), (14) y (15), están basadas en la fórmula de Barlow.
57
Tabla 12: Fundamentos para el cálculo según DIN 2413 y Hoja de Instrucción AD-B1
Prescripción para
el cálculo
Valor característico
de resistencia
K
DIN 2413
Campo de
Aplicación I
DIN 2413
Campo de
Aplicación II
Rp 0,2 a 20 °C
Alargamiento de
ruptura
A5
≥ 25%
20 %
15 %
a) Valor Mínimo de
Rp 0,2 y Rm/2 . 105 a
temperatura
de
cálculo
b) Rp 0,2 a 20°C
≥ 25%
20%
15%
Rp 0,2 ó Rm/105 a
temperatura
de
cálculo según hoja
de instrucción ADW4
Fuente: Mannesmann Rexroth
Hoja de Instrucción
AD-B1
Coeficiente de
seguridad para
tuberías con
certificado de
recepción según
DIN 50049 (julio
1982)
S
1,5
1,6
1,7
1,5
1,6
1,7
1,8
1,5
Donde: K → Valor característico de Resistencia [N/mm2].
A5 → Alargamiento de Ruptura [%].
S → Coeficiente de Seguridad [Adimensional].
Rp 0,2 → Límite elástico 0,2 % [N/mm2].
Rm / 2 . 105 → Resistencia en función del tiempo para 200000 horas
[N/mm2].
Rm
/ 10
5
[N/mm2].
→ Resistencia en función del tiempo para 100000 horas
58
Tabla 13: Calidad de la soldadura en tuberías con soldadura longitudinal según DIN
2413
Tuberías
Material según
Pruebas
Para empleo general
(calidad comercial)
DIN 1626
DIN 17100
Rango de calidad 1
- Sin admisión por
parte de la empresa
- Con admisión por
parte de la empresa
Con prescripciones
de calidad DIN 1626
DIN 17100
Rango de calidad 2
Con prescripciones
de calidad
especiales
DIN 17100
Desde el rango de
calidad 2
- Sin prueba de
suministro
- Con prueba de
suministro
Pruebas especiales,
ante todo control
indestructible de
soldadura, 100 %
Factor de calidad
de soldadura v
0,5
0,7
0,8
0,9
1
Fuente: Mannesmann Rexroth
Donde: v → Factor de calidad de soldadura.
Las ecuaciones según DIN 2413 están sujetas a la exigencia de que por
causa de la presión de servicio, no se produzca flujo de material en la fibra
interior más solicitada del tubo.
Aquí se diferencian dos tipos de cargas:
• Campo de aplicación I
Carga predominante estática hasta una temperatura máxima de 120°C.
• Campo de aplicación II
Carga predominante estática superior a 120°C (bajo ciertas circunstancias
puede emplearse para temperaturas inferiores a 120°C).
En estos casos se parte básicamente de una carga estática para la cual
no deberán superarse determinados valores límites del numero de ciclos de
59
carga. Bajo ciclos de carga se entienden cambios de presión, como por
ejemplo en caso de arranque y descenso del sistema hidráulico.
II.14.3. Cálculo de pérdidas de presión
La pérdida de presión ∆p , como consecuencia del rozamiento entre el fluido
hidráulico y la pared interior del tubo se calcula de la siguiente manera:
L
w2
∆p λ = λ × ρ ×
...(16)
di
2
Ecuación de Darcy Weisbach
Donde λ es el valor del rozamiento [adimensional], L el largo de la tubería
[m] y ρ la densidad del fluido hidráulico [kg/m3]. El valor de rozamiento
depende de la aspereza k del tubo y del numero de Reynolds.
Re =
w × di
ν
...(17)
Donde: w → Velocidad media del fluido.
ν → Viscosidad cinemática del fluido.
di → Diámetro Interno de la tubería.
60
Tabla 14: Rugosidad Interna de Tubos de Acero
Material
Acero
Tubos
Tipo
Sin
soldadura
(calidad comercial)
Soldado Longitudinal
Sin
soldadura
y
soldado longitudinal
Estado
Nuevo
• Capa de
laminación
• Decapado
• Revestido
Nuevo
• Capa de
laminación
• Embetunado
• Galvanizado
Usado
• Oxidación
moderada o
poca costra
Rugosidad
Absoluta k (mm)
0,02 hasta 0,06
0,03 hasta 0,04
0,07 hasta 0,10
0,04 hasta 0,10
0,01 hasta 0,05
0,008
0,1 hasta 0,2
Fuente: Mannesmann Rexroth
A partir del factor de rugosidad, que para tubos de acero ha sido indicada
en la tabla 14, y del número de Reynolds a partir del diagrama de rozamiento
vs. Reynolds (ver anexos, parte II, pág. 90), se puede determinar el valor de
rozamiento.
La pérdida de presión de un sistema hidráulico no solamente se compone
de las resistencias en función del largo de las distintas secciones de
conductos, sino también incluye las perdidas de presión de resistencias
individuales, como por ejemplo piezas de formas, accesorios, válvulas, etc.
Por ello resulta conveniente calcular la pérdida total de presión ∆pt a partir
de los valores de resistencia ξ
de todas las resistencias individuales.
Para la pérdida total de presión se obtiene lo siguiente:
∆pt = ∆pλ + ∆pξ ...(18)
61
Donde: ∆p λ → Pérdidas de presión en tuberías [Bar].
∆Pξ → Pérdidas de presión en accesorios [Bar].
Los valores de resistencia para los accesorios y válvulas previstos,
pueden extraerse de los catálogos correspondientes de los fabricantes. En la
mayoría de los casos en las informaciones técnicas de los fabricantes de
accesorios, suelen estar indicadas las pérdidas de presión como curvas
características en función del caudal. De éste modo, las pérdidas de presión
de los distintos accesorios para el caudal correspondiente, pueden sumarse
e incluirse en la ecuación anterior.
62
CAPÍTULO III
Marco Metodológico
III.1 Nivel de Investigación
En la realización de nuestro proyecto procedimos a evaluar el mismo, de
manera de identificar el nivel de investigación a utilizar para el logro de
nuestros objetivos. Luego de analizar las características del proyecto,
dedujimos que la investigación que más se ajusta a éste es la explicativa. A
continuación describimos el por qué.
III.1.1. Investigación Explicativa
La investigación explicativa se encarga de buscar el por qué de los hechos
mediante el establecimiento de relaciones causa – efecto.
Para el desarrollo de nuestro proyecto, procedimos a evaluar las unidades de
potencia de las compuertas de toma existentes, de manera de identificar los
factores que determinaran la necesidad de cambio de las mismas.
La utilización de éste nivel de investigación se justifica debido a que
nuestro proyecto se basa en la modernización de equipos hidráulicos,
partiendo del estudio de los ya existentes, identificando sus problemas, fallas
y demás factores que constituyan las causas que nos obliguen a realizar la
modernización antes mencionada.
Como consecuencia de la modernización de las unidades de potencia,
podremos asegurar que mejore la confiabilidad del proceso con el fin de
63
garantizar la apertura y cierre de las compuertas en su debido momento.
Para garantizar dicho proceso realizaremos el diseño de acuerdo a la norma
DIN19704 (sección de instalaciones hidroeléctricas), se contará con una
disponibilidad de repuestos para realizar el mantenimiento según se requiera.
También podemos destacar que, a diferencia del caso de la unidad
anterior, ésta unidad se diseñará con componentes fabricados por la misma
empresa, por lo que cualquier cambio necesario será posible realizarlo
fácilmente, debido a la disponibilidad de los repuestos en el mercado interno
gracias a la presencia en el país de la empresa encargada.
III.2. Diseño de Investigación
Mediante el diseño de la investigación establecemos la estrategia a seguir
para responder el problema planteado. Según la evaluación del proyecto a
realizar, así como la revisión de la documentación acerca de los diseños de
investigación, podemos concluir que nuestra investigación se ajusta a la
investigación documental y de campo.
III.2.1. Investigación Documental
Es aquélla que se basa en la obtención y análisis de datos provenientes de
materiales impresos u otros tipos de documentos.
Nuestro proyecto se ajusta a éste tipo de investigación debido a que, para
la realización del diseño en sí (cálculo de cilindros, bombas, válvulas, etc.),
para desarrollar los conocimientos en el área de la hidráulica y para
64
seleccionar los componentes de acuerdo al modelo disponible en la
empresa, debimos consultar normas, bibliografía y documentación variada.
III.2.2. Investigación de Campo
Consiste en la recolección de datos directamente de la realidad donde
ocurren los hechos, sin manipular o controlar variable alguna.
Antes de comenzar con el diseño, fue necesario realizar una visita al sitio
(Guri, estado Bolívar), para evaluar las condiciones en las cuales se
encuentran las unidades instaladas actualmente, de manera de saber bajo
cuales condiciones se debía realizar el diseño. Se evaluaron aspectos, tales
como:
espacio
en
el
cual
se
encuentran
las
unidades,
tuberías,
obsolescencia de los componentes actuales, modo de sujeción de la
compuerta por el cilindro, pesos de las compuertas y demás características a
considerar como punto de partida para realizar los cálculos del diseño
pertinentes.
Como resultado de haber realizado ambos tipos de investigación, se obtuvo
la siguiente información:
• Cilindros Actuales
• Cilindros de las Compuertas de Toma
La Casa de Maquinas N° II se encuentra equipada con 20 cilindros, cada uno
de los cuales tiene un émbolo de 580 mm de diámetro, un vástago de 380
mm de diámetro y una carrera de 15.000 mm. Están montados verticalmente
con el vástago dirigido hacia abajo, unidos a cada compuerta mediante un
65
pasador montado en el ojal del cilindro y colocados en la estructura de la
presa mediante una brida rígida que impide el movimiento en cualquier
dirección.
• Cilindros de las Válvulas de Llenado
Por cada compuerta se encuentran dos válvulas de llenado accionadas cada
una por dos cilindros hidráulicos, los cuales tienen un émbolo de 125 mm de
diámetro, un vástago de 70 mm de diámetro y una carrera de 150 mm.
Figura 7: Válvula de llenado
Fuente: Elaboración Propia
• Compuertas
Peso de la compuerta: 150 Toneladas.
Recorrido total de la compuerta: 14.452 mm.
•
Velocidad de Elevación:
Inicial: 200 mm a 1 m/min.
Intermedia: 13.702 mm a 2 m/min.
Final: 750 mm a 1 m/min.
•
Velocidad en bajada normal y de emergencia:
Inicial: 14.452 mm a 4 m/min.
Final: 200 mm a 0,5 m/min.
66
• Tuberías Existentes
Las tuberías de conexión entre las unidades de potencia y los cilindros de las
compuertas de toma tienen un diámetro nominal de 5”.
A la salida de cada bomba tienen un diámetro nominal de 2”, ampliándose en
la unión de ambas a un diámetro nominal de 3”.
Todas las tuberías son de acero inoxidable.
Además de las características encontradas de las unidades existentes,
nos fue proporcionado el circuito hidráulico actual, el cual será analizado
posteriormente en la sección de análisis y resultados. Cabe destacar que
muchos de los datos necesarios para el desarrollo del proyecto fueron
determinados en base al análisis documental del material proporcionado
(plano hidráulico, peso de la compuerta, velocidades de apertura y cierre,
etc.), por las empresas antes mencionadas.
Entre otro de los documentos proporcionados de suma importancia tenemos
las norma DIN19704 (mayo 1998), que establece la normativa internacional
de un proyecto como el que realizamos.
III.3. Procedimiento
Al realizar el diseño de una instalación hidráulica, lo primero a considerar
es la necesidad del cliente en cuanto a peso del objeto o fuerza que se
desea accionar, la velocidad de accionamiento, el tipo de movimiento
(rotatorio o lineal) y la forma de aplicación de la carga; de ésta manera se
67
puede proceder a realizar el cálculo de los cilindros o motores hidráulicos
necesarios para realizarlo.
En nuestro caso, como ya sabemos, el movimiento que se requiere es
completamente lineal, por lo tanto requerimos la utilización de cilindros
hidráulicos.
Luego de considerar la magnitud de la carga o fuerza a accionar,
procedemos a evaluar la manera de producir los movimientos necesarios en
base a la cinemática de la instalación, para así considerar los diferentes
dispositivos de control, medición y seguridad necesarios para realizarlos
correctamente. A continuación se presenta una ilustración que muestra los
diferentes dispositivos que se deben considerar para la elaboración del
diseño del circuito hidráulico:
68
Carga a accionar
Movimiento Lineal o Rotatorio
Forma de
Aplicación
de la Carga
Actuador:
Cilindro
Hidráulico
Motor Hidráulico
Válvulas
Direccionales
Válvulas
antirretorno
Válvulas
limitadoras de
presión, etc.
Dispositivos y
elementos de
conducción y
direccionamiento
Elementos de
Filtración
Dispositivos
de Seguridad
Elementos de
Filtración
Bomba
Hidráulica
Reservorio
Figura 8: Dispositivos a utilizar en el diseño de una instalación hidráulica
Fuente: Elaboración propia
III.3.1. Diseño del Circuito Hidráulico
Para realizar el diseño de un circuito hidráulico, debemos considerar las
necesidades de movimiento establecidas anteriormente. Para realizar estos
movimientos, debemos utilizar una serie de dispositivos. Se realiza una
69
evaluación según el diagrama mostrado anteriormente y se seleccionan los
elementos que se requieran.
A continuación procederemos a describir el funcionamiento del circuito
hidráulico diseñado, indicando el recorrido del aceite en el mismo, para lograr
los movimientos requeridos. Los símbolos según DIN ISO 1219, se pueden
observar en los anexos, parte II, pág. 1-6.
III.3.1.1. Descripción del funcionamiento del circuito hidráulico
La descripción que se mostrará a continuación corresponde al circuito UA090201-2318-A. (Véase el apéndice A)
A. Apertura normal de la Compuerta:
A.1. Apertura de las válvulas de llenado
A.1.1. Se enciende el motor eléctrico (20).
A.1.2. Se energiza el solenoide b de las válvulas direccionales (53.1) y
(53.2).
A.1.3 . El aceite fluye a través de:
- Filtro de presión (43).
- Válvula antirretorno (49).
- Válvula direccional (55.1) y (55.2) de P hacia A.
- Dispositivo medidor de caudal (62.1) y (62.2).
- Válvulas antirretorno pilotadas (64.1) y (64.2).
- Válvulas esféricas (59.1) y (59.2).
- Válvulas antirretorno (123).
70
- Válvulas de cierre (121).
- Cámara anular de los cilindros de compuerta (100.1) y (100.2).
- Válvula reductora de presión (134).
- Cámara anular de los cilindros de las válvulas de llenado.
Los vástagos de los cilindros de las válvulas de llenado se retraen y las
válvulas se abren.
A.1.4. El aceite de la cámara del émbolo de los cilindros de las válvulas de
llenado fluye a través de:
- Cámara del émbolo de los cilindros de compuerta (100.1) y (100.2).
- Válvulas limitadoras de presión (46.1) y (46.2).
- Filtro de retorno (7.1) y (7.2).
Si las válvulas de llenado están completamente abiertas, aumenta la presión
en la línea y al alcanzarse la presión de calibración del presostato, éste
entrega una señal y se detiene la bomba (20).
A.2. Apertura de la Compuerta (descripción para compuerta 1).
A.2.1. Los motores eléctricos (17.1) ó (17.2) son encendidos. La bomba
arranca sin carga.
A.2.2 . Se energiza el solenoide “a” de las válvulas limitadoras de presión
(válvulas direccionales en 45.1 y 45.2). La presión aumenta.
A.2.3. El aceite fluye a través de:
- Válvula antirretorno (60.1) y (60.2).
- Filtro de presión (41.1) y (41.2).
- Válvulas antirretorno (48.1) ó (48.2).
71
- Válvula esférica (59.1).
- Válvulas antirretorno (123).
- Válvulas de cierre (121).
- Cámara anular del cilindro de compuerta (100.1).
El vástago del cilindro se retrae y la compuerta se abre.
A.2.5. El aceite de la cámara del émbolo fluye a través de:
- Válvula limitadora de presión (46.1).
- Filtro de retorno (7.1) y (7.2).
Si la compuerta se encuentra totalmente abierta, el sistema de control de
límite de carrera (limit switch) detiene las bombas.
B. Cierre normal de la Compuerta:
B.1. Cierre de la Compuerta (descripción de compuerta 1)
B.1.1. El solenoide de la válvula de asiento (54.1) es energizado, por lo que
la presión de la línea piloto del elemento lógico (127) se descarga a través de
la válvula de asiento (54.1).
B.1.2. El elemento lógico es abierto.
B.1.3. El aceite de la cámara anular del cilindro fluye a través de:
- Válvula de cierre (121).
- Elemento lógico (127), hacia la cámara del émbolo del mismo.
B.1.4. El aceite adicional requerido es succionado del tanque de aceite a
través de la válvula antirretorno (21.1).
B.1.5. El vástago del cilindro es extendido y la compuerta cierra a la
velocidad ajustada en el elemento lógico (127) ó (129).
72
Si la compuerta está completamente cerrada, el sistema de control de límite
de carrera (limit switch) detiene la operación del solenoide de la válvula de
asiento.
B.2. Cierre de las válvulas de llenado
B.2.1. El motor eléctrico (20) es encendido.
B.2.2. Se energiza el solenoide a de la válvula direccional (55.1 / 55.2), de P
hacia B.
B.2.3. El aceite fluye a través de:
- Filtro de presión (43).
- Válvula antirretorno (49).
- Válvula direccional (55.1) y (55.2) de P hacia B.
- Cámara del émbolo del cilindro de compuerta.
- Cámara del émbolo de los cilindros de las válvulas de llenado.
Los vástagos de las válvulas de llenado se extienden y las válvulas son
cerradas.
B.2.4. El aceite de la cámara anular de los cilindros de las válvulas de
llenado fluye a través de:
- Válvulas antirretorno.
- Cámara anular de los cilindros de compuerta (100.1) y (100.2).
- Válvulas de cierre (121).
- Válvulas de control de flujo (124).
- Válvulas de cierre (59.1 / 59.2).
73
- Válvulas antirretorno (64.1 / 64.2), abiertas al presurizar la línea de
pilotaje.
- Dispositivo de medición de caudal (62.1) y (62.2).
- Válvula direccional (53.1) y (53.2) de A hacia T.
- Filtro de retorno (7.1) y (7.2).
Si las válvulas de llenado están completamente cerradas, al aumentar la
presión en la línea, se cuenta con la válvula de seguridad (86) para
descargar el exceso a tanque.
C. Circuito de fuga de aceite
C.1. Cuando la posición de apertura total es alcanzada, el circuito de fuga de
aceite se activa mediante el limit switch “completamente abierto”.
C.2. Si la compuerta cae alrededor de 100mm, el interruptor del circuito de
fuga de aceite indicará esta posición y enciende la bomba de acuerdo a 1.2
(solo una bomba se encenderá).
C.3. La compuerta regresa a su posición completamente abierta hasta que la
posición “completamente abierta” es alcanzada en el control de posición de
carrera (limit switch).
Nota: Si la compuerta cae más de 150mm por debajo de la posición
completamente abierta del control de posición de carrera (limit switch), la
alarma de fuga es encendida.
74
D. Cierre de emergencia de la Compuerta:
D.1. Cierre de la Compuerta (descripción para compuerta 1)
D.1.1. Se energiza el solenoide de la válvula de asiento (54.1) (54.2) y/ó
(61.1), la presión del aceite de pilotaje de los elementos lógicos (127 / 129),
es descargada a través de la válvula de asiento (54.1) (54.2) y/ó (61.1).
D.1.2. El elemento lógico es abierto.
D.1.3. El aceite de la cámara anular del cilindro fluye a través de:
- Válvula de cierre (121).
- Elemento lógico (128 / 129), hacia la cámara del émbolo del cilindro.
D.1.4. El aceite adicional requerido es succionado del tanque a través de la
válvula antirretorno (21.1).
D.1.5. El vástago del cilindro es extendido y la compuerta se cierra a la
velocidad ajustada en el elemento lógico (127 / 129).
Si la compuerta está completamente cerrada, el sistema de control de
límite de carrera (limit switch) detiene la operación y el solenoide de la
válvula de asiento es desenergizado.
D.2. Cierre de las válvulas de llenado
Ver B.2.
Luego de haber realizado la descripción del funcionamiento del circuito
hidráulico diseñado, procederemos entonces a describir los cálculos
realizados para después, basándonos en las necesidades de cada elemento,
mostrar el análisis de la selección de los componentes a utilizar en el circuito
en el capítulo IV.
75
III.3.2. Cálculo de los Cilindros Hidráulicos
Como señalamos anteriormente, para realizar el cálculo de un cilindro
hidráulico, necesitamos conocer los requerimientos del cliente en cuanto a
peso y velocidad principalmente. Las ecuaciones utilizadas para realizar los
cálculos pueden encontrarse en la sección II.6.4.1.
Se prevee por requerimiento del cliente el cambio de los cilindros
actualmente instalados por otros con las mismas dimensiones para evitar
modificaciones en el montaje de los mismos, por lo tanto, los cálculos serán
realizados utilizando las dimensiones de los ya existentes.
Para realizar los cálculos, contamos con los siguientes requerimientos del
cliente:
Tabla 15: Requerimientos del Cliente
Velocidad media de
Ascenso
Velocidad media de
Descenso
Diámetro del Vástago
Diámetro del Embolo
Carrera
1,8m/min
2m/min – 4m/min
380mm
580mm
15.000mm
Fuente: Elaboración propia
Con las dimensiones proporcionadas de los cilindros actualmente
instalados, procedemos a calcular la presión normal de trabajo de los
mismos. Sabemos que ésta presión actúa sobre la superficie anular de los
cilindros debido a que éstos se encuentran con el vástago hacia abajo,
produciéndose el levantamiento de la compuerta mediante presión que actúa
sobre la cámara anular de los mismos.
76
Con los datos proporcionados calculamos el área anular del cilindro:
Aa = Ae − Av =
[
π × (De 2 − Dv 2 ) π × (580 × 10 −3 ) − (380 × 10 −3 )
4
=
2
4
2
] = 0,1508m
2
Donde: Aa → Área anular.
Ae → Área transversal del émbolo.
Av → Área transversal del vástago.
Y luego la presión normal de trabajo (ecuación 3):
Pnt =
W 150.000 Kg × 9.81m / s 2
1Bar
=
= 9.757.957,56 Pa ×
= 97,57 Bar
2
Aa
100000 Pa
0,1508m
Procedemos entonces a calcular el caudal necesario para que se produzca el
movimiento, de acuerdo a las velocidades requeridas por el cliente.
Para realizar el cálculo del caudal, analizamos el área efectiva del cilindro, la
cual, como ya sabemos corresponde a la superficie anular del mismo, por lo
que hacemos lo siguiente:
Q = Vasc. × Aa ; donde: Vasc → Velocidad media de ascenso del vástago.
Aa → Área de la superficie anular.
Con lo que tenemos entonces que el caudal necesario es:
Q = Va × Aa = 1,8 × 0,1508 = 0,2714
m 3 1000l
×
= 271,4l / min
min 1m 3
→ Q = 272l / min
Una vez conocido el caudal que requiere el cilindro para realizar los
movimientos, procedemos entonces a calcular y seleccionar la bomba
necesaria para moverlo.
77
III.3.3. Cálculo de las Bombas Hidráulicas
III.3.3.1. Bombas de los cilindros principales (15.1) a (15.4)
Según el cálculo del cilindro hidráulico descrito anteriormente, tenemos los
siguientes datos de presión y caudal:
Caudal Necesario
Presión en el cilindro
272 l /min
97,57 Bar
De acuerdo a lo que establece la norma DIN19704, se debe dividir el caudal
entre dos unidades de bombeo (para efectos de seguridad en la operación
ante la eventual falla de una de las bombas), por lo que tenemos que:
Qb =
272l / min
= 136l / min
2
Donde Qb → Caudal de cada bomba
Procedemos a calcular entonces la cilindrada que debe tener cada bomba,
factor con el cual entramos en los catálogos del fabricante de las bombas (en
nuestro caso la empresa Bosch Rexroth, ver anexos parte II, pág. 7 – 10)
para hacer la selección. De la ecuación (2) tenemos lo siguiente:
Qb = Vg × n ; donde Vg → Cilindrada (cm3 )
n → Velocidad del rotor (RPM)
Tenemos que:
Qb 136l / min 1000cm 3
Vg =
=
×
= 77,71cm 3
n
1750 Rpm
1l
Entonces se deberá escoger una bomba con una cilindrada no menor de
77,71 cm3.
78
III.3.3.2. Bomba de los Cilindros de las Válvulas de Llenado (18)
Los cilindros de las válvulas de llenado no serán calculados debido a que
se mantendrán los actualmente utilizados, ya que han sido cambiados
recientemente. De acuerdo a la información suministrada por el cliente, los
requerimientos de los cilindros son los siguientes:
Tabla 16: Especificaciones de los Cilindros de las Válvulas de Llenado
40 Bar
Presión de apertura de los cilindros de
las válvulas de llenado.
Diámetro del émbolo
Diámetro del vástago
Carrera
Tiempo de apertura
D =125 mm
d= 70 mm
h= 150mm
8 seg
Fuente: Elaboración propia
Tenemos entonces lo siguiente:
dis tan cia 150 × 10 −3 m
m 60 s
m
V =
=
= 0,01875 ×
= 1,125
tiempo
s 1 min
8s
min
donde V → Velocidad media
V = 1,125
m
min
Procedemos a calcular el caudal Q para la apertura:
Q = V × A = 1,125
Q = 9,47 × 10 −3
cilindro.
[(
) (
m π 125 × 10 −3 m − 70 × 10 −3 m
×
min
4
2
)]
2
m 3 1000l
l
×
= 9,47
Caudal necesario para accionar un solo
3
min
min 1m
79
Como quiero mover los cuatro cilindros con una sola bomba de engranajes
externos el caudal de operación, es el siguiente:
Q = 9,47l
l
×4
min
Q = 37,9
l
Caudal de operación para la apertura y cierre de las dos
min
válvulas (4 cilindros).
37,9l / min
Vg =
1750 RPM ×
1l
1000cm 3
= 21,66cm 3
Con la cilindrada necesaria para realizar el movimiento requerido,
procederemos a seleccionar la bomba según los catálogos.
III.3.4. Cálculo de los Motores Eléctricos
Como accionamientos de las bombas, se utilizarán motores eléctricos
trifásicos.
Para calcular la potencia que debe tener el motor eléctrico debemos saber
previamente la presión de trabajo de la bomba y el caudal que entrega la
misma.
III.3.4.1. Motores eléctricos de las Bombas Principales (17.1) a (17.4)
En base a las características de funcionamiento de las bombas de los
cilindros principales, procedemos entonces a calcular la potencia necesaria
para su accionamiento de la siguiente manera:
80
Pot =
P×Q
...(19)
600
Donde: Pot → Potencia de accionamiento [kW]
P → Presión de servicio de la bomba [Bar]
Q → Caudal que entrega la bomba [l/min.]
1
→ Factor de conversión.
600
En éste caso tenemos lo siguiente:
P = 150 Bar
Q = 140l / min
⇒ Pot =
150 Bar × 140l / min
= 35kW
600
Por lo que debe ser seleccionado un motor eléctrico que entregue algo más
que 35 kW, en atención a la eficiencia de operación de dichos motores
(cuyos niveles típicos oscilan entre un 90 % y 95 %).
III.3.4.2. Motor Eléctrico de la Bomba de los Cilindros de las Válvulas de
Llenado (17.5)
Al igual que como señalamos anteriormente, en base a las características de
funcionamiento de las bombas, procedemos a calcular el accionamiento
requerido:
Tenemos que:
P = 50 Bar
Q = 39,2l / min
Entonces:
81
Pot =
50 Bar × 39,2l / min
= 3,27kW
600
Por lo que se debe seleccionar un motor eléctrico que entregue una potencia
no menor a 3,27kW, considerando un valor de eficiencia de 90 % mínimo por
lo señalado anteriormente.
III.3.5. Cálculo de Componentes Varios
Luego de haber realizado la selección de las bombas y cilindros necesarios,
debemos proceder a evaluar las siguientes necesidades:
•
Dirección del flujo
•
Control de presión del sistema
•
Regulación de caudal
•
Seguridad del sistema
•
Limpieza del fluido
•
Almacenamiento de aceite
Evaluando el proceso se obtiene la solución en cuanto a cuales
dispositivos utilizar, de manera que se controlen los movimientos requeridos
adecuadamente, que se cumpla con las necesidades de caudal y presión del
sistema y finalmente que se cumpla con las disposiciones de la norma
aplicable.
Para realizar la selección, simplemente consultamos los catálogos de cada
componente (ver anexos parte II), en los cuales se encuentran las
características de diseño (curvas características, presión de fabricación,
82
características del montaje, etc.), de cada uno de éstos. En las curvas
características de cada elemento se puede observar la cantidad de caudal
que éste puede manejar según su tamaño nominal. Luego se realiza la
escogencia del elemento según el código del fabricante que muestra entre
otras cosas el tipo de elemento, su tamaño nominal, características de
montaje, etc.
Cabe destacar que durante el proceso de selección, deben tomarse en
cuenta las pérdidas de presión que se produzcan en cada elemento, ya que
pudiese ocurrir que por esto no llegue la presión necesaria al actuador.
La selección de los diversos componentes será analizada en el Capítulo IV.
III.3.5.1. Cálculo del Deshumidificador de aire (4)
El dispositivo deshumidificador es colocado a continuación del filtro de
aire, de manera de eliminar la humedad contenida en el aire que entra en el
reservorio, manteniendo así al aceite libre de agua.
Para realizar su selección debemos calcular el volumen máximo de aire
que entra en el tanque. Sabemos que el volumen de aire que entra en el
tanque, es directamente proporcional al volumen de aceite que sale del
mismo, y viceversa.
Tenemos que el máximo caudal de aceite sale del tanque cuando ambos
cilindros están bajando, por lo tanto, el caudal máximo de aire entrando en el
tanque es:
Qmáx = 2 × (453l / min) = 906l / min× 1m3 / 1000l × 60 min/ 1h = 54,36m3 / h
83
→ Qmáx = 54,36m3 / h
Se debe seleccionar un filtro de Silicato que cumpla con las exigencias de
caudal y presión.
III.3.5.2. Cálculo del Filtro de Aire (6)
Los filtros de aire se emplearán en el sistema para evitar que entren
partículas de sucio al tanque, garantizando así el nivel de limpieza del aceite
contenido en éste.
Con las mismas condiciones impuestas en la selección del deshumidificador,
procedemos a seleccionar un filtro de aire.
III.3.5.3. Cálculo de los elementos lógicos (126);(128)
Para su selección, analizamos las condiciones de caudal que debe manejar
el dispositivo. Utilizando los datos de la tabla 13, tomamos las velocidades
requeridas por el cliente y procedemos a calcular el caudal para cada caso:
•
Descenso del cilindro – V = 2 m/min
Q = V × Aa = 2m / min× 0,1507m 2 = 0,301m 3 / min× 1000l / 1m 3 = 301l / min
⇒ Q = 301l / min
Se debe entonces seleccionar un elemento que maneje 301 l/min.
•
Descenso del cilindro – V = 4 m/min
Q = 4m / min× 0,1507 m 2 = 0,603m 3 / min× 1000l / 1m 3 = 603l / min
⇒ Q = 603l / min
84
De igual manera, se debe seleccionar un elemento que maneje un caudal de
603 l/min.
III.3.5.4. Cálculo del Reservorio de Aceite (1)
El volumen del aceite que debe contener el tanque se calcula según la
norma DIN 19704, la cual establece que éste deberá contener cuatro veces
el caudal de todas las bombas operando en un minuto más toda la longitud
de la tubería hasta el cilindro llena de aceite, más el volumen anular del
cilindro. Los cálculos serán realizados cuando todas las bombas se
encuentren en operación, es decir cuando se abren las válvulas de llenado y
los cilindros suben las compuertas, ya que el cierre de las mismas se realiza
con su propio peso, controlada por los elementos lógicos.
- Caudal de todas las bombas puestas en operación:
Qb = (140l / min ) × 4 + 39l / min
Qb = 569l / min
Donde: Qb → Caudal de todas las bombas en operación.
Qtot = 4 × (569l / min) = 2396l / min
Volbombas = 2396l / min ; Volumen entregado en un minuto de operación
- Longitud de la tubería hasta el cilindro = aprox. 60m
Vol tubería = At × L ...(20)
Donde: Vol tubería → Volumen de aceite en la tubería.
At → Área transversal de la tubería.
85
L → Longitud de la tubería.
Vol tuberia = At × L =
π × (60,3 × 10 −3 m) 2
4
× (60m) = 0,17m 3 ×
1000l
= 170l
1m 3
Vol tuberia = 170l
Volumen de la cámara anular del cilindro:
Vol cámaraanular = Aa × h ...(21)
Donde: Aa → Área de la superficie anular del cilindro.
h → Carrera del cilindro.
De la sección III.3.2. tenemos que Aa = 0.1508m 2 , por lo tanto nos queda:
Vol camaraanular = 0,1508m 2 × 15m = 2,262m 3
Vol camaraanular = 2,262m 3
Vol totcámara = 2,262m 3 × 2 = 4,52m 3 ×
1000l
1m 3 ; Volumen de la cámara anular para
Vol totcámara = 4520l
los dos cilindros.
Tenemos que,
Vol tan que = Volbomba + Voltuberia + Voltotcámara ...(22)
Vol tan que = 2396l + 170l + 4520l = 7086l
De acuerdo a este volumen del tanque se seleccionará una medida que sea
comercial, seleccionando el volumen más cercano por arriba del volumen
que se necesita para la operación.
86
III.3.5.5. Cálculo de Tuberías
Luego de calcular los diferentes componentes del circuito hidráulico,
podemos proceder a calcular las tuberías que se encargarán de conducir el
fluido hidráulico a través del mismo.
Las unidades actualmente funcionando en Guri, operan correctamente con
las tuberías existentes, y debido a que el diseño realizado deberá conducir la
misma cantidad de aceite en tuberías de presión para mover los cilindros, no
será necesario realizar el cálculo de nuevas tuberías. Adicionalmente a esto,
dada la dificultad de instalar nuevas tuberías en los muros de concreto
existentes, el usuario contempla la reutilización de las mismas. Simplemente
se calcularán las pérdidas de presión en ellas, para comprobar que la presión
del sistema según lo especificado por el cliente se haya seleccionado
correctamente.
A continuación procederemos a mostrar los cálculos de pérdidas en tuberías
en la línea de presión. Estas pérdidas resultan ser las más importantes ya
que influyen sobre la presión del sistema a ser seleccionada.
Las tuberías de presión actualmente instaladas en el sitio según
información proporcionada por CVG EDELCA, son de diámetro nominal 2”,
Schedule 80 de acero inoxidable, por lo que se realizará la evaluación de
pérdidas de presión utilizando las medidas equivalentes métricas según DIN
EN ISO1127 de tuberías de acero inoxidable, con un diámetro interno de
60,3 mm y un espesor de pared de 5,6 mm (ver anexos parte II, pág. 85).
87
Procedemos entonces a calcular las pérdidas en tuberías en la línea de
presión (Q = 272 l/min), según las ecuaciones de la sección II.14.3.
De la ecuación (12), despejando la velocidad media w , se obtiene lo
siguiente:
Q
272l / min× 103
w= 2
=
= 1,59m / s
di × π
(60,3mm )2 × π × 60s
4
4
Procedemos a calcular el número de Reynolds, según la ecuación (17):
Re =
w × di
υ
=
1,59m / s × 60,3mm × 103
= 3196 → El flujo es turbulento
30mm 2 / s
Consultando la tabla 14 de rugosidad interna de tubos de acero, tenemos
que k = 0,02 mm. Procedemos entonces a calcular el factor
di
:
k
di 60,3mm
=
= 3015 → Entramos en la gráfica rozamiento vs. Reynolds (ver
k 0,02mm
anexos parte II, pág. 90). Y obtenemos el valor del rozamiento λ = 0,042 en
la tubería.
Podemos entonces proceder a calcular las pérdidas por rozamiento por
longitud de tubería, según la ecuación (16):
3
(1,59m / s ) = 792,39 Pa / m × 1Bar
0,042
∆Pλ
−3
3
6 cm
0
,
9
10
/
10
Kg
cm
=
×
×
×
×
−3
3
60,3 × 10 m
1m
2
100000 Pa
L
2
→
∆P
= 0,008Bar / m
L
88
Se puede observar que las pérdidas por metro de tubería son muy bajas, por
lo que la selección del diámetro nominal es correcta y puede ser considerada
para ser utilizada en las nuevas unidades.
89
CAPÍTULO IV
Resultados y Análisis
En ésta sección se procederá a mostrar el análisis de las unidades
actualmente existentes y los criterios de selección de cada componente.
IV.1. Análisis de las Unidades Actualmente Existentes
Realizando una visita al sitio, consultando con el personal de la empresa, y
analizando los datos obtenidos acerca de las unidades actualmente
instaladas en el Guri, se tomaron las siguientes conclusiones:
El control hidráulico existente está técnicamente desactualizado o no cumple
con los requerimientos de las normas vigentes DIN 19704 (mayo 1998) de
Estructuras de acero en la Hidráulica, en los siguientes puntos:
• Durante el ciclo de cierre de la compuerta por su propio peso, el aceite
desplazado de la cámara correspondiente al área anular del cilindro fluye
por la tubería hasta en tanque y desde allí vuelve a la cámara del lado del
émbolo del cilindro. El aceite debería desplazarse desde el lado de la
superficie anular del cilindro directo al de la superficie del émbolo del
cilindro.
• Una ruptura de una línea de presión por problemas de fatiga o falta de
mantenimiento, causaría un cierre descontrolado de la compuerta y el
aceite hidráulico caería al agua.
• Las unidades no tienen filtros de silicato azul (gel de sílice), que evitan
que entre agua al aceite.
90
• El sistema de medición es de difícil acceso. Los atascamientos
eventuales del contrapeso o aflojamiento de la cadena no son
detectadas, se producen errores los cuales no pueden ser resueltos
fácilmente.
• Los cilindros instalados actualmente no cuentan con un bloque de control
que asegure el funcionamiento del mismo en condiciones de seguridad
adecuadas.
IV.2. Análisis y Selección del Cilindro Hidráulico
Como se señaló anteriormente, el primer componente a seleccionar en el
diseño de una instalación hidráulica es el actuador. En nuestro caso se
utilizará un cilindro hidráulico para producir los movimientos requeridos.
Como sabemos, se requerirán unos cilindros con las mismas dimensiones
de los actualmente instalados, pero construidos según la norma aplicable. El
cilindro a utilizar es de un tamaño no comercial, es decir, que no aparece en
los catálogos del producto debido a sus grandes dimensiones, por lo que se
procederá, al momento de aprobar el proyecto, a solicitar la fabricación de
cilindros especiales con las dimensiones requeridas.
IV.3. Análisis y Selección de las Bombas Hidráulicas
IV.3.1. Bombas Hidráulicas de los Cilindros Principales (15.1) a (15.4)
Como se observó en el capítulo II, existen diversos tipos de bombas
hidráulicas
con
diferentes
características
en
cuanto
a
durabilidad,
91
estanqueidad de las cámaras, rango de presiones, variación de caudal
(constante, variable), etc.
Al seleccionar el tipo de bomba hidráulica a utilizar, es necesario que se
tomen en cuenta las condiciones de trabajo a las cuales se someterá, esto
permite saber si se puede realizar la escogencia en base al costo de la
unidad. En nuestro caso, es posible realizarla de esta manera.
La apertura y cierre de las compuertas de toma en Guri ocurre muy
esporádicamente en necesidades de mantenimiento de las turbinas y
generadores (casa de máquinas), así como también en períodos de
mantenimiento y prueba de los accionamientos hidráulicos, por lo cual se
puede considerar la escogencia de una bomba de engranajes externos.
Las bombas de engranajes externos o bomba de engranajes a dentado
exterior se caracterizan por tener un nivel alto de ruido y una vida útil buena
(pero no la mejor), sin embargo presentan una característica indispensable
en nuestro caso que es el costo. Decimos que es indispensable, porque,
como
señalamos
anteriormente,
la
instalación
será
utilizada
esporádicamente, por lo tanto no es necesario adquirir una bomba con
mejores características a un costo alto.
Previamente a la apertura de la compuerta se realiza un llenado aguas
abajo de la compuerta, para que en los dos lados se nivelen parcialmente las
presiones. Esto se logra ya que las compuertas contienen en su estructura
dos válvulas de aguja o llenado (por compuerta) que se abrirán antes que el
cilindro principal suba a la compuerta. Las válvulas de llenado son abiertas
92
mediante dos cilindros por cada válvula. El cliente le facilito a la empresa el
dimensionamiento de estos cilindros para que en las nuevas unidades
controlen el cierre y la apertura de estos cilindros que abrirán las válvulas de
llenado.
Luego de haber realizado el cálculo del caudal necesario para mover los
cilindros, efectuamos entonces el cálculo y selección de la bomba hidráulica
que lo entregue. Para realizar tal fin, consultamos los catálogos de la
empresa con las bombas disponibles, considerando las condiciones de
operación de la misma. En nuestro caso las bombas serán operadas muy
esporádicamente, ya que las compuertas de toma sólo serán abiertas en
caso de realizar mantenimiento de las turbinas o de las unidades de potencia
hidráulica. Por lo tanto se realizará el diseño tomando en consideración que
no debe ser seleccionada una bomba con características especiales en
cuanto a durabilidad, ruido o cualquiera otra, que pueda resultar costosa sin
necesidad.
Procedemos a buscar una bomba de engranajes externos que cumpla con
nuestros requerimientos de presión y caudal.
Al analizar las condiciones de trabajo requeridas por el actuador podemos
observar que el caudal resulta un poco alto. No es posible seleccionar una
sola bomba de engranajes externos que entregue todo el caudal necesario,
no solo porque no exista el tamaño, sino también por las exigencias de la
norma aplicable, las cuales establecen que el caudal total debe ser siempre
93
dividido entre dos unidades (ver anexos parte I, DIN 19704-2, sección
10.1.6., pág. 26).
Partiendo de los cálculos realizados en la sección III.3.3.1. del capítulo III,
podemos realizar la selección de la bomba, basándonos en las informaciones
del fabricante.
Revisando los catálogos encontramos la bomba de engranajes externos
modelo G4, con una cilindrada de 80cm3. Tenemos entonces que cada
bomba entregará un caudal aproximado de 140 l/min. Seleccionaremos dos
unidades con el código del fabricante: 1PF2G4-2X080, con un NG80.
Figura 9: Bomba de engranajes de dentado externo G4, serie 2X
Fuente: Mannesmann Rexroth
IV.3.2. Bomba Hidráulica de los Cilindros de las válvulas de llenado (18)
Como fue descrito en la sección III.3.3.2. se seleccionará una bomba
hidráulica de engranajes externos que entregue el caudal y la presión para
abrir y cerrar las válvulas de llenado. Para ello se calculará la presión y el
94
caudal
con los que se consultara en los catálogos de la empresa y se
escogerá la bomba que cumpla con las condiciones de operación requeridas.
Revisando los catálogos encontramos que hay dos bombas de engranajes
externos que cumplen con los requerimientos de operación, la G2 y la G3 de
engranajes externos.
G 2 → Vg = 22,4cm 3
G3 → Vg = 23,4cm 3
La bomba seleccionada entrega el siguiente caudal:
Q = 22,4cm 3 × 1750 RPM ×
1l
l
= 39,2
3
min
1000cm
Se selecciona la G2, NG22 por ser la más adecuada de acuerdo a la
cilindrada calculada, y presentar un menor costo relativo.
Figura 10: Bomba de engranajes de dentado externo G2, serie 4X
Fuente: Mannesmann Rexroth
Código del fabricante:
1PF2G2-4X/22
Una vez seleccionados los cilindros y bombas requeridos para realizar la
operación, procedemos a diseñar el circuito hidráulico con los componentes
95
requeridos para controlar los cilindros que moverán las compuertas. Una vez
finalizado el diseño del mismo, procedemos entonces a seleccionar los
componentes según las condiciones de trabajo impuestas por los
requerimientos antes mencionados.
A continuación indicaremos los pasos a seguir en el proceso de selección de
componentes, refiriéndonos a cada uno de éstos mediante el número
indicado en el plano del circuito hidráulico.
IV.4. Análisis y Selección de los Motores Eléctricos
Analizando los catálogos de los motores se observa que no hay motores
comerciales que entreguen la potencia que se necesita, por lo tanto se
busca un motor comercial que se acerque a los requerimientos de potencia.
Se selecciona el motor comercial que este por arriba de la potencia requerida
con el fin de garantizar que dicho motor entregue a la bomba la potencia que
necesita.
IV.4.1. Motores Eléctricos de las Bombas Principales (17.1) a (17.4)
Observando los catálogos (ver anexos parte II, pág. 11), se selecciona:
Motor Trifásico
Velocidad 1800 RPM (4 polos)
El motor comercial que se acerca a los requerimientos de potencia de las
bombas, tienen una potencia de P = 37,3KW.
Tipo: 1LG4 208-4BA9
Tamaño Comercial: 200L
96
IV.4.2. Motor Eléctrico de la Bomba de los Cilindros de las Válvulas de
Llenado (17.5)
Observando los catálogos (ver anexos parte II, pág. 11) se selecciona:
Motor Trifásico
Velocidad 1800 RPM (4 polos)
El motor comercial que se acerca a los requerimientos de potencia de las
bombas, tienen una potencia de P = 3,7 KW.
Tipo: 1LA7 108-4LA9
Tamaño Comercial: 100L
IV.5. Análisis y Selección de Accesorios
Para realizar la selección de los diversos accesorios que posee el circuito,
utilizaremos los catálogos de la empresa y nos basaremos en las
características
requeridas
en
cuanto
a
presión,
caudal
y
montaje
principalmente.
Todos los dispositivos requeridos en el control del sistema hidráulico
deberán ser montados sobre bloques de control comunes en la medida de lo
posible, según lo establecido por la norma (ver anexos, parte I, DIN 19704-2,
sección 10.1.4.1, pág. 24), por lo que al realizar la selección, buscaremos los
componentes disponibles para ser montados en bloques.
IV.5.1. Válvulas Direccionales de Corredera (55.1); (55.2)
Válvulas direccionales de corredera serán utilizadas para dirigir el flujo de
aceite y así realizar el movimiento de los cilindros encargados de abrir y
97
cerrar las válvulas de llenado, las mismas serán accionadas mediante
solenoides húmedos, siguiendo lo que establece la norma (ver anexos, parte
I, normas DIN 19704-2, sección 10.1.4.1, pág. 24).
Los requerimientos de caudal y presión son los siguientes:
Q = 39l / min
P = 50 Bar
Por lo tanto, se escogerán válvulas tipo 4WE10J3X según catálogo, cuyas
características pueden observarse en los anexos.
Es de suma importancia que en todo momento, al realizar la selección de
válvulas, se analicen las pérdidas por presión según el tamaño de la misma.
Si las pérdidas resultan cuantificables, será necesario seleccionar una
válvula de mayor tamaño.
IV.5.2. Válvulas Limitadoras de Presión
En toda instalación hidráulica se deben colocar a modo de seguridad,
válvulas limitadoras de presión de manera que en caso de alcanzarse el
límite establecido, se libere el flujo hacia tanque y se eviten daños a los
componentes.
IV.5.2.1. Válvulas Limitadoras de Presión de las Bombas Principales
(45.1) a (45.4)
Los cilindros principales serán accionados mediante las bombas antes
señaladas. Se colocarán válvulas limitadoras de presión pilotadas, para
98
proteger las bombas de excesiva presión y así evitar daños, permitiendo
también un control eléctrico de los límites de presión del sistema.
Los requerimientos de caudal y presión son los siguientes:
Q = 150l / min
P = 150 Bar
Por lo tanto se selecciona la válvula DBW10B según catálogo (ver anexos,
parte II, pág.17-19), con una presión máxima de ajuste de 315 Bar. Es
posible escoger una que se ajuste a 200 Bar, ya que todo lo que
necesitamos es ajustarla a 150 Bar, pero resulta en más durabilidad el
escogerla de esta manera, y la diferencia de precios no es significativa según
lo informado por el fabricante, por lo que se realiza la escogencia.
IV.5.2.2. Válvulas Limitadoras de Presión de los Cilindros de las
Válvulas de Llenado y conexión a retorno (46.1) (46.2)
Los requerimientos de presión y caudal de la línea de alimentación de los
cilindros son los mostrados en la tabla 14, por otra parte, los requerimientos
de la línea de retorno señalan un caudal de 475 l/min máximo, por lo que se
toma el caso más extremo que es el de retorno. Al igual que en el caso
anterior, se escogerán válvulas limitadoras de presión pilotadas para permitir
el control eléctrico de la presión del sistema.
Se selecciona entonces la válvula modelo DBW20B según catálogos (ver
anexos, parte II, pág.17-19), con una presión de ajuste máxima de 100 Bar,
por las razones expuestas anteriormente.
99
IV.5.2.3. Válvula Limitadora de Presión de la Bomba Manual (50)
Como señalamos anteriormente, en el circuito se colocará una bomba
manual para la operación en caso de emergencia por falla eléctrica. Se
deberá colocar una válvula limitadora de presión para protegerla de posibles
daños.
Se selecciona la válvula modelo DBDS6 según catálogos (ver anexos, parte
II, pág. 20-23), con una máxima presión de ajuste de 200 Bar, debido a que
ésta constituye la máxima presión de servicio de la bomba manual.
IV.5.2.4. Válvulas Limitadoras de Presión (133)
Se colocarán limitadoras de presión directamente en el bloque de control de
cada cilindro de manera de protegerlos de cualquier presión mayor a la de
fabricación.
Como se tiene que sobre la válvula circulará un caudal máximo de 272 l/min,
entonces se seleccionará la válvula limitadora de presión modelo DBDS30
según catálogos (ver anexos, parte II, pág. 20-23), con una máxima presión
de ajuste de 315 Bar.
IV.5.3. Válvulas Antirretorno
Se colocan para permitir el paso del fluido en un sólo sentido.
IV.5.3.1. Válvulas Antirretorno para Montaje sobre bloque
- Válvulas (60.1 a 60.4) En toda unidad hidráulica las bombas deben tener
una válvula antirretorno que se encarga de proteger a la misma, impidiendo
100
que el fluido se devuelva, evitando así daños a dicha bomba. Como el
caudal entregado por cada bomba es de 140 l/min, la válvulas antirretorno
seleccionadas son M-SR20KD05-1X según catálogos (ver anexos, parte II,
pág. 24-27), con NG20.
- Válvulas (48.1 a 48.4) El caudal que circula a través de estas válvulas
antirretorno es de 140 l/min, por lo que se seleccionó la siguiente válvula MSRKE05-1X según catálogos (ver anexos, parte II, pág. 24-27), con NG20.
- Válvula (49) El caudal que circula a través de esta válvula es de 39 l/min
que es entregado por la bomba (18), la válvula antirretorno seleccionada es
la M-SR8KE05-1X según catálogos (ver anexos, parte II, pág. 24-27), con
un NG8.
- Válvula (51) Esta válvula antirretorno fue colocada para proteger a la
bomba manual del retorno de fluido, el caudal que circula a través de esta
válvula es de 27,4 cm3 /recorrido doble manual y la válvula seleccionada es
S6A1.0/ según catálogos (ver anexos, parte II, pág. 28-29), de NG6. El
criterio de selección de ésta válvula es el bajo caudal que pasa a través de
ella, por lo que se seleccionó un tamaño nominal 6.
- Válvulas (55.1 y 55.2) Estas válvulas son colocadas en la línea de retorno
a tanque de las válvulas direccionales de corredera (53.1) y (53.2), de
manera que en posición P-A / B-T, el aceite retorne a tanque por la válvula
limitadora de presión (46.1). El caudal que circula por estas válvulas es de
39 l/min máximo, entonces la válvula seleccionada es de M-SR 10 KE02-1X
101
según catálogos (ver anexos, parte II, pág. 24-27), con un NG10 y un Qmáx
de 50 l/min.
- Válvulas (21.1 y 21.2) La función que cumplen estas válvulas antirretorno
es la de permitir el paso del aceite al sistema, por la succión que se genera
cuando se baja la compuerta; e impidiendo el paso de aceite del sistema
hacia el tanque, o sea el aceite no puede retornar al tanque por está válvula.
El caudal que circula por esta válvula es de 453 l/min, por lo que se
selecciona la válvula tipo IT-100-G2 fabricada por APA (ver anexos, parte I,
pág. 33), para ser montada en tubería de 2” de diámetro.
- Válvulas (123) El caudal que circula a través de esta válvula es de 272
l/min, impidiendo el paso en el otro sentido. Revisando los catálogos se
debe seleccionar una válvula para ser insertada en bloque, ya que ésta será
montada en el bloque de control del cilindro.
Observando las curvas características ( ∆pvsQ ) para flujo en ángulo, se
selecciona el tamaño nominal de la misma según el caudal máximo que
ésta maneje. Tenemos que las válvulas tamaño 25 y 30 pueden trabajar a
un caudal de 272l/min.
NG25 → ∆p = 5Bar , según las curvas en catálogos (ver anexos, parte II,
pág. 25)
NG30 → ∆p = 4,1Bar
Se selecciona entonces el tamaño nominal 30 (NG30), ya que presenta
menos pérdidas de presión.
102
Código de Fabricante:
MSR 30 KE 05
IV.5.3.2. Válvulas Antirretorno Hidráulicamente Desbloqueables (64.1)
(64.2)
Estas válvulas tienen la función de permitir el paso de aceite en un sentido y
en el otro no, permitiendo el desbloqueo piloteándola hidráulicamente.
En nuestro circuito ocurre, que al cerrar las válvulas de llenado, el aceite
que fluye desde la cámara del vástago de los cilindros que las accionan,
debe retornar a tanque, pasando por unos motores de engranajes que
servirán como indicadores de posición de los cilindros antes mencionados.
La función de la válvula antirretorno hidráulicamente desbloqueable es la
de permitir el paso en el sentido de bloqueo, solo en el momento en que la
línea de retorno contenga suficiente aceite, permitiendo así que el motor
succione aceite en todo momento y no aire, evitando así que este cavite.
El caudal que deben manejar estas válvulas es de un máximo de 30 l/min,
por lo que, analizando los catálogos con las válvulas disponibles,
procedemos entonces a seleccionar la válvula modelo SL10 PB1-4X según
catálogos (ver anexos, parte II, pág. 30), que maneja un caudal máximo de
150 l/min y una presión máxima de 315 Bar.
IV.5.4. Válvulas Insertables de dos Vías (Elementos Lógicos) (126) (128)
Se utilizarán las válvulas insertables como elemento direccional para
controlar la caída del cilindro en el momento del cierre de la compuerta por
103
su propio peso. Será necesaria la selección de dos elementos por cilindro, de
manera de tener dos velocidades de descenso diferentes especificadas por
el cliente.
• Velocidad de descenso – 2 m/min / Q = 301 l/min
Analizando las opciones disponibles en los catálogos, tenemos que el
tamaño más adecuado para el manejo del caudal es el TN 25, y según las
características requeridas tenemos el siguiente código del fabricante:
LC25A10D (ver anexos, parte II, pág. 34-40).
• Velocidad de descenso – 4 m/min / Q = 603 l/min
El tamaño más adecuado es el TN 32, que según las características
requeridas tiene el siguiente código del fabricante: LC 32A10D (ver anexos,
parte II, pág. 34-37).
IV.5.4.1 Tapa con Limitador de Carrera y Conexión para Mando Remoto
(127); (129)
Se debe seleccionar la tapa del elemento lógico con conexión para mando
remoto, de manera de conectar la línea piloto encargada del control del
mismo.
Se seleccionará la tapa con el código del fabricante: LFA 25 H3-7X/F para la
válvula TN25, y por otra parte la LFA 32 H3-7X/F para la válvula TN32. (ver
anexos, parte II, pág. 37-40).
104
IV.5.5. Válvulas Direccionales de Asiento de Mando Directo (54.1) a
(54.4.)
Las válvulas direccionales de asiento serán las encargadas de dirigir el
flujo de aceite piloto hacia los elementos lógicos. Al mantener la línea
presurizada se mantiene cerrado el elemento, impidiendo el paso de aceite
de A hacia B, mientras que al despresurizar, cambiando la dirección del flujo
hacia tanque, se abren los elementos, permitiendo el paso de aceite y por
consiguiente el cierre de la compuerta.
Se seleccionará la válvula de asiento de código M-3SED 6UK según
catálogos (ver anexos parte II, pág. 41–43), del mismo tamaño para ambos
elementos lógicos, ya que el caudal que debe manejar esta válvula es muy
pequeño (línea de pilotaje), además que se indica en el catálogo que se
utilizan de TN6 para elementos lógicos con tamaños de TN16 a TN63 y TN10
para tamaños de elementos lógicos de TN80 y TN100.
IV.5.5.1. Válvulas Direccionales de Asiento de Seguridad (64.1) y (64.2)
Esta válvula direccional de asiento cumple una función de seguridad en el
sistema, ya que si no puedo energizar los solenoides de las válvulas
direccionales de asiento (54.1) a (54.4) por falta de energía eléctrica 110V,
EDELCA cuenta con un banco de baterías con las que puedo accionar estas
válvulas de asiento con el solenoide a 24V.
El caudal que circula por estas válvulas es el mismo que se dosifica por la
reguladora de caudal (124), ya que este caudal es el que sale del cilindro,
105
circula por la reguladora, se dirige a las válvulas de asiento y mantiene la
presión piloto en los elementos lógicos (127) y (129) para mantener la
compuerta en posición abierta, junto con las válvulas antirretorno (48.1) a
(48.4). Si se energiza el solenoide en estas válvulas de asiento, se
despresuriza la línea de pilotaje, se abren los elementos lógicos y por ende
baja el cilindro a una velocidad controlada según el lógico que sea abierto.
Analizando el circuito tememos que el caudal que circula por éstas válvulas
es muy pequeño, ya que se trata de una línea de pilotaje; por lo tanto se
seleccionara una válvula de asiento de código M-3SED6UK según catálogos
(ver anexos parte II, pág. 41–43). Tamaño nominal 6.
IV.5.6. Válvula Reguladora de Caudal (124)
Esta reguladora de caudal se encarga de dosificar el flujo de aceite para
mantenerlo constante. Su función es la de dirigir un caudal menor al que sale
del cilindro hacia las válvulas de asiento (tamaño nominal 6), las cuales
dirigen el caudal hacia las líneas de pilotaje de los elementos lógicos,
manteniéndolas así presurizadas. Con esto se impide la apertura de los
elementos lógico y por consiguiente el cierre o caída de la compuerta.
El caudal que maneja esta válvula es muy pequeño por lo tanto se
seleccionara una válvula de tamaño nominal de 6 que sea insertable en
bloque. Según los catálogos (ver anexos parte II, pág. 44–45) podemos
seleccionar una con código del fabricante: 2FRM6K21X.
106
IV.5.7. Válvula Estranguladora de Flujo (122)
Esta válvula controla la bajada del cilindro en caso de presentarse alguna
emergencia o que se realice el mantenimiento del mismo. Para que se realice
esta operación se debe abrir previamente la válvula esférica (125) y cerrarse
la (121).
No se requiere que maneje el caudal total que sale del cilindro al bajar,
simplemente se coloca una válvula para que el cilindro pueda bajar a una
velocidad considerable. Seleccionamos entonces la válvula DVP40 según
catálogos (ver anexos parte II, pág. 46) que maneja un caudal máximo de
300 l /min.
IV.5.8. Válvulas Esféricas
- Válvulas (59.1) (59.2) (121) (125)
En el circuito se utilizarán válvulas esféricas para realizar el cierre de
líneas en caso de alguna emergencia o de realizar el mantenimiento de algún
componente. La selección de éstas se realizará en base al diámetro de
tuberías seleccionado. No se considerarán las pérdidas por presión en éstas,
ya que siempre van a estar abiertas totalmente o cerradas totalmente, y
como presentan los mismos diámetros nominales que las tuberías, no se
genera una caída de presión considerable además que el circuito trabaja a
presiones relativamente altas (150 Bar).
Las válvulas serán colocadas en bloques de mando, por lo tanto debemos
seleccionarlas con las conexiones características para hacerlo. Como las
107
líneas en las que se colocan son de 2” de diámetro nominal,
seleccionaremos
entonces
las
válvulas
con
código
del
fabricante:
KHP501312AGG; NG50 (ver anexos parte II, pág. 47).
- Válvula (52)
Esta válvula será utilizada para aislar al circuito de la bomba manual, por
lo que solo se abrirá en el momento en que sea necesaria una operación de
emergencia. Como el caudal que maneja es pequeño, la misma será
seleccionada tamaño nominal 10, código del fabricante: KHP101312AGG
(ver anexos parte II, pág. 47).
IV.5.9. Reductora de presión (134)
La función que tiene esta válvula es la de reducir la presión con la van a ser
movidos los cilindros de las válvulas de llenado, también sirve de seguridad a
la hora de que las bombas principales muevan a los cilindros de compuertas,
debido a que la presión con la que mueven estos cilindros es mucho mayor.
De acuerdo al caudal que circula a través de ella Q = 39,2 l/min. Analizando
los catálogos (ver anexos parte II, pág. 48-49), consideramos una válvula
reductora de presión según el código DR 10 K6/50Y ya que esta maneja
hasta Q = 80 l.
IV.5.10. Selección de Filtros de Aceite
Luego de realizar la escogencia de las válvulas, procedemos entonces a
seleccionar los filtros de presión y retorno que mantendrán la limpieza del
108
aceite, evitando así que se produzcan daños en los diversos elementos del
circuito.
El procedimiento consiste en determinar la carcasa y elemento filtrante
adecuados para operar en nuestro sistema.
IV.5.10.1. Filtros de presión
Los filtros de presión se colocan después de la salida de cada bomba
hidráulica para mantener limpia toda la línea de presión, evitando así que se
produzcan daños en los accesorios.
IV.5.10.1.1. Filtros de Presión de las Bombas Principales (41.1) a (41.4)
Las condiciones para la selección de los filtros son las siguientes:
Q = 140l/min
P = 150 Bar
Para instalaciones que operan en condiciones propias de países tropicales
se pueden seleccionar aceites minerales entre el ISO VG 32 y el ISO VG 68.
Por requerimiento de EDELCA, las unidades trabajarán con un aceite ISO
VG 46. En nuestro caso se aproxima una temperatura de operación a Top =
50°C. Entrando en el diagrama de Variación viscosidad vs. Temperatura
(Figura 2) para aceites minerales tenemos que, a la temperatura de
operación, el ISO VG 46 tiene una viscosidad cinemática ν = 30mm 2 / s .
109
Para realizar la selección de los filtros, se deben analizar las caídas de
presión de cada uno de los elementos de los mismos y se debe cumplir la
siguiente expresión mostrada en el capítulo II.12.6.2., tabla 8.
∆Ptotal = (∆Pcarcaza + f1 ∆Pelemento ) × f 2 ≤ 0,5 ... Filtros con válvula by – pass
De la figura 6, obtenemos el factor de reducción de viscosidad f1 para una
viscosidad cinemática de ν = 30mm 2 / s (f1=1).
Por otra parte, el factor para condiciones del medio ambiente f2 se obtiene de
la tabla 7, considerando un control esporádico de los filtros, el empleo de
pocos cilindros por unidad y un grado de ensuciamiento bajo (f2=1).
Las condiciones antes expuestas se establecen en base al hecho de que
las unidades de potencia en Guri se utilizan muy esporádicamente
(mantenimiento de las unidades generadoras o equipos auxiliares), y se
encuentran dispuestas en galerías o compartimientos protegidos de la
contaminación externa.
Se selecciona entonces la carcasa en base al análisis de las gráficas del
fabricante tomando como criterio principal el caudal que debe pasar por el
filtro (140 l/min). Se tienen las siguientes alternativas de tamaños nominales,
(para el caudal manejado):
110
Figura 11: Curvas Características de carcasas de filtros de presión marca Hydac,
modelos DF y LF.
Fuente: Hydac International
Se puede observar que ambas carcasas pueden manejar un caudal de
140 l/min, pero al seleccionar la carcasa tamaño nominal 330 se garantizan
menores pérdidas por presión en el sistema, por lo tanto se seleccionará la
carcasa modelo del fabricante: DF BH/HC 330 según catálogos (ver anexos
parte II, pág. 50-52), con una caída de presión de: ∆Pcarcaza = 0,1Bar
Luego de haber seleccionado la carcasa del filtro necesario, procedemos
entonces a calcular el elemento filtrante.
Para determinar el elemento filtrante a seleccionar, se deben determinar las
pérdidas de presión totales en el filtro. Si las pérdidas son mayores de 0,5
Bar, entonces debemos seleccionar un tamaño mayor y repetir los cálculos.
Los cálculos se realizan en base a las siguientes ecuaciones:
∆Pelemento = Q × k
Donde: Q → Caudal que pasa por el elemento (l/min)
⎛ Bar ⎞
k → Coeficiente gradiente ⎜
⎟
⎝ l / min ⎠
111
El coeficiente lo hallamos en la siguiente tabla proporcionada por el
fabricante:
Tabla 17: Coeficiente gradiente de elementos Betamicron - H
Fuente: Hydac International
Así tenemos que, para un filtro tamaño nominal 330 de 20 µm , el coeficiente
k = 0,00218
Bar
, por lo que la caída de presión es:
l / min
∆Pelemento = 140l / min× 0,00218
Bar
= 0,3052 Bar
l / min
Procedemos a calcular entonces la caída de presión total:
∆Ptotal = (0,1 + 0,3052)Bar = 0,4052 Bar < 0,5Bar
Como la caída de presión total del filtro es menor a 0,5 Bar, se selecciona el
elemento según el código del fabricante: 0330D020BH3HC (ver anexos parte
II, pág. 53-56).
112
IV.5.10.1.2. Filtro de Presión de las Bombas de las Válvulas de Llenado
(43)
Las condiciones de operación son las siguientes:
Q = 39l / min
De igual manera que se seleccionaron los filtros de presión anteriores,
analizamos la gráfica característica del fabricante:
Figura 12: Curvas características de carcasa de los filtros de presión DF
Fuente: Hydac International
Con lo que tenemos entonces un ∆P = 0,2 Bar . Se selecciona la carcasa de
tamaño nominal 110, con código del fabricante: DFBH/HC110G20 (ver
anexos parte II, pág. 50–52).
Procedemos a seleccionar entonces el elemento filtrante. Para un elemento
tamaño nominal 110, tenemos lo siguiente:
k = 0,00727
Bar
l / min
113
∆Pelemento = 39l / min× 0,00727
Bar
= 0,218 Bar
l / min
∆Ptotales = (0,2 + 0,218)Bar = 0,418Bar < 0,5Bar
Se selecciona entonces el elemento tamaño nominal 110, con código del
fabricante: 0110D020BH3HC (ver anexos parte II, pág. 53-56).
IV.5.10.2. Filtros de Retorno (7.1) y (7.2)
Para realizar la selección de los filtros de retorno, es necesario evaluar el
flujo máximo de retorno al tanque para evaluar así, de acuerdo a las curvas
características de cada filtro, el que resulte más conveniente.
Debido al gran caudal que debe manejar el filtro, procederemos a colocar
dos filtros en paralelo para evitar seleccionar uno de grandes dimensiones.
Tenemos que:
Qmáx = 950l / min → Para los dos cilindros.
Figura 13: Curva Característica de Filtros de Retorno TN330/660
Fuente: Hydac International
114
Analizando la curva característica (figura 13), tenemos que, a un caudal de
475 l/min, las pérdidas son: ∆Pcarcaza = 0,08 Bar , para un filtro NG660.
Por otra parte, procedemos a seleccionar el elemento filtrante. De la curva
característica del elemento filtrante (ver anexos, parte II, pág.61), tenemos:
∆Pelemento = 0,23Bar , para un caudal de 475l/min, NG660 y elemento de 20µm.
Por lo que tenemos que las pérdidas totales vienen dadas por:
∆Ptotales = (0,08 + 0,23)Bar = 0,31Bar < 0,5Bar
Seleccionamos
entonces
la
carcasa
con
código
del
fabricante:
RFBNHC660DN20Y1X (ver anexos parte II, pág. 58-62), y el elemento:
0660RBN3HCB6 (ver anexos parte II, pág. 58-62).
IV.5.11. Selección de Filtros de Aire
IV.5.11.1. Deshumidificador de Aire (4)
Como se señaló anteriormente el deshumidificador de aire es utilizado
para eliminar la humedad del aire que entra en el reservorio, manteniendo
así el aceite libre de agua. También es exigencia de la norma DIN 19704, la
cual señala que toda instalación hidráulica debe tener el filtro de aire con un
deshumidificador (silicato azul) (ver anexos, parte I, DIN 19704-2, pág.26).
Analizando los catálogos de los deshumidificadores y de los filtros de aire
podemos seleccionar una sílica azul de tipo ALB-S-3 (ver anexos parte II,
pág. 91) con conexión G ¾”; PN10 y un filtro de aire según el código
BFP3G10 (ver anexos parte II, pág. 63-67).
115
IV.5.11.2. Selección de las válvulas antirretorno del Filtro y el
Respiradero de Aire (5.1) y (5.2)
Como ya se ha mencionado anteriormente las válvulas antirretorno permiten
el paso de aceite en un sentido y en el otro no.
Estas válvulas son de suma importancia para la unidad de potencia, debido a
que ellas permitirán la entrada y la salida de aire al reservorio.
La válvula antirretorno (5.1) permite la entrada de aire húmedo al tanque y
lo deshumidifica con la sílica azul impidiendo que el agua del aire húmedo se
mezcle con el aceite (el flujo de aire que entre es debido a que durante el
cierre de la compuerta el cilindro succiona aceite del reservorio y por ende
entra un flujo de aire al reservorio que circula por el filtro de aire, luego por el
deshumificador y por ultimo tiene el paso libre por la válvula antirretorno).
Cuando el reservorio succiona el flujo de aire se ejerce una contrapresión,
debido a que dentro del reservorio ya hay aire seco que este a su vez es
expulsado por el respiradero circulando por la válvula antirretorno (5.2) y
descargado al ambiente.
Según los catálogos consideramos seleccionar unas válvulas antirretorno de
tipo IT-100 – 1 (ver anexo parte II, pág. 33); de G1”.
116
IV.5.12. Selección de Manómetros (57.1) a (57.4)
Se colocan en líneas de presión y se usan en un determinado momento para
diagnosticar la presión de operación en el equipo.
Se selecciona un manómetro con glicerina ya que éstos están graduados
para medir rangos de presiones a las que opera el sistema, y la lectura es
amortiguada ante las fluctuaciones de presión.
Analizando los catálogos (ver anexos parte II, pág. 69-70) podemos entonces
seleccionar un manómetro DN100 según el código AB31-13/100-0250.
IV.5.13. Válvulas Estranguladoras de protección a manómetros (58.1) a
(58.4)
La función que cumplen estas válvulas es la de aislar al manómetro del
sistema para así prolongar la vida útil del mismo. Al ser abierta, se conectará
el manómetro al sistema, permitiendo así que se visualice la presión del
punto de medición.
Se seleccionará una válvula de tamaño pequeño, ya que para medir la
presión en un punto, se necesita una pequeña cantidad de caudal pasando
por ésta.
Analizando los catálogos (ver anexos parte II, pág. 46) se puede seleccionar
una válvula estranguladora tamaño NG8 según el código DV 08-1-1X.
117
IV.5.14. Selección de los Puntos de Medición (63.1) ; (63.3) ; (63.5) ;
(63.6) ; (63.8) ; (130) a (132) ; (63.11) a (63.16) ; (63.17)
Son conexiones a manómetros que se colocan en lugares estratégicos de
medición de presión (salida de cada bomba, salida de presión de las válvulas
que dirigen el caudal al cilindro, líneas de pilotaje justo en la entrada del
bloque del cilindro). Permiten realizar un diagnóstico en diversas partes del
circuito hidráulico.
Estos dispositivos funcionan como una válvula antirretorno, es decir,
permiten el flujo hacia el manómetro al colocarle éste, y al retirarlo se cierra,
impidiendo así que el aceite fluya a través de la conexión.
El diámetro de las conexiones del bloque principal son de G ¼”, por lo tanto
se seleccionaran puntos de conexión de arandela enroscable con tapa
protectora, según el código AB20-11/K1 (ver anexos parte II, pág. 71-72).
IV.5.15. Presostatos (47.1) a (47.5) ; (56.1) a (56.4)
La función de los presostatos es la de enviar una señal eléctrica al panel
del control para que estos apaguen las unidades motor-bomba cuando caiga
o aumente la presión en el sistema. Son graduados a una presión mínima o
máxima para asegurar que el sistema trabaje a la presión normal de trabajo.
Los presostatos (47.1) a (47.5) serán graduados a una presión mínima (10 a
15 Bar). Cualquier causa que genere una caída de presión en el sistema
producirá que el presostato desconecte la unidad motor – bomba.
118
Posibles causas de caídas de presión en el sistema pueden ser: fallas en las
bombas, ruptura de una tubería, fallas en las válvulas, etc.
Analizando los catálogos tenemos que los presostatos insertables para
bloques son los HED8 (ver anexos parte II, pág. 73-75), serie 1X y se
selecciona un tamaño 50 que constituye la presión máxima de operación. Se
gradúan a una presión mínima de 15 Bar.
Por otra parte tenemos los presostatos (56.1) y (56.4), que serán
graduados a una presión máxima que será de 145 Bar, de manera que en
caso de producirse un exceso de presión en la línea principal,
inmediatamente apague las unidades motor – bomba para evitar daños en el
sistema.
El presostato a seleccionar tiene el código del fabricante: HED80P1X/200K14
(ver anexos parte II, pág. 73-75).
Los presostatos (56.2) y (56.3) graduados a una presión máxima de 45
Bar, estarán asociados al circuito de alimentación de los cilindros de las
válvulas de llenado. De igual manera, serán los responsables de apagar la
unidad bomba – motor en caso de producirse un exceso de presión en el
sistema.
En éste caso se seleccionarán los presostatos con el código del
fabricante: HED80P1X/50K14 (ver anexos parte II, pág. 73-75).
IV.5.16. Termostato (10)
Son unidades de control que sirven como reguladores, indicadores y
monitores de temperatura.
119
En nuestra unidad hidráulica el termostato cumple una función de
monitoreo de temperatura ya que cuando la temperatura supera a la
temperatura de operación del sistema, éste envía una señal al panel del
control y este automáticamente apaga las unidades motor-bomba.
Analizando los catálogos (ver anexos parte II, pág. 76-78) podemos
seleccionar un termostato con el código de fabricante: AB31-14/2-1. Será
graduado a una temperatura máxima de 65 °C.
IV.5.17. Selección del Reservorio de Aceite (1)
Los reservorios o tanques de aceite son los que almacenan el fluido
hidráulico.
El tamaño del tanque o reservorio de una unidad de potencia hidráulica
define considerablemente el tamaño de la unidad en su totalidad, por lo
tanto, nos basaremos en el tamaño del tanque revisando los catálogos, para
comparar con el tamaño de la escotilla por donde se deben introducir las
unidades de potencia en Guri.
Analizando los catálogos consideramos que para un volumen de 7.086 l
(sección III.3.5.4.), se puede seleccionar el reservorio comercial de un
volumen de 8.000 l, con las siguientes dimensiones: 1500 mm de alto, 2080
mm de ancho y una longitud de 3080 mm. Por lo que podemos asegurar que
el reservorio seleccionado puede ser ubicado en el espacio físico disponible.
120
Según los catálogos (ver anexos parte II, pág. 79-80) el código del tanque a
seleccionar es AB40-07 / 8000BS23St y el reservorio llevara incluido un
indicador de nivel visual de código AB31-23/A1410.
IV.5.18. Interruptor de nivel por Flotador (3)
Los interruptores por flotador con dos contactos de conmutación son
utilizados en reservorios de aceite para abrir o cerrar un contacto cuando son
alcanzados los niveles preestablecidos. Esto permite que una instalación sea
desconectada o que una alarma sea activada.
La selección del interruptor se realiza de acuerdo a la altura del tanque.
Observando la sección IV.5.17., tenemos que la altura del reservorio o
tanque es de 1500 mm, lo que significa que el aceite alcanzará niveles por
debajo de ésta medida, por lo que se seleccionará el interruptor con código
del fabricante: AB31041400 (ver anexos parte II, pág. 81-82), con 1400 mm
de longitud.
IV.5.19. Indicador de posición de los cilindros de las válvulas de llenado
Como dispositivo de medición de posición de los cilindros de las válvulas
de llenado, se utilizarán medidores de flujo. Éstos serán accionados por el
caudal que envíe la bomba hacia los cilindros de las válvulas de llenado,
moviendo un motor hidráulico y un sensor captará la cantidad de vueltas que
el mismo efectúe. Mediante una relación entre las vueltas que da el motor y
la carrera del cilindro se determinará la posición de los mismos.
121
El dispositivo a utilizar tiene como código del fabricante: VC1F1PS (Ver
anexos parte II, pág. 83-84).
IV.6. Determinación de las Pérdidas de Presión
Luego de realizar la selección de los componentes del circuito hidráulico,
es necesario determinar las pérdidas por fricción que producen los mismos.
Esto se hace de manera de determinar la presión a la que debe trabajar el
sistema para que se cumplan los requisitos establecidos por el cliente.
IV.6.1. Pérdidas de Presión de cada Componente
A continuación se muestra un cuadro que indica las pérdidas por presión de
cada componente determinadas a partir de las gráficas características de
cada uno de éstos presentes en los catálogos del fabricante.
Tabla 18: Pérdidas de Presión de cada Componente en la línea principal
Componente
Cant.
Código del
Fabricante
Caudal que
circula por
el
componente
(l/min)
Perdidas
Por
Presión
(Bar)
Total de
pérdidas por
componente
Válvulas
Antirretorno
(60.1 a 60.2)
2
MSR 8 KD 05–1X
140
2,5
2x2,5
2
MSR 20 KD 05-1X
140
2,2
2x(2,5)
2
M-3SED6UK
4
1
2x(1)
1
M-SR 30 KE05-1X
272
4,1
4,1
2
DF BH/HC 33O
140
0,405
2x(0,405)
Válvulas
Antirretorno
(48.1; 48.2)
Válvulas
direccionales
de Asiento
(54.1; 54.2)
Válvulas
Antirretorno
(123)
Filtros de
Presión
122
Componente
Cant.
Código del
Fabricante
Caudal que
circula por
el
componente
(l/min)
Válvulas
2
DBW10B2-5X/315Limitadoras
6EG24N4K4
de Presión
(45.1; 45.2)
Válvulas de
cierre (59) y
2
KHP501312AGG
(121)
Perdidas en
_
________
tuberías
Perdidas de presión total en la línea principal
Perdidas
Por
Presión
(Bar)
Total de
pérdidas por
componente
150
0
0
272
Despreciables
Despreciables
272
0,008
30x(0,008)
17,15
Fuente: Elaboración propia
Basándonos en la norma DIN19704, la presión normal de trabajo de las
bombas hidráulicas debe ser igual a la presión que se necesita para levantar
el cilindro con carga más las perdidas por presión en el sistema (línea de
presión), y se estima un 25% más de ese valor.
Por lo tanto la presión de trabajo de las Bombas principales debe ser igual a:
Pnt = (Pc arg a + ∆Ptot )× 1,25
Pnt = (97,56 Bar + 17,15 Bar ) × 1,25
Pnt = 143,48Bar
Donde: Pnt → Presión de operación o presión de trabajo del sistema [Bar].
Pc arg a → Presión que se necesita para levantar la compuerta [Bar].
∆Ptotal → Perdidas de presión total en la línea principal [Bar].
Por lo tanto se justifica colocar una presión de 150Bar en el sistema.
No se calcularán las pérdidas de presión para la bomba de las válvulas de
llenado, ya que la presión normal de trabajo fue proporcionada por el cliente.
P = 40 Bar.
123
IV.7. Control Eléctrico y Electrónico Asociado al Sistema
Los equipos deberán ser provistos de un gabinete de control con todos los
componentes eléctricos y electrónicos necesarios para asegurar:
• El arranque y parada de todos los equipos a nivel local.
• El cumplimiento de una lógica de funcionamiento comandado por un
controlador eléctrico programable (PLC) y sus correspondientes equipos
de respuesta para transformar las señales eléctricas recibidas en
reacciones de control en el sistema hidráulico, que permitan la actuación
de los consumidores finales (cilindros).
• La vigilancia y proceso de todas las señales provenientes de los
elementos
de
seguridad
(presostatos,
limites
de
carrera,
microinterruptores de nivel y temperatura, indicadores de suciedad de
filtros, etc), de manera de permitir la reacción a dichas señales de
protección.
Adicionalmente a ello se prevé la opción de contar con un elemento de vista
en panel (panel view), para controlar de manera visual la operación del
sistema.
124
CAPÍTULO V
Conclusiones
1. Se logró el rediseño del sistema hidráulico, cumpliendo con lo estipulado
en las normas aplicables a instalaciones de este tipo (DIN 19704, mayo
1998).
2. Fueron identificados los aspectos en los cuales la instalación existente no
cumple con las disposiciones de dicha norma, así como los problemas
asociados a la carencia de repuestos.
3. Se realizó un dimensionamiento de las unidades de potencia tal que se
adecuen a los espacios disponibles en el sitio.
Recomendaciones
1. Reemplazar a la brevedad posible todos los equipos de accionamiento
hidráulico actualmente instalados por los equipos incorporados en este
diseño, esto incluye el montaje de bloques de control en cada uno de los
cilindros y la sustitución paulatina de los cilindros actualmente instalados.
2. Sustituir al menos los cilindros correspondientes a una unidad de
generación, de manera de utilizar los desincorporados como repuestos
para el resto de los instalados.
3. Efectuar la sustitución del sistema de medición de posición de las
compuertas de toma, ya que el actualmente utilizado, consistente de un
mecanismo compuesto por una cadena conectada en uno de sus
extremos a la compuerta, y en el otro a poleas y a una caja reductora, le
125
está generando al usuario un gran margen de error y problemas de
mantenimiento. Actualmente se utilizan en instalaciones similares,
sistemas más sencillos compuestos de una guaya de acero inoxidable,
arrollada en un sistema de poleas de diámetros diferenciales en cuyo eje
se instala un generador de código binario, de donde se obtiene la señal
que
será
transformada
correspondientes.
en
posición
en
los
decodificadores
126
Referencias Bibliográficas
• Arias Odon, F. (1999). El proyecto de la investigación: Guía para su
elaboración. (3ra. ed). Caracas: Espíteme.
• Exner, H., Freitag, R., Geis, Dr.-Ing. H., Lang, R., Oppolzer, J., Schwab,
P., Sumpf, E., Ostendorf, U y Reik, M. (1988). Fundamentos y
componentes de la oleohidráulica (Training Hidráulico, Compendio 1).
(1a. ed). Lohr a. Main/Alemania: Mannesmann Rexroth.
• Drexler, P., Faatz, Feicht, F., Geis, Dr.-Ing. H., Morlok, J., Wiesmann, E.,
Krielen, A., Achten, Dr.-Ing. N y Reik, M. (1988). Proyecto y construcción
de equipos hidráulicos (Training Hidráulico, Compendio 3). (1a. ed). Lohr
a. Main/Alemania: Mannesmann Rexroth.
• Schmith, A. (1990). Técnica de las válvulas insertables de 2 vías
(Training Hidráulico, Compendio 4). (1a. ed). Lohr a. Main/Alemania:
Mannesmann Rexroth.
• Bosch Rexroth AG (1999), [en línea]. Lohr a. Main, Alemania: Autor.
Disponible en: http://www.boschrexroth.com [2003, 26 de Febrero]
• Hydac Internacional (2003, 20 de marzo), [en línea]. Lorn a. Main,
Alemania: Autor. Disponible en: http://www.hydac.com [2003, marzo]
• Siemens (2002, marzo), [en línea]. Brasil: Autor. Disponible en:
http://www.siemens.com.br/upfiles/540.pdf [2003, febrero]
• Welded Stainless Steel Tubes and Pipes (2003), [en línea]. Suecia: EN
ISO 1127. Disponible en:
127
http://www.ast.avestasheffield.com/products/sp_iso_dim.htm [2003,
febrero]
• “Componentes hidráulicos y electrónicos” (1998, octubre) [CD-ROM].
Lohr a. Main, Alemania: Mannesmann Rexroth [2003, octubre].
• AB-Normen (2003, marzo) [CD-ROM]. Lohr a. Main, Alemania: Bosch
Rexroth AG [2003, diciembre]
128
Apéndice A
Circuito Hidráulico
129
130
Apéndice B
Unidades Actualmente Instaladas
131
Unidades de Potencia Hidráulica
Dispositivo Indicador de Posición
de la Compuerta de Toma
Tablero Eléctrico de
Monitoreo
132
Tuberías, Válvulas y Motor Eléctrico
Modo de sujeción de los Cilindros
Cilindro Instalado Actualmente
133
Apéndice C
Propuesta de Modernización: Panel de Control
134