Hidráulica - cmfp `llodio`

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Hidráulica
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Simbología
Objetivos
. Conocer simbología empleada en las instalaciones neumáticas y oleohidráulicas
. Comprender e interpretar circuitos representados gráficamente
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Generalidades
Objetivos
. Conocer las características generales de la neumática y de la oleohidráulica.
. Diferenciar las tecnologías oleohidráulica y neumática.
Hidráulica.
Conceptualmente la hidrálica se puede definir de varias maneras, siempre dependiendo del contexto en que la
usemos. Si la empleamos dentro del contexto de la mecánica de los fluidos, podemos decir que la hidráulica es
la parte de la física que estudia el comportamiento de los fluidos. La palabra hidráulica proviene del griego,
Hydor, y trata de las leyes que están en relación con el agua.
Cuando tratamos de un fluido como el aceite deberiamos hablar de oleohidráulica, pero no es así, normalmente
empleamos el vocablo hidráulica para definir a una tecnología de ámbito industrial que emplea el aceite como
fluido y energía, y que está en estrecha relación, con las leyes de la mecánica de los fluidos.
La oleohidráulica y la neumática constituyen hoy día el complemento ideal de la mecánica tradicional en numerosos
procesos industriales modernos. Durante años dichos procesos han sido resueltos mediante el empleo de la mecánica
tradicional donde, con frecuencia, y de forma muy ingeniosa a veces, el movimiento rotatorio de un motor eléctrico
convencional se ha transformado en otro movimiento rotatorio más lento, pero con mayor par de rotación, en un
movimiento lineal continuo o discontinuo o en un movimiento combinado complejo en cualquier dirección.
De entre las ventajas que ofrecen los medios de trasmisión hidráulicos frente a soluciones mecánicas, pueden destacarse
las siguientes:
Movimientos suaves, silenciosos y libres de vibraciones.
Posibilidad de invertir fácilmente el sentido de la marcha.
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Regulación sencilla de las velocidades de trabajo.
Control simple de fuerzas y pares en los cilindros y en los actuadores de giro.
Posibilidad de conseguir arranques y paradas progresivas en los actuadores de giro.
Fácil protección contra sobrecargas.
Autoengrase en todos los componentes.
Pero ya que se han enumerado algunas de las ventajas es justo también relacionar algunos de los inconvenientes que se
presentan frente a las transmisiones mecánicas:
Para generar la presión y el caudal necesario es preciso disponer de una centralita hidráulica dotada e un motor
convencional y de bomba, además de otros componentes auxiliares.
La compresibilidad, aunque pequeña del aceite, unida a la elasticidad de las tuberías puede ocasionar anomalías en
el funcionamiento en algunas aplicaciones.
Sobre todo en la puesta en marcha de los sistemas que funcionan con este medio, es preciso una purga previa de
las burbujas de aire que contienen tuberías y aparatos diversos.
Se originan a veces ciertas pérdidas de fluido por los aparatos y por los racores de unión de las tuberías.
De todos los elementos de trabajo el más utilizado es el cilindro (figura a). Consta esencialmente de un cuerpo cilíndrico fijo
y de un vástago que se desplaza linealmente para producir trabajo. Según se alimente se fluido a presión una u otra
cámara, el vástago avanzará o retrocederá hasta la posición de reposo.
En (b) de la misma figura se muestra un motor hidráulico a través del cual se consigue el giro de un eje a distintas
velocidades y en ambos sentidos.
En (c) muestra un accionador rotativo con su eje también giratorio. La diferencia respecto al motor anterior se encuentra en
que en estos accionadores el giro del eje no supera en general los 360º. Las velocidades suelen ser más reducidas que las
de los motores.
En (d) se presenta un objeto de reciente incorporación. Se trata de pinzas, componentes empleados en la manipulación de
objetos y en robótica (en este último caso se emplea más la neumática).
Un sistema hidráulico elemental deberá estar compuesto al menos de los siguientes componentes: una bomba o elemento
capaz de generar caudal y presión en el fluido hidráulico, unas conducciones o tuberías capaces de transportar dicho fluido
a presión hacia la cámara correspondiente del actuador, un tanque o depósito con capacidad suficiente de líquido como
para abastecer dichas cámaras, un dispositivo o válvula que interrumpa el paso o direccione el fluido voluntariamente por
una u otra tubería y, finalmente, el actuador o componente capazde vencer una resistencia externa realizando un trabajo.
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Como este circuito elemental es representativo de la mayoría de los circuitos empleados en hidráulica, donde en todo caso,
el distribuidor manual (5) será sustituido por una electroválvula de funcionamiento electromagnético, conviene analizar con
más detenimiento las partes esenciales del mismo.
El aceite es aspirado por la bomba (2) del depósito (10) a través de la tubería de aspiración (3). Dicha bomba eleva la
presión del fluido según demanda el cilindro (7) y el aceite es transportado a las cámaras correspondientes del mismo por
el interior de la tubería (4). El distribuidor (5) se encarga de dar paso al aceite hacia los conductos (6) u (8), según se desee
el avance o el retroceso del vástago del actuador. En este caso, y si se desea hacer avanzar al vástago, el aceite se
impulsará a través de la tuvería (6) para introducirlo en la cámara posterior del cilindro o cámara de avance. Mientras tanto,
y para que tal avance tenga lugar, será preciso que el aceite de la cámara delantera se desaloje hacia el depósito o travñes
de las tuberías (8) y (9), respectivamente.
Si lo que se desea es hacer retroceder al vástago una vez que se encuentra avanzado, bastará con accionar de nuevo la
palanca del distribuidor mencionado y, esta vez, el aceite penetrará por el conducto (8) hacia la cámara delantera, y
retornará al depósito a través de las tuberías (6) y (9).
Es interesante hacer notar aquí que la tubería (3) es siempre de aspiración, la (4) es de presión y la (9) lo es de retorno; en
todas ellas el fluido circula siempre en el mismo sentido. No ocure así en las (6) y (8) ya que en estas el sentido se va
alternando según avance o retorne el vástago del cilindro.
Sustituyendo el distribuidor manual (5) por una electroválvula, gobernada electromagnéticamente, se podrá llegar a
diferentes niveles de automatización. Para ello es preciso instalar un equipo eléctrico y un pupitre de mandos con objeto de
provocar las correspondientes órdenes de marcha y paro dentro del ciclo de trabajo. Cuando la situación lo requiera,
pueden emplearse también autómatas programables que simplifican en gran medida los circuitos eléctricos
convencionales. Si a todos estos componentes le añadimos la programación por ordenador, se alcanzará el mayor grado
de automatización posible hoy día, con máquinas capaces de ser programadas o de modificar dicha programación en
breves espacios de tiempo.
La hidráulica también es susceptible de utilizar técnicas más sofisticadas. El distribuidor puede ser de mando proporcional,
capaz de provocar en el vástago del cilindro arranques y paradas más o menos progresivas, con detenciones del vástago
en cualquier parate del recorrido y con bastante precisión. También se logran variaciones de velocidad durante el recorrido
de forma muy simple.
A continuación se muestra de forma gráfica algunas de las funciones más típicas de los accionamientos hidráulicos. A
través de estas aplicaciones puede obtenerse información suficiente como para que el técnico con conocimientos en esta
materia encuentre soluciones a los numerosos problemas que se le presentarán en la práctica.
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En la figura 1.4.1 y 1.4.2 se muestran dos mecanismos típicos o máquinas accionadas por cilindro hidráulico de empuje
directo. En estos casos la fuerza está limitada por la sección del cilindro y, naturalmente, por la presión del aceite del
circuito. En el primer ejemplo se presenta un cilindro moviendo un carro guiado sobre una bancada, y en el segundo se
muestra una prensa universal de columnas proyectada para usos diversos en la cual el plato móvil se deslaza mediante la
acción de un cilindro hidráulico.
Las figuras 1.4.3 y 1.4.4 muestran mecanismos que utilizan palancas y brazos articulados para transformar la dirección del
movimiento por una parte, y por otra, para multiplicar el esfuerzo a base de modificar los brazos de la palanca. En el
segundo caso el aumento de la fuerza es considerable, sobre todo cuando ambos brazos articulados se encuentran
alineados en la misma vertical. En este caso, y en el tramo final del recorrido, el desplazamiento vertical del pistón del
mecanismo es muy pequeño llegando incluso a anularse.
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Otro ejemplo multiplicador del esfuerzo y cambio de dirección, aunque con menor rendimiento, lo constituye el mecanismo
de cuñas de la figura 1.4.5.
En las figuras 1.4.6, 1.4.7 y 1.4.8 se representan soluciones hidráulicas que transforman el movimiento lineal de un cilindro
en movimientos giratorios de poleas o ruedas dentadas.
En sistemas de elevación y transporte interior, tanto en fábricas como en viviendas particulares, la hidráulica encuentra
numerosas aplicaciones. La figura 1.4.9 muestra un elevador industrial de uso cotidiano que se emplea en sistemas
estáticos y también en carretillas en movimiento. Modernamente este tipo de transporte vertical se ha extendido también a
los ascensores de viviendas cuando éstas no superar los cuatro o cinco pisos de altura. Tanto en uno como en otro caso
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se utilizan cilindros telescópicos de varias etapas de avance del vástago. La altura de elevación puede aumentarse
notablemente con el correspondiente juego de poleas y cables que se usa en estos casos.
En la figura 1.4.10 se representa una aplicación auxiliar para transporte horizontal combinado con cinta transportadora. En
este caso el vástago del cilindro empuja una masa que es preciso hacer avanzar sobre rodillos hasta la pendiente
inclinada, también de rodillos, que se muestra.
La hidráulica es muy utilizada en procesos de mecanización donde se emplea tanto para la sujección de piezas de dsitinto
tipo, como en unidades de mecanizado. Las figuras 1.4.11 y 1.4.12 muestran casos típicos de sujección: el primero con
palanca acodada, y el segundo, mediante el empleo de dos cicindros perpendiculares de empuje directo.
Los cilindros hidráulicos se emplean también en unidades de mecanizado comerciales para producir el vance de la
herramienta, como el mostrado en la figura 1.4.13, donde un motor eléctrico con el correspondiente reductor de velocidad
hace girar a la broca. La unidad se encarga del avance regulado y del retroceso rápido de dicha herramienta hasta su
posición de reposo.
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En las figuras 1.4.14 y 1.4.15 se muestran otros usos diferentes de esta técnica. En primer lugar se representa un
mecanismo de trinquete donde mediante avances y retrocesos controlados del vástago del cilindro se consegue hacer girar
la rueda dentada mostrada, permitiendo giros intermitentes de la misma. En la segunda de las figuras se muestra el
accionamiento de una compuerta para producir el cierre o apertura de la misma.
En procesos industriales dosnde intervienen la manipulación y la robótica, la hidr´çaulica se utiliza también. En la figura
1.4.16 se representa un manipulador bidireccional, con movimientos horizontal y vertical respectivamente y donde el carro
puede ocupar cualquier posición del plano barrido por los cilindros.
La figura 1.4.17 muestra un robot donde la elevación y el descenso del brazo principal, el giro del cuerpo del robot, así
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como la pinza de sujección, son de accionamiento hidráulico.
La unidades de giro como la de la figura 1.4.18 han experimentado hoy en día un cierto augedebido a que presentan
soluciones sencillas aplicadas a problemas diversos, tanto en giros parciales controlados, como en giros completos a
distintas velocidades. En giros parciales se emplean las unidades formadas por cilindro y cremallera o los accionadores
rotativos de paletas. Para giros completos a distintas velocidades se utilizan los motores hidráulicos como el que se
muestra, combinados a veces con un reductor de velocidad mecánico o mediante transmisión directa.
Podrían incluirse muchos más ejemplos en una lista que podría hacerse interminable, pero es momento de finalizar esta
exposición gráfica y para ello se incluye un ejemplo muy extendido de los usos de esta técnica hidráulica, en maquinaria de
obras públicas, tal y como se muestra en la figura 1.4.19, para el movimiento de tierras en general, construcción,
agricultura, etc.
Ventajas y desventajas de la hidráulica frente a la neumática.
La hidráulica y la neumática son formas de transmisión de energía similares. Ambas emplean tuberías para el transporte
del fluido: aceite en el primer caso y aire en el segundo. En el caso de la hidráulica se crea un caudal de aceite que puede
alcanzar un valor de presión determinado por una limitadora y en el caso de la neumática es el aire a presión el que puede
producir un trabajo. Las presiones que se pueden alcanzar en hidráulica son bastante más elevadas que en neumática. Los
componentes empleados en una y otra forma de transmisión son también muy parecidos y sólo diferenciados en la
robustez de los componentes hidráulicos. Pero no solamente llega hasta aquí la semejanza, sino que en la mayor parte de
los casos se emplean los mismos símbolos normalizados para diseñar los circuitos. Tanto es así que el técnico con un
cierto nivel de conocimientos hidráulicos puede considerarse que ya ha recorrido un gran camino si también pretende
adquirir conocimientos de esta otra materia, o viceversa.
Cada una de estas formas de transmisión de la energía posee su propio campo de aplicación, aunque de forma alternativa
y en algunos casos puede ser empleada cualquiera de ellas. La decisión de adoptar una u otra puede resultar problemática
para el técnico no experimentado, sobre todo en los casos en los que realmente puede utilizarse uno u otro sistema; pero
bien puede afirmarse que la línea divisoria se encuentra sobre todo en las fuerzas o pares reducidos que proporciona el
aire comprimido comparado con los sistemas de aceite. Para valores superiores a 3.000 daN de empuje directo, es perciso
pensar en hidráulica o en otros medios como la mecánica convencional. En aquellos casos en los cuales puede ser
utilizado uno u otro medio, la economía suele ser a veces determinante: la instalación de un sistema neumático es más
sencillo, rápido y económico que la implantación de un sistema hidráulico.
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Después de lo expuesto es lógica la comparación de ambas fromas de energía. A continuación se hace un resumen de las
ventajas e inconvenientes de un medio respecto al otro.
Las ventajas más apreciables de la hidráulica frente a la neumática, pueden resumirse de la siguiente forma:
Presiones de trabajo que pueden alcanzar hasta los 600 bar aproximadamente. Con aire comprimido, y de modo
general, no se superan los 6, o a lo sumo, 8 bar.
Fuerza casi ilimitada, dependiente solo del tamaño del actuador.
El aceite es prácticamente incomprensible para un buen número de aplicaciones. La comprensibilidad del aire
presenta un problema en no pocos casos, aunque, a veces, tal característica resulta ser positiva. En neumática, si
se superan reacciones en el vástago superiores a la propia fuerza del cilindro, este retrocede según se muestra en
la figura 1.6.1. En un cilindro hidráulico y para evitar este problema, basta con incroporar una válvula antirretorno, tal
y como se indica en la figura 1.6.2, y tal problema queda solventado.
Regulación más precisa y sencilla de la velocidad de los actuadores. En neumática la regulación del flujo de aire es
más complicada ya que cuando es necesaria cierta precisión en los movimientos es necesario acudir a sistemas
hidráulicos auxiliares.
Los equipos hidráulicos son autónomos, o lo que es lo mismo, la energía se genera en la propia máquina. En
neumática se depende siempre de una red general de distribución de aire comprimido que abastece un solo
compresor general.
los sistemas hidráulicos son más silenciosos.
El coste de la energía es menor.
Frente a todas estas ventajas y pensando en la posibilidad de compatibilidad de ambos sistemas en determinados casos,
es conveniente también conocer los inconvenientes que presentan los sistemas hidráulicos comparados con los
neumáticos. Entre tales inconvenientes se destacan:
Menor facilidad de implantación. La instalación de los circuitos neumáticos es más sencilla, rápida y limpia.
Los componentes neumáticos que conforman el circuito son más económicos.
Los componentes hidráulicos son de mayor peso y volúmen. Aquí es preciso excluir los elemntos de trabajo como
los cilindros y los actuadores de giro, ya que para igualdad de fuerza, son más voluminosos en neumática.
Los movimientos son más lentos que en neumática.
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Menor elasticidad de este medio de trasmisión. En determinados montajes donde sea precisa esta característica, el
aire comprimido ofrece ventajas debidoa su comprensibilidad.
Ciertas pérdidas de fluido por tuberías o elementos de unión carecen de importancia en neumática.
En hidráulica cualquier grado de automatización requiere el uso de componentes eléctricos. En cambio, la
neumática es autosuficiente hasta ciertos niveles de automatización, ya que no necesita en ocasiones de la
asistencia de energía eléctrica.
En determinados tipos de instalaciones con peligro de incendio o explosión, es obligado el uso de la neumática ya
que esta es antideflagrante. No ocurre lo mismo con las instalcaiones de aceite comprimido que son más sensibles
a estos aparatosos efectos.
Como puede apreciarse cada una de estas técnicas, aunque comparables entre sí, poseen su propio campo de aplicación.
Ninguna de las dos desmerece frente a la otra ni es menos importante. El técnico responsable debe decidir en todo
momento, y cuando ambas sean susceptibles de solucionar un mismo problema, cuál debe utilizar.
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Principios Fundamentales
Objetivos
. Conocer los principios generales en los que se basa el comportamiento del aceite utilizado en los sistemas
hidráulicos.
. Perserguir un carácter eminentemente práctico en aquellas fórmulas que realmente sean susceptibles de ser
aplicadas en la práctica cuando se deasrrollen los esquemas o circuitos necesarios para alimentar cualquier
máquina. Se huirá, siempre que ello sea posible, de aquellas expresiones accesorias que puedan eclipsar lo
fundamental o básico aún a costa de cierta imprecisión admisible.
Presión:
La presión es la magnitud que relaciona la fuerza con la superfice sobre la que actúa, equivale a la fuerza que actúa sobre
la unidad de superficie. Cuando sobre una superficie plana de área S se aplica una fuerza normal F de manera uniforme, la
presión P viene dada por:
P = F/S = (4*F)/(π*d2)
Siendo:
P = Presión en bar.
F = Fuerza en daN
S = Superficie del psitón en cm2.
d = Diámetro del pistón en cm.
Las presiones de trabajo habituales en los sistemas hidráulicos oscilan entre 30 y 500 bar. En máquina
herramienta se puede utilizar desde 70 hasta 140 bar, mientras que en maquinaria de obra pública podemos
encontar presiones entre 200 y 500 bar.
1 bar = 100 kPa
1 bar = 14.5 p.s.i.
1 Kp/cm2 ≈ 1 bar
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Presión absoluta y relativa
En hidráulica o neumática la presión se mide no como la presión absoluta (presión barométrica) sino como la presión por
encima de la presión atmosférica, denominándose presión relativa, presión normal, presión de gauge o presión
manométrica. Consecuentemente, la presión absoluta es la presión atmosférica más la presión manométrica (presión que
se mide con el manómetro).
Comprensibilidad del aceite
A diferencia de los gases, los líquidos en general, y a efectos prácticos, se consideran incomprensibles hasta presiones de
unos 70 bar. En general, esa escasa comprensibilidad del aceite, apenas se tiene en cuenta en cualquier sistema hidráulico
convencinal. Para hacerse a una idea, y tomando como base una presión de 70 bar, la comprensibilidad del agua se sitúa
en torno al 0,336% y la de los aceites minerales, a la misma presión, alrededor del 0,354%. Es decir, suponiendo un
volúmen de 100 litros a la presión indicada de 70 bar, en el caso del agua se reduciría a 99,664 litros y en el caso del aceite
a 99,646 litros.
Principio de Bernoulli
El principio de Bernoulli describe el comportamiento de un fluido moviéndose a lo largo de una línea de corriente. Expresa
que un fluido ideal (sin viscosidad ni rozamiento) en régimen de circulación por un conducto cerrado, la energía que posee
el fluido permanece constante a lo largo de su recorrido. La energía de un fluido en cualquier momento consta de tres
componentes:
1. Cinética: es la energía debida a la velocidad que posee el fluido.
2. Potencial gravitacional: es la energía debido a la altitud que un fluido posea.
3. Energía de flujo: es la energía que un fluido contiene debido a la presión que posee.
La siguiente ecuación consta de estos mismo términos:
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V2*ρ/2 + P + ρ*g*z = constante
donde:
V = velocidad del fluido en la sección considerada.
g = gravedad
z = altura en la dirección de la gravedad desde una cota de referencia.
P = presión a lo largo de la línea de corriente.
ρ = densidad del fluido.
Un caso particular:
En equilibrio, la velocidad es nula.
Hidrostática
Se llama hidrostática a la parte de la hidráulica que estudia el equilibrio de los líquidos (V = 0). Las diferencias entre un
líquido ideal, donde sí que existe rozamiento, se encuentra precisamente en la viscosidad del fluido. Dicha viscosidad sólo
importa en el movimiento de dicho fluido: en el reposo o en la denominada hidrostática, pueden aplicarse los mismos
principios que rigen para los fluidos ideales.
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Según el Principio de Pascal y despreciando el peso (ρ = 0) del mismo líquido, en cualquier punto de dicho líquido la
presión que se ejerza se trasmite con la misma intensidad en todas las direcciones, actuando siempre de forma
perpendicular a las paredes del recinto que lo contiene.
En la práctica y refiriéndose a trasmisiones hidráulicas, el principio de Pascal puede ser utilizado, ya que en este tipo de
trasmisiones se trabaja normalmente a presiones tan elevadas que hacen que el propio peso y también los rozamientos
internos, sean perfectamente despreciables frente al efecto final de producir un trabajo como consecuencia de dichas
presiones.
Actividad
Conversión de unidades:
1.1.- Convierte a bar las siguientes unidades de presión:
a) 35 p.s.i
b) 1.8 Kp/cm2
c) 1500 mmHg
1.2.- ¿Qué presión es superior, 1000 Pa ó 1 bar?
1.3.- Completa la siguiente tabla:
Kp/cm2
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bar
p.s.i
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1.8 Kp/cm2
0.75 bar
15,4 p.s.i.
Presión, fuerza y superficie:
1.4.-¿Qué diferencia existe entre manómetro y barómetro?
1.5.- Un martillo golpéa la cabeza de un clavo con una fuerza de 200 Kp. Calcular la presión ejercida si en su extremo tiene
una sección recta de 10 mm2.
1.6.- Un ladrillo cuyas dimensiones son 250x10x6 cm está construido de un material de peso específico 2Kp/dm3. Calcula la
presión que ejerce sobre el suelo al
apoyarse en cada una de sus caras.
1.7.- Qué presión, en bares, deberá actuar sobre la cámara anterior de un cilindro de doble efecto 200/120/800, si la
resistencia que debe vencer en su avance
es de 1500 daN.
1.8.- ¿Qué fuerza en daN se obtiene cuando sobre un pistón de 50 cm2 de superfice actúa una presión de 110 bar?
1.9.- Dos cilindros de doble efecto iguales en sus dimensiones, uno de un solo vástago y el otro de doble vástago. ¿Cuál es
más rápido? ¿Cuál ejerce más fuerza en el avance?. Razona las respuestas.
Principio de Bernoulli:
1.10.- En el siguiente circuito:
Suponemos que en ambos casos estamos en equilibrio. Calcula :
a) La superficie sobre la que se ejerce una fuerza de 10 Kp, cuando Fa = 35 N y actúa sobre una superficie de 60 cm2.
Suponemos que los dos pistones
están a la misma altura y en equilibrio.
b) La fuerza Fb cuando la plataforma derecha está elevada 10 cm respecto a la izquierda. Se trataría del mismo sistema
que el anterior, donde la densidad
del fluido es de 0,945 Kg/dm3.
1.11.- Un depósito de aceite (Pe del aceite = 0.9 Kp/dm3) mide 4 m de largo, 3 m de ancho y 1.2 m de altura.
¿Que presión (absoluta y relativa) actúa sobre el fondo cuando el depósito está lleno en sus 3/4 partes si sobre la superficie
libre del aceite actúa la presión
atmosférica?
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1.12.- Tras buscar ayuda en internet, razona a qué se debe la fuerza de sustentación de las alas de un avión.
Caudal
Se define como caudal o flujo, la cantidad de fluido que pasa por una sección recta de la tubería en la unidad de tiempo.
Q = Volumen/t
Como Volumen = S*l, y V = l/t. Tendremos:
Q = S*l/t = S*V
Pero las unidades podrían ser m3/s para el caudal, m2 para la sección y segundos para el tiempo.
Por ajuste de unidades utilizaremos:
Q = 6*S*V
Siendo:
Q (litros/minuto)
S (cm2)
V (m/s)
Suponiendo que el aceite no se comprime a presiones relativamente bajas, es fácil deducir la ecuanción de continuidad:
S1 * V1 = S2 * V2 = Q = Constante
Pérdidas de carga en conducciones:
En primer lugar conviene observar el ejemplo gráfico de la figura siguiente:
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Se trata de un cilindro conectado a una conducción recta de cierta longitud y de poca sección. Sobre dicho tubo se sitúan
varios manómetros regularmente distribuidos. Si se aplica en el pistón una fuerza F, el fluido contenido en dicho cilindro se
desplaza a lo largo de la tubería hasta verterse en el exterior. Cada uno de los manómetros instalados mostrará una cierta
presión que irá decreciendo proporcionalmente.
Esta prueba práctica revela la existencia de una resistencia interna del fluido a su paso por el conductor (resistencia de
carga), y que es tanto mayor, cuanto mayor es la longitud del tubo.
La pérdida de carga o rendimiento en tuberías rectas depende de varios factores: rugosidad superficial interior del tubo,
longitud del mismo, sección de paso, peso específico del aceite y velocidad media de circulación del fluido.
Las pérdidas de carga en las conducciones se expresan por las caídas de presión que tienen lugar en los diversos tramos. Esta
pérdida de carga en un determinado tramo puede calcularse a ravés de la expresión:
∆p = (50*λ*l*V2) / (d*g)
Donde:
∆p = Caída de presión en bar.
λ = Coeficiente de resistencia, donde:
λ = 64/ Re para régimen laminar
λ = 0.3164 /(Re)1/4 para el régimen turbulento
l = Longitud de la tubería en metros
V = Velocidad media del aceite en m/s.
d = Diámetro interior de la tubería en mm.
g = gravedad.
Pérdidas de carga localicadas
Además de las pérdidas de carga que se originan en las tuberías, existen otras pérdidas importantes que es preciso tener
en cuenta si se desea evaluar teóricamente el rendimiento total de la instalación. Existen resistencias localizadas en
determinadas zonas del circuito como estrangulaciones de paso, codos, empalmes, cambios bruscos de direción de fluido,
componentes hidráulicos, etc.
Estos elementos son a veces complejos en su construcción y su configuración interna hace poco posible el cálculo teórico
de dichas pérdidas. Por ello y pos razones prácticas se obtiene el rendimiento de dichos elementos midiendo la presión de
entrada y la de salida en unas determinadas condiciones de funcionamiento.
Hidrodinámica
Esta no es la única pérdida de energía en una trasmisión hidráulica. Se tratan de la energía potencial debida a la diferencia
de nivel entre uno y otro punto y la la energía cinética (que al igual que la térmica, tienen carácter dinámico). Esto ya lo
veíamos en la ecuación de Bernoulli:
V2*ρ/2 + P + ρ*g*z = constante
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En un tramo de tubería en el que la altura sea constante z = 0.
V2*ρ/2 + P = constante
En la práctica se cumple que toda disminución de sección en una conducción por donde discurre un fluido, se traduce en
un aumento de velocidad (ecuación de continuidad) y, por tanto, en una disminución de la presión, y viceversa. Tal
aclaración se pone de manifiesto en el ejemplo de la figura siguiente:
Viscosidad
El índice de viscosidad de un fluido arroja luz sobre la resistencia al deslizamiento que ofrecen las partículas entre sí. Si el
aceite desliza con dificultad se dice que es muy viscoso, si lo hace con cierta facilidad se dice que es muy fluido.
Existen dos formas de medir la viscosidad de un fluido: a través de consideraciones científicas (viscosidad dinámica,
también conocida como absoluta o científica) y empíricas (viscosidad cinemática que equivale a la viscosidad dinámica
dividida por la densidad).
Para medir la viscosidad absoluta o dinámica (P) se utiliza la unidad del SI el Poiseuille - Pl (kg m-1 s-1), o bien en dimensiones de
presión.tiempo, siendo el Poiseuille = Pascal.segundo Pa.s).
La viscosidad del agua a 20 ° = 1 mPl = 0,001 Pa.s y la del aceite mineral a 20° = 35 mPl.
Para medir la viscosidad cinemática, equivalente a la viscosidad dinámica dividida por la densidad, se emplea la unidad del SI, sin
nombre concreto, m2/s y en ocasiones el mm2/s = 10-6 m2/s
La viscosidad del agua a 20° = 1 mm 2/s y la del aceite mineral a 20° = 40 mm 2/s
Entre las viscosidades empíricas destaca el método de Engler, que mide la viscosidad en grados Engler (°E).
La temperatura influye bastante sobre el índice de viscosidad ya que para un determinado aceite, este índice varía con la
temperatura, de forma tal, que un aumento de la misma produce un descenso de la viscosidad y viceversa. Tal variación de
la viscosidad puede alterar de forma negativa algunas propiedades del aceite, ocasionando un funcionamiento anómalo en
el circuito. Tal es el caso del poder lubricante, que disminuye en general al disminuir la viscosidad. También al aumentar la
temperatura y volverse el aceite más fluido, pierde cualidades de poder de estanqueidad y puede fugarse por las
conexiones de algunos aparatos y por las uniones del tubo y los racores.
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En la figura se muestran curvas representativas de la variación de la viscosidad con la temperatura de un aceite indicado
para usos convencionales (curva A), y de un aceite concebido para usos hidráulicos (curva B) con una viscosidad algo más
estable.
Las temperaturas de funcionamiento de un circuito hidráulico son muy variables y dependen del tipo de instalación, del
diseño del circuito, de la ubicación de la máquina y de la temperatura ambiente. Incluso varían para una misma máquina
según el trabajo que se realiza en la misma, o según determinada fase de un ciclo cualquiera.
En el arranque, el aceite puede encontrarse a temperaturas ambientes de entre 15ºC y 20ºC en casos considerados como
normales, y durante la marcha se pueden alcanzar hasta aproximadamente los 65ºC o incluso más. La temperatura óptima
es la de 50ºC, y se considerá normal el rango comprendido entre 35ºC y 65ºC.
Medida de la viscosidad
La mejor forma de valorar la viscosidad de un aceite es comparándola con el valor del líquido más univesal que existe: el
agua. Para la determinación de esta característica esencial se emplea el viscosímetro de Engler (que mide la viscosidad
cinemática, pues la masa del aceite, lo mismo que la altura, determina la presión en el orificio de salida) que se muestra en
la figura siguiente.
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Este dispositivo de medida consta esencialmente de un recipiente (3), en el interior del cual se halla el aceite cuya
viscosidad se pretende determinar. Dicho recipiente a su vez se encuentra en el interior de otro (4) que contiene agua. El
elemento (1) es una varilla cuyo extremo inferior hace de tapón del conducto (5) de salida del aceite hacia el exterior. En el
interior del recinto de aceite se instala el termómetro (2) que medirá la temperatura del fluido objeto de medición.
En el recipiente (3) se introduce un volumen de 200 cm3 de aceite. El agua contenida en el recipiente (4) se va calentando
o enfriando según la temperatura d ensayo. Cuando el termómetro (2) indica la temperatura deseada, se levanta la varilla
(1) y el aceite sale. Se mide con un cronómetro el tiempo transcurrido.
Este tiempo se relaciona con el tiempo que transcurre para un ensayo similar, donde el aceite se sustituye por agua
destilada y la temperatura se fija en 20ºC. En estas condiciones fijas del ensayo del agua, el tiempo oscila alrrededor de los
51.6 segundos.
La temperatura más comunmente aceptada para medir la viscosidad del aceite es de 20ºC, aunque se emplean también
temperaturas de 40ºC, 50ºC y 100ºC, según los tipos de aceite. Cuando se proporciona en índice de viscosidad del aceite
es obligado mencionar la temperatura de ensayo.
La relación entre el tiempo que emplea el aceite a una temepratura determinada y la misma cantidad de agua a 20ºC, se
conoce con el nombre de viscosidad en grados Engler (ºE). O sea:
ºE(t) = T/Ta
Siendo:
ºE(t) = Viscosidad en grados Engler a la temperatura de tºC.
T = Tiempo en segundos del paso del aceite.
Ta = Tiempo en segundos del paso del agua destilada a 20ºC.
La viscosidad cinemática también se expresa en otras unidades. Así la norma SI y la norma UNE expresa la viscosidad
cinemática en m2/s y también en Centistokes (cSt). En EEUU se utilizan los segundos Saybolt universales (S.S.U) y en
Inglaterra, los segundos Redwood.
La equivalencia entre las unidades del sistema SI o las de UNE, es la siguiente:
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1 Centistokes (cSt) = 10-6 m2/s
En la tabla de la figura siguiente se muestra la correspondencia entre viscosidades cinemáticas de los distintos sistemas.
En la mayoria de los sistemas hidráulicos las viscosidades oscilan entre los 200 y 20 Centistokes a la temperatura de 20ºC.
Para hacerse a una idea, el índice de viscosidad del agua a 20ºC es de 1 Centistoke.
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Un importante método de identificar aceites hidráulicos es por la especificación de la clase de viscosidad. La norma ISO así
como la DIN 51524 clasifican los aceites a intervalos de viscosidad a 40 ºC. Tal y como se muestra en el cuadro siguiente
(Recordemos que 1cSt = 1 mm2/s).
También para medir la viscosidad de los aceites se utilizan con frecuencia los números SAE (Society of Automotive
Enginers), que marcan intervalos de viscosidad. Una equivalencia entre clases SAE e ISO-VG se puede ver en el cuadro
siguiente.
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La norma UNE 51007 de 1996 recomienda el lubricante a emplear en máquinas-herramientas, tanto para el caso de
engrase general con aceites lubricantes en diferentes mecanismos, como en el caso de los lubricantes empleados para los
sistemas hidráulicos. En la denominación que emplea la norma se emplean letras seguidas de números que indican el
índice de viscosidad. En el caso de aceites hidráulicos, la letra es H.
En algunos cálculos prácticos interesa considerar la denominada viscosidad absoluta o viscosidad dinámica donde se involucra el
peso específico del fluido. La vsicosidad absoluta se expresa en el SI y en la norma UNE en N*s/m2 y en Centipoises (cP) (1 Poise
= 100 cP) . También es frecuente emplear el Kp*s/m2.
La conversión de la viscosidad cinemática en grados Engler, en viscosidad dinámica en Cp, pueden llevarse a cabo a través de la
expresión:
µ = ρ*((73.18*ºE)-(63.08/ºE))*10-3
Donde:
µ = Viscosidad dinámica en Cp.
ρ = Peso específico en Kp/dm3.
ºE = Viscosidad en grados Engler.
La conversión de la viscosidad cinemática en grados Engler, en viscosidad dinámica en kp*s/m2, pueden llevarse a cabo a través
de la expresión:
µ = ρ*((0.746*ºE)-(0.643/ºE))*10-3
Donde:
µ = Viscosidad dinámica en Kp.s/m2
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Régimen laminar y turbulento
Al circular un líquido real por un conducto tiene lugar una pérdida de carga como consecuencia de cierta resistencia que
opone la pared interior de la tubería y el rozamiento interno entre las propias partículas del fluido. Para una conducción
recta, dichas pérdidas dependerán de la rugosidad interior de la pared del tubo, de la longitud de éste y de la velocidad del
fluido, o lo que viene a ser los mismo, del diámetro de la sección.
Respecto a la velocidad de circulación del fluido, y de acuerdo a cómo se comportan las parctículas en su desplazamiento,
pueden considerarse dos tipos de régimen: el régimen laminar y el turbulento.
Tal discriminación la proporciona la velocidad del líquido. En el caso del régimen laminar, el fluido circula a velocidad
reducida, caracterizándose sus partículas por moverse en línea recta según trayectorias paralelas al eje del tubo. Este tipo
de flujo es el ideal en las trasmisiones hidráulicas pero no siempre es posible. Tal y como se aprecia en (c), en este tipo de
régimen las partícular de aceite adheridas a la superficie del tubo permanecen quietas. La velocidad de dichas partículas va
aumentando desde dicha pared hasta el eje del tubo donde se hace máxima. Se considera velocidad media del fluido Vm, a
aquella velocidad supuestamente constante que haría circular un caudal determinado por unidad de tiempo.
Cuando los valores de la velocidad media alcanzan y sobrepasan un determinado valor, se dice que se ha llegado a lo que
se denomina velocidad crítica. A partir de ahí las partículas están dotadas de un movimento desordenado (figura b). La
distribución aproximada de las velocidades de las partículas se muestra en (d).
El tipo de régimen existente en una tubería puede determinarse mediante el número característico de Osborne Reynolds, que es
adimensinal y está referido a conducciones de sección circular. Tal número se obtiene a través de la expresión:
Re = (ρ*V*d)/(µ*g)
Donde:
ρ = Peso específico del líquido en Kp/dm3.
V = Velocidad media en m/s.
d = Diámetro interior de la tubería en mm.
µ = Viscosidad dinámica en Kp*s/m2.
g = gravedad en m/s2.
Investigaciones diversas demuestran que para tubos cilíndricos de pared lisa, la velocidad crítica o velocidad de transición de un
régimen laminar a uno turbulento se alcanza para un valor característico de Reynolds:
Re = 2300
En las conducciones empleadas en hidráulica no conviene superar este significtivo número. En el conjunto de la instalación ello no
es posible debido al elevado número de estrangulaciones y cambios bruscos en la dirección del fluido que se producen en los
propios componentes del circuito como en los distribuidores, los reguladores de caudal, las válvulas antirretorno y en los diversos
tubos y racores de unión que se emplean.
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Cavitación
La cavitación o aspiración en vacío es un efecto hidrodinámico que se produce cuando cualquier fluido en estado líquido
pasa a gran velocidad por una arista afilada, produciendo una descompresión del fluido debido a la conservación de la
constante de Bernoulli (Principio de Bernoulli). Puede ocurrir que se alcance la presión de vapor del líquido de tal forma que
las moléculas que lo componen cambian inmediatamente a estado de vapor, formándose burbujas o, más correctamente,
cavidades. Las burbujas formadas viajan a zonas de mayor presión e implotan (el vapor regresa al estado líquido de
manera súbita, «aplastándose» bruscamente las burbujas) produciendo una estela de gas y un arranque de metal de la
superficie en la que origina este fenómeno.
La implosión causa ondas de presión que viajan en el líquido. Estas pueden disiparse en la corriente del líquido o pueden
chocar con una superficie. Si la zona donde chocan las ondas de presión es la misma, el material tiende a debilitarse
metalúrgicamente y se inicia una erosión que, además de dañar la superficie, provoca que ésta se convierta en una zona
de mayor pérdida de presión y por ende de mayor foco de formación de burbujas de vapor. Si las burbujas de vapor se
encuentran cerca o en contacto con una pared sólida cuando implosionan, las fuerzas ejercidas por el líquido al aplastar la
cavidad dejada por el vapor dan lugar a presiones localizadas muy altas, ocasionando picaduras sobre la superficie sólida.
El fenómeno generalmente va acompañado de ruido y vibraciones, dando la impresión de que se tratara de grava que
golpea en las diferentes partes de la máquina.
Velocidades del fluido en circuitos
En la figura siguiente se representa un circuito convencional esquemático y simplificado al máximo. En él pueden
apreciarse los cuatro tipos de tuberías que conforman cualquier circuito:
Las de aspiración (1) son tuberías que discurren desde el interior del aceite del depósito hasta la entrada de la
bomba. El extremo libre de la tubería debe encontrarse sumergido en el aceite con objeto de evitar la aspiración de
aire. Debe procurarse que sean de la menor longitud posible, el diámetro interior deberá ser grande para que la
velocidad sea lenta y no forzar la aspiración de la bomba. Por estas tuberías circula el aceite a la velocidad más
lenta de todo el circuito. Son tuberías que en general no soportan presión.
Los conductos de presión (2) son tuberías que van desde la salida de impulsión de la bomba hasta el
correspondiente distribuidor del actuador. En estas tuberías la velocidad puede ser la más rápida y se encuentran
sometidas a la mayor presión que se produce en el circuito (excepción en algún caso de regulación de velocidad y
de los multiplicadores de presión).
Las tuberías de retorno (5) son tuberías por las que el aceite retorna desde el distribuidor hasta el depósito. Deberá
analizarse el caudal que realmente circula por ella. En éstas, el fluido circula sin apenas presión.
Las tuberías de distribución hacia los actuadores (3) y (4) son tuberías que cumplen la doble función de tuberías de
presión y retorno, dependiendo del sentido de movimiento del actuador. En estas tuberías es necesario buscar un
cierto equilibrio, se trata de dimensionarlas como tuberías de presión pero con cierta generosidad para que cumplan
adecuadamente también la función como tuberías de retorno. Además el caudal puede no ser el mismo según el
sentido del movimiento.
Tuberías
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Valores de cálculo
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Aspiración
V = 1 m/s
Presión
V = 4 m/s
Retorno
V = 2 m/s
Para resolver problemas básicos de diseño se utilizará el "valor de cálculo". Luego se determinará el valor comercial,
siempre igual o superior al diámetro interno mínimo.
Potencia y rendimiento
Para determinar la potencia necesaria en una máquina, poco importa si se realiza a través de un sistema hidráulico o
mediante una transmisión mecánica convencional. El trabajo final siempre será el mismo independientemente del medio de
transmisión utilizado; la potencia necesaria en uno y otro caso tambén lo será. Únicamente habrá que tener en cuenta en el
cálculo real la potencia motriz y el rendimiento total de la instalación, que puede ser diferente en el caso de la transmisión
mecánica convencional o de la transmisión hidráulica.
En el caso de un movimiento lineal como el que se desarrollaría un cilindro, la potencia mecánica del vástago será:
NKW = (F*V) / 100
Siendo:
NKW = Potencia en KW.
F = Fuerza en daN.
V = Velocidad en m/s.
o bien:
NCV = (F*V) / 73,5
Siendo:
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NCV = Potencia en CV.
F = Fuerza en daN.
V = Velocidad en m/s.
Este caso ha sido referido a potencia mecánica o a la potencia que realiza trabajo, sin tener para nada en cuenta que se
trata de una transmisión hidráulica donde la velocidad de traslación del vástago, en el caso de movimiento lineal, y la de
giro del eje en los circulares, dependerá del caudal del aceite que proporciona la bomba.
Suponiendo nulas las pérdidas energéticas en la instalación o rendimiento donde se incluye la propia bomba, las tuberías,
los racores, los componentes diversos y los órganos receptores como los cilindros, los motores y los actuadores de giro, la
potencia hidráulica en la bomba tendrá que coincidir necesariamente con la potencia mecánica mencionada.
NKW = (P*Q) / 612
Siendo:
NKW = Potencia en KW.
P = Presión de la bomba en bar.
Q = Caudal de la bomba en l/min.
o bien en esta otra:
NCV = (P*Q) / 441
Siendo:
NCV = Potencia en CV.
P = Presión de la bomba en bar.
Q = Caudal de la bomba en l/min.
Es evidente que esta potencia en el componente matriz, o sea, en el motor, será insuficiente para desarrollar la potencia
mecánica necesaria en el vástago del cilindro o a la salida del motor hidráulico. La razón se encuentra en que es preciso
considerar el rendimiento global de la instalación. En este rendimiento pueden considerarse cuatro partes diferentes: la
bomba, las tuberías, los aparatos diversos y los actuadores.
En lo que a la bomba se refiere, por una parte se tiene en cuenta el rendimiento volumétrico (depende de las fugas internas
que se producen en la bomba) y, por otra parte, el rendimiento mecánico (fricciones entre elementos mecánicos, fricción
del aceite con las paredes y fricción de las propias partículas del fluido).
El rendimiento total será pues:
ηb = ηv * ηm
Donde:
ηb = Rendimiento de la bomba en %
ηv = Rendimiento volumétrico en %
ηm = Rendimiento mecánico en %
El rendimiento de la instalacón hidráulica excluida la bomba y el actuador, es complejo y, por tanto, como no es posible
garantizar cierta precisión en el cálculo teórico de las pérdidas, haremos una valoración global basada en la experiencia.
ηi = Rendimiento de la instalación excluidas la bomba y el actuador %
Las pérdidas que se originan en cilindros, motores y actuadores lineales son de naturaleza similar a las originadas en la
bomba: pérdidas de caudal al pasar éste de una a otra cámara del pistón de los cilindros, pérdidas por fricción, etc. El
rendimiento total de tales elementos será:
ηa = ηv * ηm
Donde:
ηa = Rendimiento del actuador en %
ηv = Rendimiento volumétrico en %
ηm = Rendimiento mecánico en %
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Lo anteriormente expuesto en cuanto a rendimiento se refiere, lleva a considerar un rendimiento total de la instalación que
habrá que tener en cuenta al evaluar la potencia necesaria en el motor que se encargará de accionar la bomba del sistema.
El rendimiento total se obtiene:
ηt = ηb * ηi* ηa
Para terminar, el valor de la potencia necesaria en el motor del sistema hidráulico se obtendrá añadiendo el rendimiento
global:
NKW = (P*Q) / (612*ηt)
o bien:
NCV = (P*Q) / (441*ηt)
Actividad
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Caudal, velocidad y seccion:
2.1.- Demostrar la fórmula V = Q /(6*S), sabiendo que se cumple cuando la velocidad viene dade en m/s, el caudal
en l/min y la sección en cm2.
2.2.- Por una tubería de 3/8 de pulgada de diámetro interno se desplaza el aceite a una velocidad media de 0.75
m/s. ¿Cuál es el caudal en l/min?.
2.3.- ¿Qué diámetro interno debe tener una tubería por la que circulan 60 l/min a una velocidad media de 3 m/s?
2.4.- Si la velocidad del fluido por una tubería de 10 mm de diámetro interno es de 3.5 m/s, calcular el volumen de
líquido que circula por minuto.
2.5.- Qué diámetro interno de tubería se debe utilizar para que un caudal de 25 l/min circule a una velocidad de 5.5
m/s.
2.6.- Qué caudal pasa por una tubería de 3/4" de diámetro interno si la velocidad del fluido en ella es de 4.6 m/s.
2.7.- Por una tubería de 30 mm de diámetro interno circula aceite a razón de 20 l/min. Hallar la velocidad media con
la que fluirá el aceite por un punto en el que la tubería se estrecha hasta un diámetro de 20 mm.
2.8.- Por una tubería de 30 mm de diámetro interno circula aceite a razón de 20 l/min. Hallar la velocidad con que
fluirá el aceite si pasa por una tubería de 20 mm de diámetro.
2.9.- ¿Qué caudal se debe suministrar a un cilindro 60/40/300 de doble efecto y de un solo vástago si el tiempo de
salida del vástago se tiene que realizar en 2 segundos?. Con este mismo caudal, ¿Qué tiempo tardará en
retroceder? (Suponer rendimiento volumétrico ηv = 1)
2.10.- A qué velocidad avanza y retrocede un cilindro 50/25/500 de doble efecto y de un solo vástago si es
alimentado con un caudal de 30 l/min?. (Suponer rendimiento volumétrico ηv = 0.95 para el avance y ηv = 0.98 para
el retroceso).
Viscosidad:
2.11.- En un ensayo en el viscosímetro de Engler, una cantidad de 200 cm3 de aceite a 40ºC ha tardado 115 s. Si la
misma cantidad de agua a 20ºC tarda 51.6 s, ¿cuál es la viscosidad en ºE?
2.12.- Cúal será la viscosidad en ºE de un aceite que a la temperatura de 40ºC tiene una viscosidad de 50 cSt.
2.13.- Cúal será la viscosidad en ºE de un aceite que a la temperatura de 20ºC tiene una viscosidad de 92 cSt.
2.14.- Cúal será la viscosidad en Centistoke de un aceite que tiene una viscosidad de ºE20 = 11.35.
Sección tuberías:
2.15.- ¿Cuál debe ser el diámetro mínimo y el diámetro comercial de una tubería de aspiración para que la velocidad
del fluido en esta tubería se encuentre entre los valores admisibles, cuando se cuenta con una bomba que da un
caudal de 16 l/min?
2.16.- ¿Cuál debe ser el diámetro mínimo y el diámetro comercial de una tubería de retorno a tanque para que la
velocidad del fluido en esta tubería se encuentre entre los valores admisibles, suponiendo que se descargan por
dicha tubería 30 l/min?
Rendimiento y potencia:
2.17.- Determinar la potencia necesaria en un elevador que debe elevar una carga de 2 Tn a una velocidad de 1.5
m/s. Despreciamos pérdidas en las trasmisiones.
2.18.- Demostrar la fórmula N = (P*Q)/441 sabiendo que se cumple cuando P viene dada en bar, Q el l/min y N en
CV.
2.19.- Calcular la potencia que se disipa en un estrangulamiento sabiendo que por él pasa un caudal de 80 l/min y
que la presión antes del estrangulamiento es de 10 Kp/cm2 y tras él de 70 Kp/cm2. Solución en Kw y CV.
2.20.- Suponiendo pérdidas nulas. ¿Cuál debe ser la potencia en CV de un motor de arrastre para una bomba
hidráulica que debe ser capaz de dar un caudal de 8 l/min con una presión máxima de 70 bar?.
2.21.- ¿Cuál será el rendimiento total de la bomba σb, cuando el rendimiento volumétrico es de 0.92 y el rendimiento
mecánico es del 85%?
2.22.- Suponiendo una bomba con rendimiento volumétrico de 0.92 y el rendimiento mecánico de 85% ¿Cuál debe
ser la potencia en CV de un motor de arrastre para una bomba hidráulica que debe ser capaz de dar un caudal de 8
l/min con una presión máxima de 70 bar?.
2.23.- De una instalación hidráulica tenemos los siguientes datos:
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rendimiento volumétrico de la bomba ηv = 0.96
rendimiento mecánico de la bomba ηm = 0.89
rendimiento de la instalación excluidas bomba y actuador ηi = 0.79
rendimiento volumétrico del cilindro ηv = 0.98
rendimiento mecánico del cilindro ηm = 0.88
Se desea saber:
a) Rendimiento total de la bomba ηb
b) Rendimiento total del actuador ηa
c) Rendimiento total ηt
2.24.- ¿Cuál es el rendimiento mecánico de una bomba hidráulica que es capaz de dar un caudal de 4.3 l/min con
una presión máxima de 60 bar, si el rendimiento volumétrico es ηv = 0.98 y el motor de arrastre es de 1 CV?
2.25.- De una instalación hidráulica de un elevador tenemos los siguientes datos:
rendimiento volumétrico de la bomba ηv = 0.95
rendimiento mecánico de la bomba ηm = 0.83
rendimiento de la instalación excluidas bomba y actuador ηi = 0.72
rendimiento volumétrico del cilindro ηv = 0.99
rendimiento mecánico del cilindro ηm = 0.79
Potencia del motor de arrastre 5 Kw.
Velocidad de elevación 2m/s
Diámetro del pistón del cilindro 75 mm
Calcula la carga total máxima de elevación.
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Centrales hidráulicas y bombas
Objetivos
. Reconocer las distintas partes que constituyen las centrales hidráulicas.
. Estudiar los distintos tipos de bombas utilizadas en las instalaciones hidráulicas.
. Conocer los elementos que contienen y las características técnicas de los limitadores de presión.
Centrales hidráulicas:
Los grupos de presión, denominados también centralitas hidráulicas, integran en general como mínimo los siguientes
componentes: un motor, una bomba, un depósito de aceite, una válvula limitadora de presión, filtros, un manómetro, un
tapóm desvaporador y un nivel de aceite.
La función principal de los depósitos o tanques es almacenar el fluido hidráulico suficiente como para alimentar de aceite a
los elemntos de trabajo y garantizar también unas reservas mínimas en el circuito. También deben permitir, a través de sus
paredes, la disipación del calor que se genera en la instalación durante las fases de trabajo.
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1.- Tapón de vaciado.
2.- Filtro de aspiración.
3.- Aceite.
4.- Conducto de aspiración.
5.- Tapa que cubre la superficie superior del tanque.
6.- Tapón con triple función: Tapón del conducto de llenado, filtro de llenado, filtro de aire con desvaporador de aceite.
7.- Pared de chapa abierta en la parte inferior.
8.- Conducto de retorno del aceite.
9.- Fondo del tanque con ligera pendiente a ambos lados.
10.- Indicador de niveles (y temperatura).
Válvula limitadora de presión:
En todo sistema hidráulico debe montarse una válvula limitadora de presión con objeto de garantizar la protección de toda
la instalación. No se limita a los componentes hidráulicos y a las tuberías, sino también al propio motor eléctrico que
acciona la bomba.
1.- Motor eléctrico.
2.- Bomba.
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3.- Válvula limitadora.
4.- Tanque.
La válvula limitadora se encarga de reenviar el aceite al depósito una vez se ha superado en el circuito la presión a la
cualhan sido reguladas. Es muy importante tener en cuenta que cuando estas válvulas abren para descargar al depósito, lo
hacen a presión máxima. lo cual significa que el motor en ese momento está desarrollando también su máxima potencia y
realizando un trabajo inútil que se convierte en calor.
Cuando en la toma (1) de entrada de aceite se alcanza una determinada presión capaz de vencer la resistencia del resorte
(4), el cono de asiento, bola o cilindro de cierre (2), abre, y el aceite retorna al depósito por el conducto de escape (7). En el
cuerpo principal de la válvula (3) se aloja también el tornillo roscado (5) y el pequeño volante correspondiente, utilizados
para la regulación de la presión. La contratuerca (6) se emplea para bloquear el giro accidental del volante.
Bombas hidráulicas:
Las bombas hidráulicas son máquinas hidrostáticas cuya misión es la de alimentar los aparatos bajo una presión y caudal
determinados.
Existen diversos procedimientos y modelos de bombas, siendo las principales las que se relacionan y estudian a
continuación:
Bombas de accionamiento manual.
Bombas de engranajes.
Bombas de paletas.
Bombas de pistones (radiales y axiales).
Bombas de tornillo.
Las bombas son accionadas por motores que les imprimen una velocidad a partir de la cual pueden desarrollar su función
de poner el líquido en movimiento a una determinada presión. Los procedimientos de motorización más importantes son:
Motores eléctricos.
Motores de gasolina y gas-oil.
Las bombas que se utulizan en los circuitos hidráulicos empujan el aceite y lo obligan a circular por la instalación, tanto si
encuentra poca resistencia como si encuentra mucha, por lo que estas bombas se las denomina de flujo positivo y
suministran un caudal constante. También reciben el nombre de bombas volumétricas.
El caudal suministrado por las bombas volumétricas depende de su cilindrada, que es el volumen teórico de aceite que
desplaza por cada vuelta o revolución y su valor viene dado en l/min.
Q = ( V . n . ηv ) / 1000
siendo:
Q caudal en l/min.
V Volúmen o caudal geométrico que genera una bomba, en cm3.
n Velocidad de giro en rpm.
ηv Rendimiento volumétrico. Los rendimientos volumétricos de las bombas más utilizadas son del orden de:
Bomba de engranajes: 0.75 a 0.85
Bomba de paletas: 0.90 a 0.95
Bomba de pistones: 0.70 a 0.95
La presión se manifiesta en el momento en el que el fluido encuentra resistencia y que tendrá un límite en función al tipo de
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bomba de que se trate.
Bombas de accionamiento manual:
El funcionamiento de la bomba manual es el siguiente:
Al subir el émbolo se aspira el aceite, que irá llenando la cámara A, a medida que avanza, permaneciendo abierta la tapa 1
y cerrada la 2.
Al bajar el vástago se cierra 1 y se abre 2. En este movimiento el aceite contenido en la cámara A pasa a la cámara B.
Bomba de engranajes.
Las bombas de engranajes son las más utilizadas en aplicaciones hidráulicas, ya que abarcan una amplia gama de
utilizaciones:
Trabajan a presiones que pueden superar los 200 bar en régimen continuo y en una sola etapa.
Funcionan a velocidades comprendidas entre 500 y 3500 rpm.
Son de construcción sólida y de volumen reducido.
Existe una amplia gama de caudales, pero a caudal fijo.
El rendimiento en condiciones normales máximas oscila entre 85 y 90%, que baja rápidamente con el desgaste de
la bomba.
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Una bomba de engranajes consta básicamente de:
Una carcasa exterior que en su interior aloja los engranajes y en el exterior tiene los acoplamientos roscados para conectar
el conducto de aspiración por un lado y por el otro el conducto de impulsión.
En el interior de la carcasa están los dos engranajes o piñones, siendo uno el motriz o conductor y que está acoplado en el
exterior al eje del motor y el otro pinón el conducido. Los piñones están ajustados a la carcasa y tienen las holguras
normales entre dientes de ambos piñones, a través de los cuales el líquido aspirado es conducido hacia el lado de la
impulsión.
El caudal y la presión vienen dados por la capacidad o volumen que tienen los huecos u holguras entre dientes y el ajuste
entre los mismos. Los dientes de los piñones para uso en bombas tienen un tallado diferente que los convencionales.
Bombas de paletas.
Se utilizan para bajas presiones, pudiendo ser la cilindrada fija o variable.
Una bomba de paletas consta básicamente de:
Una carcasa de forma cilíndrica dentro de la cual y excéntrica a la misma gira un rotor sobre el cual van dispuestas
radialmente las paletas, que están alojadas en unas guías.
Al girar el rotor, las paletas son despedidas por la fuerza centrífuga contra las paredes de la carcasa en su parte interior,
formando cámaras entre paletas que al avanzar y aumentar el volumen durante el giro cra una depresión que aspira el
aceite que viene detrás para llenarlas. Una vez rebasado el punto de máxima excentricidad, el volumen de la cámara se va
reduciendo y el aceite es expulsado al circuito a una presión elevada.
Debido a los desequilibrios que se producen en el rotor por la presión, que se encuentra localizada en una determinada
zona del mismo, las aplicaciones de esta bomba están limitadas a casos en los cuales las presiones de trabajo no superen
los 70 bar. Los rendimientos globales de estas bombas suelen rodar el 80%.
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En la misma figura se muestra una bomba de paletas en la cual el efecto anteriormente mencionado ha sido resuelto
construyendo el alojamiento del rotor de forma elíptica y simétrica. Aquí se produce una doble aspiración y presión en lados
opuestos, con lo cual se produce un equilibrio de fuerzas y pares.
Las bombas de paletas se caracterizan por ser considerablemente más silenciosas que las de engranajes.
Las bombas de rotor no equilibrado pueden convertirse en bombas de caudal variable a base de modificar la excintricidad
de dicho rotor desplazando el anillo que sirve de alojamiento.
Bomas de pìstones:
Los pistones describen un recorrido alternativo, con lo que entran aspirando aceite, para luego expulsarlo hacia el circuito.
Son utilizadas para grandes presiones que pueden ser desde 150 hasta 2000 bar.
El rendimiento volumétrico para estas bombas puede llegar al 100%.
El caudal que pueden suministrar estas bombas llega hasta los 250 l/min.
Las velocidades de rotación son elevadas y pueden llegar a las 7000 rpm.
Las bombas de pistones pueden ser de caudal fijo o variable.
El caudal de estas bombas es muy regular cuando dispone de varios pistones.
Se distinguen tres tipos:
Bombas de pistones en linea:
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Tienen cilindrada fija. El rendimiento total puede llegar al 97%.
Presiones de servicio que pueden superar los 500 bar.
Construcción simple.
Bombas de pistones radiales:
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Pueden ser de cilindrada fija o variable.
La presión de servicio puede superar los 500 bar.
Estas bombas pueden alcanzar las 3000 rpm.
Se pueden independizar los caudales de cada pistón.
Bombas de pistones axiales:
Pueden ser de cilindrada fija o variable.
Las presiones de servicio pueden llegar hasta los 2000 bar.
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La regulación de caudal se consigue modificando el ángulo que forma el plato con el eje de la bomba, lo que hace variar la
carrera del pistón y con ella la cilindrada.
Bombas de tornillo:
Consta de un cuerpo (1) en cuyo interior se alojan trea husillos de perfil especial, engranando unos con otros. El husillo
central (2) es el motriz, y los dos laterales (3) los conducidos. Al girar dichos husillos, el caudal constante se desplaza
longitudinalmente aumentando progresivamente la presión.
Tienen buen rendimiento, sobre el 90%, pueden alcanzar presiones de hasta 180 bar y su eje puede girar a altas
velocidades (3000 a 5000 rpm).
Actividad
Caudal, cilindrada y rpm:
1.1.- ¿Cuál es el número de rpm al que debe girar una bomba
3
hidráulica cuyo volumen de extracción es de 40 cm /rev, para que
dé un caudal de 90 l/min? (Suponer rendimiento ηv = 1)
3
1.2.- ¿Qué magnitud tiene el volumen de extracción en cm /rev,
si una bomba hidráulica de engranajes suministra un caudal de
40 l/min a 1200rpm? (Suponer rendimiento ηv = 1)
1.3.- ¿Cuál
que se sabe
rendimiento
será la cilindrada de una bomba de paletas de la
que a 2000rpm da un caudal de 100 l/min? (Suponer
ηv = 0.95)
1.4.- El volumen de extracción de una bomba de engranajes es de
3
20 cm /rev. Con ella se desea obtener un caudal de 30 l/min. ¿a
qué velocidad debe girar el motor eléctrico que acciona la
bomba, suponiendo el acoplamiento directo? (Suponer rendimiento
ηv = 0.70)
1.5.- Una bomba debe suministrar un caudal de 30 l/min, pero
por fugas se pierden 0,5 l/min. Hallar el caudal real de la
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bomba,
su
rendimiento
representan la fugas.
volumétrico
y
el
porcentaje
que
1.6.- El volumen de extracción de una bomba de engranajes
3
internos es de 50 cm /rev. ¿A qué revoluciones tiene que girar
para poder disponer de un caudal de 100 l/min, sabiendo que el
rendimiento volumétrico de la bomba es del 90%?
Potencia y rendimiento:
1.7.- Calcular el rendimiento total de una bomba hidráulica,
sabiendo que su potencia hidráulica es 16 C.V. y la potencia
perdida 1,8 C.V.
1.8.- Calcular la potencia que pierde una bomba hidráulica de
rendimiento total ηt = 0.85, si la potencia hidráulica es de 40
CV.
1.9.- Sea una bomba hidráulica que, según su construcción,
tiene un caudal teórico de 4,070 l/min y en la que se
experimenta una pérdida de caudal de 0,204 l/min. Determinar el
caudal efectivo y el rendimiento volumétrico.Si el rendimiento
mecánico es del 87%, hallar el rendimiento total.
1.10.- Calcular la potencia del motor eléctrico necesario para
accionar las siguientes bombas, suponiendo el rendimiento del
motor η = 0,85.
3
a)De
engranajes:
50
cm /rev
Ptrabajo=100
bar
n=800rpm.
Rendimiento volumétrico ηv = 0.82 y rendimiento mecánico ηm =
0.85.
3
b)De paletas: 75 cm /rev Ptrabajo=140 bar n=900rpm. Rendimiento
volumétrico ηv = 0.92 y rendimiento mecánico ηm = 0.83.
3
c)De pistones radiales: 20 cm /rev Ptrabajo=400 bar n=1000rpm.
Rendimiento volumétrico ηv = 0.75 y rendimiento mecánico ηm =
0.87.
3
d)De pistones axiales : 1000 cm /rev Ptrabajo=300 bar n=1100rpm.
Rendimiento volumétrico ηv = 0.82 y rendimiento mecánico ηm =
0.85.
1.11.- Una bomba de émbolos o pistones axiales y plato
inclinado variable, da un volumen de extracción entre 0 y 150
3
cm /rev, dependiendo de la inclinación del plato. Sabiendo que
el motor eléctrico que la acciona gira a 400rpm, ¿entre qué
valores puede variar el caudal? (Suponer rendimiento ηv = 0.80)
1.12.- Una bomba dispone de 14 paletas. La capacidad de aceite
3
en cada cámara formada por 2 paletas consecutivas es de 20 cm .
La bomba es compensada en esfuerzos por lo que tiene 2 entradas
y 2 salidas diametralmente opuestas. Determinar el caudal que
nos brindará cuando
gire a
800rpm,
si su
rendimiento
volumétrico es del 85%.
1.13.- El número de dientes de la rueda matriz de una bomba de
engranaje es 10. La cámara formada por 2 dientes, el cuerpo y
3
las placas laterales admite un volumen de aceite de 4 cm .
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Girando el motor eléctrico a 450rpm,
bomba?. (Suponer rendimiento ηv = 0.75)
¿qué
caudal
dará
la
¿Qué habrá que hacer para que esa bomba dé un caudal de 270
l/min?
1.14.- Los 9 cilindros que componen una bomba
axiales tienen las siguientes características:
de
émbolos
Diámetro interior : 40 mm. Diámetro vástago:15 mm. Carrera: 30
mm.
Calcular el caudal que se puede obtener a 500rpm y a 650rpm.
(Suponer rendimiento ηv = 0.82 y rendimiento mecánico ηm = 0.87)
Cuando gire a 500rpm, si la presión máxima de trabajo es de 185
bar, ¿cuál será la potencia del motor eléctrico necesario
suponiendole un rendimiento del 70%?
1.15.- Una bomba hidráulica suministra un caudal de 15 l/min
2
venciendo una presión de 100 Kp/cm . Su rendimiento total es
85%. Calcular la potencia mecánica que se necesita en el motor
eléctrico para su accionamiento y la potencia perdida en la
bomba.
1.16.- La unidad primaria (bomba hidráulica) de una transmisión
tiene los siguientes rendimientos: ηv=0.88 y ηm=91,5% y la
unidad secundaria (motor hidraúlico): ηv=96% y ηm=98%. Calcular
el rendimiento total de la transmisión.(Suponer rendimiento ηi =
0.95)
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Accionamientos hidráulicos
Objetivos
. Saber clasificar los diferentes accionamientos hidráulicos.
. Conocer la constitución, funcionamiento y cálculo de los accionamientos hidráulicos.
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Son cuatro los tipos fundamentales de accionamientos hidráulicos:
Cilindros.
Motores.
Accionadores rotativos.
Pinzas.
De todos ellos, los más importantes son los cilindros, pues son los componentes de trabajo que con mayor frecuencia se
utilizan en las máquinas.
Cilindros de doble y simple efecto:
El principio de funcionamiento es el mismo para ambos casos, ya que al penetrar aceite en una de las cámaras, el pistón
avanz. En el de doble efecto el empuje tiene lugar en ambos sentidos, ya que, de forma alternativa, el aceite penetra en
una o en otra cámara ; en el de simple efecto sólo se alimenta una cámara a presión y, por tanto, el trabajo se realiza en
ese único sentido.
En la figura puede apreciarse la constitución interna de un cilindro de doble efecto donde se muestran los componentes
esenciales y el modo de funcionamiento. Al penetrar aceite a presión por el conducto (14) que alimenta a la cáma (13), el
pistón (5) y el vástgao (7) avanzan. Mientras tanto el aceite de la cámara (16) se desaloja hacia el tanque a través del
conducto (17). Para que el vástago se repliegue volviendo a su posición original, es preciso que se invierta el proceso; esta
vez el fluido debe penetrar por (17) hacia la cámara de retroceso (16) y, a la vez, el aceite presente en la cámara (13)
retornará a tanque a través del conducto (14).
Otros elementos que conforman este cilindro son:
1.- Tapa posterior.
2 y 8.- Purgador.
3.- Tuerca de fijación pistón-émbolo.
4.- Junta dinámica de estanqueidad
6.- Camisa o tubo.
9.- Junta de estanqueidad estática.
10.- Tapa anterior.
11.- Junta dinámica de cierre
12.- Anillo rascador.
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La figura muestra un cilindro de simple efecto. Es similar al de doble efecto en sus componentes esenciales. El aceite aquí
penetra en la cámara (1) de avance a través del orificio (7) para hacer avanzar el vástago, mientras tanto el aire del recinto
(4) es desalojado al exterior a través del conducto (5). Cuando el aceite de (1) se comunica libremente con el retorno a
tanque, el resorte (3) antagonista, que se halla comprimido, se expande y hace retroceder al vástago del cilindro a su
posición original.
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Actividad
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Presión, fuerza y superficie (Repaso):
1.1.- ¿A qué valor hay que ajustar la presión para un cilindro
de simple efecto, si éste tiene un émbolo de 60 mm. de diámetro
y ha de vencer una resistencia de 2000 daN? No se tendrá en
cuenta el peso propio del émbolo, el rozamiento ni la fuerza
del muelle.
1.2.- Con el émbolo de trabajo de un cilindro de simple efecto
de 100 mm. de diámetro ha de levantarse una carga. La presión
ajustada en la limitadora de presión es de 10 bar. Determinar
la carga máxima que podrá levantarse en daN. No se tendrá en
cuenta el peso propio del émbolo, el rozamiento ni la fuerza
del muelle.
1.3.- ¿Qué presión en bares, deberá actuar sobre la cámara
anterior de un cilindro de doble efecto 200/120/800, si la
resistencia que debe vencer en su avance es de 1500 daN?
1.4.- ¿Qué magnitud debe tener la presión en bar en el lado del
émbolo y la presión en lado del vástago, si tanto el avance
como el retroceso ha de proporcionar una fuerza de 3000 daN?
Démbolo=100
0.75)
mm.
Dvástago=
60
mm.
(Suponer
rendimiento
ηm
=
1.5.- En la placa de características de un cilindro de simple
efecto, constan los siguientes datos: Dpistón= 40 mm. Dvástago=
28 mm., carrera= 250 mm.. Pmáx= 120 bar.
Hallar:
La superficie del pistón.
La fuerza del pistón en daN para una presión de 20 bar.
(Suponer rendimiento ηm = 0.65)
1.6.- A las 2 cámaras de un cilindro de doble efecto, se manda
aceite a la misma presión. ¿Se desplazará el vástago? En caso
afirmativo, ¿en qué sentido?, ¿por qué?
Caudal, velocidad y sección (Repaso):
1.7.- ¿Qué caudal se debe suministrar a un cilindro 60/40/300
si la salida del vástago se tiene que realizar en 2 segundos?
Con ese caudal, ¿qué tiempo tardará en retroceder? (Suponer
rendimiento ηv = 1)
1.8.- ¿Con qué velocidad sale el vástago de un
50/25/500 si es alimentado con un caudal de 30 l/min?
cilindro
(Suponer rendimiento ηv = 1)
1.9.- Una bomba de engranaje suministra un caudal de 12 l/min.
Dicho caudal actúa sobre un cilindro de simple efecto con un
émbolo de trabajo de 100 mm. de diámetro. Calcular la velocidad
de avance del émbolo de trabajo. (Suponer rendimiento ηv = 1)
1.10.- En un cilindro de doble efecto, con émbolo de 150 mm. De
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diámetro y vástago de 80 mm. de diámetro, ¿qué velocidades de
avance y retorno se obtienen si en ambos lados actúa un caudal
de 50 l/min? (Suponer rendimiento ηv = 1)
Problemas mixtos. (Repaso general):
1.11.- En la placa de características de un cilindro de doble
efecto constan los datos:
Dpistón= 40 mm.; Dvástago= 28 mm.; carrera= 250 mm. y Pmáx=
50 bar. La bomba proporciona un caudal de 8 l/min.
Hallar:
Las fuerzas en avance y en retroceso.
Las velocidades del pistón en avance y retroceso.
(Suponer rendimiento ηv = 0.75 y ηm = 0.67)
1.12.- El diámetro interno de un cilindro es de 100 mm.. El
diámetro del vástago de 20 mm. y la carrera de 800 mm. (Suponer
rendimiento ηv = 0.85 y ηm = 0.57)
a) Si al cilindro le llega un caudal de 20 l/min, ¿ cuánto
tiempo tardará en el avance y cuánto en el retroceso?
b) Si este cilindro debiera de tardar 6 segundos
avance,¿qué caudal le tendríamos que suministrar?
en
el
c) Suponiendo que en el caso anterior (b), la presión de
trabajo es 30 bar, hallar la potencia de la bomba y la del
motor eléctrico para estas acciones, si el rendimiento se este
motor es de 0,85.
1.13.- Un cilindro de doble efecto vertical, debe elevar a 0,5
m una carga de forma cúbica de un metro de lado, de la que se
conoce su densidad 1,2 Kg/dm3. Suponiendo las resistencias en
las juntas de un valor de 10 daN, calcular las dimensiones del
cilindro necesario, si la presión de trabajo es de 75 bar.
(Suponer rendimiento ηv = 0.85 y ηm = 0.57)
¿Qué caudal habrá que suministrarle para que la carga ascienda
en 3 segundos?
1.14.- Se va a diseñar un circuito para un taladro en el que se
debe vencer un esfuerzo de 200 daN. Se dispone de una bomba de
50 l/min. La presión de trabajo interesa que sea de 40 bar.
(Suponer rendimiento ηv = 0.85 y ηm = 0.57)
Determinar:
a) El diámetro del cilindro necesario;
b) Los diámetros de las tuberías de aspiración y presión,
tomando como velocidades adecuadas las máximas recomendadas.
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Motores
Los motores hidráulicos son máquinas que transforman la energía del fluido en una energía mecánica de rotación.
Trabajan de forma inversa a como lo hacen las bombas y su constitución interna es prácticamente igual, tanto es así que
determinadas bombas pueden ser utilizadas alternativamente como bombas o como motores, simplemente modificando la
función de los conductos de aceite, que unas veces serán de admisión, para el caso de las bombas, y otras el mismo
conducto lo será de presión, en el caso de ser utilizadas como motores.
Principales tipos de motores hidráulicos:
Motores de engranajes:
De igual tecnología que las bombas de engranajes.
Son motores de gran sencillez a la vez que económicos, pero tienen el inconveniente de que su par de arranque es bajo
(=<60% del par teórico).
Se utilizan para presiones de hasta 70 bar, con un rendimiento total del orden del 80%.
Es irregular si se solicitan velocidades bajas.
Se puede cambiar el sentido de rotación del eje cambiando la alimentación.
Motores de paletas:
El par generado se consigue por efecto de la presión del aceite sobre las paletas móviles del rotor, y que al arrastrarlas lo
hace girar. Cuanto mayor sea el ajuste de las paletas con la pared interior del cárter, mayor rendimiento tendrá el motor.
Estos motores admiten presiones medias de hasta 200 bar.
Motores de pistones:
En este caso, el motor de pistones tiene un funcionamiento inverso al de las bombas del mismo tipo.
Se distinguen dos tipos de motores a pistones:
a) Motores axiales.
Permiten velocidades rápidas de hasta 400 rpm.
Estos motores pueden ser de cilindrada fija o variable.
b) Motores radiales.
En estos motores los pistones están dispuestos de forma radial al eje del motor.
Permiten velocidades más lentas, pudiendo desarrollar pares elevados.
Actividad
Potencia y rendimiento (Repaso):
2.1.- El rendimiento volumétrico de un motor hidráulico es del
85%, el rendimiento mecánico del 95%. Calcular el rendimiento
total del motor.
2.2.- Para el motor del ejercicio anterior. Determinar la
potencia en CV que desarrolla si la presión de entrada es de 70
bar, la presión de salida de 5 bar y el caudal de 2 l/min.
Caudal, cilidrada y rpm (Repaso):
2.3.- Un motor hidráulico alcanza una velocidad de 500 rpm. con
un caudal de aceite de 2.5 l/min. Determinar la cilindrada en
cm3/revolución. (Suponer rendimiento ηv = 0.85 y ηm = 0.57)
2.4.- Determinar el caudal necesario en un motor hidráulico con
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una cilindrada de 75 cm3/revolución si debe girar a una
velocidad de 450 rpm. (Suponer rendimiento ηv = 0.90 y ηm =
0.62)
Accionadores rotativos:
Los accionadores rotativos son componentes que transforman de forma directa, al igual que ocurre con los motores, la
energía hidráulica del aceite en energía de rotación de un eje.
Interiormente y de forma mecánica, puede existir una transformación de un movimiento lineal en otro rotacional, como
ocurre con los accionadores de piñón y cremallera,
o bien tal rotación puede obtenerse directamente, tal y como ocurre con los accionadores de paletas.
A diferencia de los motores hidráulicos, los accionadores rotativos se caracterizan porque los giros del eje son sólo
parciales, no superando en general una vuelta completa, además de que las velocidades de giro del eje suelen ser más
lentas que en los motores.
Pinzas hidráulicas:
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Se pueden clasificar en dos grupos: las pinzas de apertura angular y las pinzas de apertura paralela.
Al igual que ocurre con los cilindros, las pinzas pueden ser de doble y de simple efecto, estas últimas con retorno de las
garras a su posición inicial mediante la acción de resortes internos que llevan incorporados.
En la figura siguiente se muestra una pinza de apertura paralela de tres garras que también puede ser de doble o simple
efecto.
Es una pinza especialmente concebida para el amarre de piezas cilíndricas, tanto desde la parte exterior, sujetando la
pieza por contracción o cierre de garras, como desde la parte interior sujetando por expansión o apertura de las garras. Un
caso típico de este tipo de pinzas es la de los platos hidráulicos de amarre en piezas de tornos de mecanizado. En este
caso, y al ser el plato giratorio, la alimentación del aceite se realiza a través de sofisticadas válvulas giratorias.
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Válvulas direccionales
Objetivos
. Conocer la constitución y funcionamiento de las válvulas direccionales clásicas
Válvulas direccionales:
Son componentes hidráulicos encargados de dar paso al fluido hidráulico por un conducto, impedir dicho paso o cambiar de
dirección y sentido del mismo en un circuito cualquiera. Generalmente se les asigna la función de gobernar el arranque,
parada y cambio de sentido de movimiento de los vástagos de los cilindros, de los ejes de los motores hidráulicos o de los
accionadores rotativos. Aunque es en esta taréo donde encuentran su mayor aplicación, también son utilizadas estas
válvulas para otras funciones, como son la de direccionar el fluido hacia los pilotajes de otras válvulas, hacia la descarga de
los depósitos, hacia los manómetros, tec.
En estas válvulas clásicas, el paso de fluido por su interior se produce de la forma todo o nada. Esta aclaración carecería
de interés si no fuera por la irrupción con fuerza en el mercado en los últimos tiempos de las denominadas válvulas
proporcionales. Existen dos tipos, de asiento y de corredera.
La válvula de asiento tiene una tasa de fugas muy baja, pero la mayor desventaja es la proporción espacio/caudal, algo que
viene motivado por su construcción. Esto implica que una válvula de asiento tenga siempre un caudal más reducido que
una válvula de corredera con un ancho constructivo equivalente, siempre que se trate de versiones independientes de la
presión. La razón de esto es el mayor coste constructivo, pues en las válvulas dependientes de la presión, la presión de
mando depende de la presión de trabajo. Esto es así porque durante la circulación del aceite en la válvula, el área inferior
es mayor que el área superior (véase la figura anterior)y no siempre sobre ambas áreas actúa la misma presión de trabajo,
por lo que se produce así un desequilibrio de fuerzas que debe ser compensado.
Es necesario observar también que este tipo de construcción de válvulas no siempre está libre de solapamiento. Según la
construcción es posible que se produzcan interferencias del flujo entre los canales durante la fase de conmutación. Esto
ocasiona fugas y ruidos innecesarios.
Así como en las válvulas de asiento las fuerzas de accionamiento son relativamente altas, en las válvulas de corredera son
claramente más bajas. Y es que en este caso no es necesaria una conmutación frente a fuerzas originadas por la presión
de trabajo. El problema del solapamiento se soluciona igualmente de forma muy sencilla (por las dimensiones de la
corredera). Por contra, tiene una tasa de fugas mayor. Vamos a estudiar únicamente la válvulas de corredera:
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En la figura anterior se muestra la válvula con la corredera en reposo y, por tanto, en posición central, donde como puede
apreciarse las conexiones (P), (A), (B) y (R) se encuentran cerradas, sin que el aceite pueda entrar ni salir.
Empujando a la corredera hacia la derecha, tal y como se muestra en (b), se comunicará la entrada de presión (P) con (A)
para hacer avanzar el vástago del cilindro; mientras, se comunicará (B) con (R) para permitir el retorno del aceite de la
cámara delantera hacia el depósito. Si se empuja la corredera hacia el extremo opuesto, tal y como se muestra en (c), se
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producirá el retroceso del vástago ya que se comunicará (P) con (B) y (A) esta vez lo hará con el retorno (R) al depósito.
Variación de la respuesta de una válvula en función de la colocación de diferentes correderas:
Para una misma válvula podemos elegir diferentes tipos de corredera, de forma que se consiguen estados intermedios
diferentes. A parte de otras características como pérdidas de carga, lo más significativo es el estado de conexión de las
viás en la posición intermedia.
El tipo de accionamiento directo se emplea en válvulas de reducido tamaño donde el caudal de paso de fluido que admite
es limitado. En el caso de caudales mayores, que requerirían un electroimán voluminoso y de gran potencia (en el caso de
accionamiento eléctrico, aunque esto es extensible a otros tipos de accionamientos), lo que se hace es utilizar válvulas
principales con la corredera accionada hidráulicamente mediante el pilotaje de otra de reducido tamaño y gobernada
electromagnéticamente (o por el accionamiento original), tal y como se muestra en la figura siguiente.
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Válvulas de regulación, control y bloqueo
Objetivos
. Conocer la constitución y funcionamiento de las válvulas de regulación, control y bloqueo.
Válvulas antirretorno:
Son aquellas que son capaces de permitir el paso de aceite en un sentido e impedir que lo haga en sentido contrario.
En la figura se muestra de forma esquematizada tres tipos de válvulas antirretorno simples. (En a) cierre por bola, b) por
asiento cónico y c) por asiento plano). En todos los casos se aprecia fácilmente el sentido libre de circulación del fluido, que
en este caso es de izquierda a derecha, y el de bloqueo que es de sentido contrario.
Otro tipo de válvula antirretorno muy utilizada en circuitos es la válvula antirretorno con desbloqueo hidráulico.
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Se trata de unas válvulas que permiten la circulación del fluido en un sentido y la impiden en el contrario, pero puede
eliminarse este impedimento mediante un pilotaje. En la figura anterior puede observarse claramente su funcionamiento
En la posición de cierre el muelle está empujando la bola contra su asiento. Se permite el paso desde A a B pero no desde
B hacia A. Si se aplica presión a la vía piloto X entonces el pistón empuja la bola contra el muelle permitiendo pasar el
fluido de B hacia A.
Esta válvula se utiliza en el caso en el que se requiere impedir en determinados momentos, el desplazamiento de un
cilindro en un sentido, mientras que en otros instantes esn ecesario anular tal impedimento. En el caso del circuito de la
figura siguiente, se desea impedir que la carga F descienda.
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Una válvula corredera 4/3 con posición central de bloquéo no habría servido debido a la tasa de fugas que haría que con el
tiempo la carga fuera descendiendo. El antirretorno pilotado es una válvula de asiento y su tasa de fugas es prácticamente
nula.
Válvulas reguladoras de caudal:
La función principal de las válvulas reguladoras de caudal o de flujo es la de controlar la cantidad de aceite que se envía a
los actuadores o componentes de trabajo. El caudal máximo no puede ser nunca superior al que genera la misma bomba;
en general los reguladores de caudal limitan el paso del mencionado caudal, enviando el resto de fluido hacia el depósito a
través de la válvula limitadora de presión.
La forma ideal de regular el caudal de aceite es incorporando en el circuito una bomba de caudal variablecapaz de enviar al
actuador justamente el caudal que dicho actuador la demanda en cada momento. La potencia consumida por el motor de la
centralita, será también la justa y necesaria como para poder desarrollar el trabajo. La razón principal por la cual se instalan
en los circuitos las válvulas reguladoras de flujo, son sensiblemente más económicos que las mencionadas bombas de
caudal variable.
En la figura siguiente se muestra una válvula estranguladora con válvula antirretorno incorporada, que permite que el
caudal pueda ser regulado en un sentido y, en cambio, en sentido contrario circula libremente sin tener que pasar por la
estrangulación.
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Válvulas reguladoras de presión de dos etapas:
En el apartado "Centrales hidráulicas y bombas" hemos visto una válvula limitadora de presión simple. Pero este tipo de
válvulas posee limitaciones en cuanto al caudal de circulación y a operatividad para realizar el "venting". Es preciso
presentar primero la válvula limitadora de dos etapas o "precomandada".
Esta válvula está formada por un módulo auxiliar (1) o válvula de regulación, cuya forma es igual a la válvula limitadora
simple. En la parte inferior de este módulo va montado el cuerpo principal (11) o módulo de circulación de aceite.
El funcionamiento se produce del siguiente modo: el aceite penetra por (P) del cuerpo principal hacia la cámara (2) de la
válvula auxiliar. Cuando la presión alcanza cierto valor, el asiento cónico (3) abre y el aceite se dirige hacia el conducto
(10), que comunica con el retorno general al depósito (T).
Supongamos ahora que el nivel de presión en las cámaras (P), (8) y (2) no es lo suficientemente elevado como para abrir
el cono (3). El colchón de aceite que existe en (8) y el resorte (7), impiden que el nucleo principal con asiento cónico (9)
retroceda, a pesar de existir una presión en (P) que tiende a levantar dicho asiento cónico. Cuando la presión alcanza el
valor de apertura del cono (3) de la válvula auxiliar, se produce una descompresión en la cámara (8) permitiendo la
apertura del cono (9). Mientras fugue aceite a tanque por la válvula reguladora, y debido a que el aceite fluye a través de un
orificio practicado en el cono, la presión en la parte superior será menor que la inferior. De esta forma, mientras se
mantiene dicha presión, el aceite de descarga desde (P) hacia (T) directamente, donde sin presión se dirige hacia el
depósito.
De esta forma pueden gobernarse grandes caudales.
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Las válvulas de descarga en vacío son válvulas reguladoras de presión de dos etapas en las cuales se incluye una
pequeña variante.
Tal variante consiste en una toma de pilotaje (x) o toma para control remoto. Si se permite que el aceite fugue a tanque a
través de (x), el cono abre el escape a tanque a presión nula.
En aquellos circuitos en los que ningún accionamiento funciona mientras la bomba expulsa aceite, si el aceite volviera a
tanque a través de la válvula limitadora de presión, tendríamos un consumo excesivo de energía y un calentamiento
innecesario del aceite. El problema se soluciona con este tipo de válvulas (Se dice que hacemos "venting") descargando
libremente sin presión el aceite a tanque mientras no sea necesario.
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Circuitos hidráulicos básicos
Objetivos
. Conocer los circuitos hidráulicos básicos.
. Saber montar los circitos hidráulicos básicos.
. Conocer las características técnicas de las instalaciones básicas.
Lo visto anteriormente ha servido para adquirir conocimientos suficientes sobre la cosntitución interna y las funciones que
realizan la mayoría de los componentes de un circuito hidráulico. Se poseen pues a estas alturas conocimientos suficientes
como para hacer una primera incursión en el mando hidráulico a través de circuitos que son considerados como básicos.
Circuitos elementales:
En la figura siguiente se muestra un circuito muy elemental previsto para gobernar un cilindro de doble efecto.
Cualquier circuito, bien se considere elemental, o bien se considere más complejo, debe integrar por lo menos los
componentes que aquí se presentan, es decir, la centralita hidráulica para generar la presión y caudal, y que a su vez
contiene el depósito (8), la bomba (5), el motor de accionamiento de dicha bomba (6), el filtro de aspiración (7) de la
bomba, la válvula de máxima presión o de seguridad (4) y el manómetro (3). Fuera de la centralita se encuentra el
distribuidor o válvula bidireccional (2) y el actuador, en este caso el cilindro (1).
A excepción del manómetro (3), todos los elementos mencionados son necesarios para hecer funcionar un circuito
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hidráulico cualquiera.
Para hacer avanzar el vástago del cilindro (1), se desplaza hacia la izquierda la corredera del distribuidor (2), y el aceite
pasa de (P) a (A) dirigiéndose hacia la cámara de avnce del cilindro, tal y como puede apreciarse en (b) de la misma figura.
Mientras tanto el aceite de la cámara delantera retorna al depósito a través de los conductos (B) y (R) del distribuidor.
Cuando la corredera del distribuidor se lleva nuevamente a la posición central mostrada en (a), el vástago del cilindro deja
de moverse. Al desplazarse ahora la corredera del distribuidor en sentido contrario, el vástago del cilindro retrodecerá hasta
su posición de reposo, ya que el aceite pasará de (P) a (B) para abastecer la cámara de retroceso, y mientras tanto, el
aceite de la cámara de avance retornará al depósito a través de (A) y (R) del distribuidor, tal y como se muestra en (c).
En la figura se muestra el mismo circuito anterior, pero aquí, el cilindro ha sido sustituido por un motor hidráulico reversible
(1).
Parece conveniente incluir aquí algunos elementos auxiliares tanto para el tratamiento del aceite como para la protección
del manómetro.
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El nuevo filtro (10) es un filtro de retorno instalado en el circuito común del retorno de todos los aparatos, o sea, de los
componentes (2), (9) y (4). El circuito puede ir dotado de un solo filtro, situado bien en la aspiración (7), bien en el
mencionado retorno (10), o también, y para obtener un mayor grado de filtraje, pueden montarse los dos. También existen,
aunque empleados con menor frecuencia los filtros que se montan en las líneas de presión.
La válvula (9) de tres vías y de accionamiento manual, se ha instalado para poteger el manómetro (3) de presiones
innecesarias. Bastará con pulsar la corredera de la (9) para comunicar esta presión del circuito al manómetro. De esta
forma se evita la fatiga de la aguja indicadora.
Las transmisiones por circuito cerrado son poco habituales en hidráulica.
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En la figura se muestra un ejemplo de este tipo proyectado para accionar un motor. Este motor (1) (posiblemente en el
extremo de una articulación que exige poco peso) reproduce los movimientos del motor eléctrico (3) (situado sobre una
plataforma fija). El circuito hidráulico actúa de trasmisión de movimientos. El ajuste del caudal de la bomba permite
esablecer la relación de par y velocidad en dicha transmisión. Más adelante veremos otro circuito más completo con
algunos componentes auxiliares.
Descarga de la bomba al depósito:
Según la frecuencia de funcionamiento del actuador de una máquina, puede ser conveniente que la bomba con su motor
de accionamiento se encuentren premanentemente en marcha, o por el contrario, se hagan funcionar cuando realmente
sea preciso. Suponiendo el primer caso, al impulsar aceite la bomba de forma continua es preciso reenviar dicho aceite al
depósito, sin presión, a través de alguno de los siguientes procedimientos:
a) Descarga directa a depósito:
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Se trata del mas sencillo. La posición central de la corredera del distribuidor (1) permite, directamente y a través de ella,
reenviar nuevamente el caudal hacia el depósito desde (P) hacia (R) del distribuidor.
Tales centros de corredera de válvulas distribuidoras no siempre son posibles, (en circuitos con más de un accionamiento,
con acumulador de presión, ...)Así, ocurre con frecuencia que la entrada (P) de tales válvulas (1), en posición central, se
encuentra cerrada.
b) Descarga a través de la válvula auxiliar.
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En este circuito la descarga en vacío se lleva a cabo a través de la válvula (2) instalada para este fín. Cada vez que la
corredera de la (1) se desplaza para dar paso al fluido desde (P) hacia (A) o (B), es preciso también accionar a la corredera
de la (2) para que cambie de posición e interrumpa el paso de aceite hacia el depósito.
c) Descarga por válvula de descarga en vacío. ("Venting"):
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Con este procedimiento se emplean los mismos elementos que en el caso anterior, pero con la ventaja aquí de que la
válvula de pilotaje (3) puede ser de pequeño formato, ya que a través de ella sólo pasará un pequeño caudal de pilotaje. La
descarga del caudal principal se produce directamente desde (P) a (T) de la válvula de descarga en vacío (2), que cumple
con una doble función.
Regulación de la velocidad.
La forma más simple de regular la velocidad de los actuadores es mediante la utilización de los reguladores de caudal y de
los denominados estranguladores, bien situándolos a la entrada del actuador, en el conducto de alimentación del fluido, o
bien situándolos a la salida.
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En la figura anterior se muestran procedimientos de regulación de velocidad a la entrada.. En el caso a) se utiliza un
regulador fijo unidireccional (2). Como puede observarse, tal componente estrangula el caudal de alimentación haciendo
que la velocidad de salida del vástago del cilindro (1) pueda ser variable. El caudal sobrante será reenviado al depósito a
gravés de la válvula limitadora de presión (3), que descragará dicho caudal a la presión máxima tarada en dicha válvula.
Es preciso aclarar que en todos los tipos de control de la velocidad donde intervienen reguladores o estranguladores, el
caudal sobrante al descargarse a la presión máxima, consume una energía inútil que se convierte en calor y, por tanto,
eleva la temperatura del aceite de forma indeseable. Esta energía perdida será direcatamente proporcional al caudal
sobrante de fluido y a la presión tarada en la válvula limitadora. Como puede apreciarse se ha utilizado un regulador de
caudal unidireccional que permite que al retornar el vástago a su posición original, el aceite circule libremente en sentido
contrario y, por tanto, no existe regulación de velocidad en el retroceso del vástago.
El procedimiento mostrado en (a) permite una valocidad de traslación del vástago constante, independientemente de la
carga sobre dicho vástago. Este tipo de regulación se recomienda principalmente cuando la carga es siempre positiva o, lo
que es lo mismo, cuando la carga externa no tiene tendencia a tirar del vástago como ocurre en algunas operaciones de
mecanizado por fresado.
El sistema de regulación mostrado en (b), mediante el cual se deriva el caudal hacia el depósito a través de una válvula
reguladora de caudal bidireccional (2), se recomienda cuando se desea obtener gran precisión en la regulación de la
velocidad. Si dicha válvula se encuentra totalmente abierta, el vástago del cilindro se hallará en reposo. Si se cierra el paso,
la presión aumenta de forma continua hasta que se iguala a la requerida por la fuerza necesaria en el actuador.
En la figura (a) anterior se muestra un sistema de regulación de velocidad a la salida, a través de un regulador
unidireccional (2). Éste es el procedimiento utilizado con mayor frecuencia, sobre todo cuando la carga exterior del vástago
es negativa y tiene tendencia a acelerar la velocidad del cilindro.
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En (b) de la misma figura se muestra la regulación a la salida también de la velocidad, pero en este caso tal regulación se
lleva a cabo en los dos sentidos de la marcha del vástago.
Desde el punto de vista técnico, la forma más satisfactoria de regulación de la velocidad es mediante la utilización de
bombas de caudal variable. Es la solución más costosa en lo que a economía se refiere.
Se trata de enviar al actuador (1) el caudal necesario para conseguir la velocidad requerida en el vástago. La gran ventaja
de este sistema frente a los otros radica en que en este caso no exite pérdida de energía apreciable.
Otra forma de variar la velocidad de un actuador, aunque esta vez de forma no continua, es decir, con dos, tres o más
velocidades, consiste en agrupar bombas de caudales fijos, pero mejor si éstos son diferentes.
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El circuito que se muestra ha sido concebido para lograr dos velocidades: la rápida o velocidad de aproximación, obtenida
sumando ambos caudales de las bombas, y la lenta o de trabajo, obtenida con solo el caudal de la bomba de menor
capacidad. Todo ello con la ventaja de que la transición de una velocidad a la otra se produce de forma automática sin
ningún tipo de manipulación exterior.
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En la figura anterior se representa un circuito a través del cual se consiguen también dos velocidades, pero esta vez
utilizando el clásico regulador de flujo (4) y una válvula auxiliar (3), de dos posiciones y dos vías. El accionamiento de esta
última válvula y del distribuidor bidireccional (5), es electromagnético en este caso, aunque la válvula (3) podría ser
accionada mecánicamente por el propio vástago del cilindro o por un mecanismo solidario a él. También el distribuidor (5)
podría ser accionado manualmente.
Una de las formas más modernas y sofisticadas de regulación de velocidad consiste en la utilización de distribuidores o
válvulas proporcionales.
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Estas válvulas están dotadas de una corredera que, en su desplazamiento, puede ocupar infinitas posiciones intermedias
entre las dos extremas. Según la posición de dicha corredera, son capaces de estrangular el caudal a voluntad,
simplemente modificando la corriente de alimentación de la bobina.
Control de la presión:
El control de la velocidad y de la presión son fundamentales en cualquier circuito hidráulico que desarrolle un trabajo: el
primero permite regular la velocidad de traslación o giro de los ejes de los componentes que realizan el trabajo, y la
segunda, la fuerza de actuación, o lo que viene a ser lo mismo, lo que se controla en general es la potencia del proceso.
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En la figura anterior se muestra un circuito concebido para trabajar a dos presiones máximas diferentes. Para ello se han
instalado dos válvulas limitadoras de presión, taradas a presiones diferentes. La (3) descargará a la presión más alta y la
(2) lo hará a la presión de menor valor. La electroválvula (1) se utiliza para asilar la segunda de las válvulas de la primera.
En la posición indicada en la figura, el circuito podrá trabajar a la presión máxima según la limitación de la (3), ya que la
otra se encuentra aislada. Al actuar la bobina de la (1) y establecer la comunicación con la limitadora de baja presión (2), el
circuito se encuentra en condiciones de ser descargado por ésta y, por tanto, no podrá superarse esta presión.
En cualquier parte cualquiera del circuito puede controlarse también la presión instalando, bien limitadoras de presión, o
bien válvulas reductoras.
En la figura anterior se muestran dos formas diferentes de control de la presión en la cámara de avance del vástago de un
cilindro.
El control de (a) se realiza a través de una válvula limitadora de presión que deberá tararse por debajo de la presión
máxima del circuito general. Para la apertura de dicha válvula bastará con que el esfuerzo antagonista sobre el vástago
haga aumentar la presión lo suficiente como para producir la apertura, que garantizará sobre el avance de dicho vástago
una carga máxima.
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En el caso (b) se muestra una válvula reductora de presión para conseguir el mismo efecto anterior al limitar la presión del
aceite de la cámara de avance del vástago. Con la incorporación de ésta válvula se consigue que la presión de salida P2, o
lo que es lo mismo, la que hace avanzar el vástago, alcance como máximo los valores preestablecidos en dicha válvula,
que serán siempre inferiores al valor P1 de la válvula limitadora general del circuito.
Cuando el aceite circula en sentido de hacer avanzar al vástago lo hace a través de la válvula reductora de presión. Si la
presión aumenta por encontrar el vástago una determinada resistencia o por llegar éste al final de su carrera, la válvula se
cierra y mantiene constante la presión P2. Cuando ello ocurre, en el resto del circuito se alcanza la presión máxima P1 y el
aceite se descarga al depósito a esta presión. Tal y como puede observarse, se ha instalado en paraleo con la válvula
reductora, una válvula antirretorno que permite el paso libre del fluido en sentido contrario.
Válvulas de secuencia:
Una interesante aplicación de las válvulas de presión se encuentra en las denominadas válvulas de secuencia, que poseen
el mismo principio de funcionamiento que las válvulas limitadoras, pero, en éstas, el caudal que atraviesa la válvula en
lugar de enviarse al depósito se utiliza para realizar otra función diferente.
Se trata de hacer avanzar primero el cilindro (1), y cuando se garantiza que éste ejerce una determinada carga sobre su
objetivo, entonces se produce el avance del vástago del cilindro (2). En efecto, al accionar el distribuidor (5) para que la
corredera modifique su situación, el aceite que impulsa la bomba, sin apenas presión, hace avanzar el vástago del cilindro
(1) hasta ue, al llegar al final de su carrera, la presión se eleva. Cuando esta presión se iguala a la presión tarada en la
válvula de secuencia (4), ésta se abre y deja pasar el aceite hacia la cámara de avance del vástago del cilindro (2). De esta
forma, y utilizando una señal de presión, se produce un movimiento secuenciado.
El movimiento de los vástagos en sentido contrario es simultaneo.
Otra forma de resolver un caso similar puede verse en la figura anterior donde se ha dispuesto de un presostato. Éste
aparato es capaz de darnos una señal eléctrica cuando se alcanza una presión determinada en el circuito.
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Es preciso un circuito eléctrico con la lógica adecuada para accionar a las electroválvulas.
Circuitos con válvulas antirretorno:
Existen válvulas antirretorno desprovistas de resortes y válvulas provistas de resortes balndos, que a veces poseen varias
calibraciones. En general, , y en el sentido libre de circulación del aceite, deben vencer una pequeña resistencia para
reducir la apertura de la válvula.
En (a) se presenta a la antirretorno como elemento de seguridad auxiliar de un filtro de retorno. Aquí obligatoriamente debe
llevar incorporado un resorte para que la válvula abra al alcanzarse un cierto nivel de presión en el retorno del aceite hacia
el depósito. Esta presión puede alcanzarse si el filtro se obstruye, en tal caso, es preferible que no exista filtraje antes de
que la presión de retorno aumente.
En (b) se representan dos elementos diferentes para formar lo que ya conocemos como regulador de caudal unidireccional
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y que se presenta como un solo componente.
En la figura (c), la antirretorno se ha montado en paralelo con una válvula de secuencia. En el sentido de la flecha el caudal
circulará a través de la válvula de secuencia; en sentido contrario lo hará libremente a través de la válvula antirretorno.
En la figura anterior se muestra la clásica aplicación de una válvula antirretorno pilotada (2). En la posición indicada, o sea,
en reposo, dicha válvula mantiene cerrado el paso del aceite de la cámara de avance del cilindro hacia el retorno y, de esta
forma, queda bloqueado el vástago del mismo bajo la acción de cualquier carga externa F. En este caso toda la carga es
soportada por el colchón de aceite que se forma en la mencionada cámara. El montaje de esta válvula debe hacerse lo
más cerca posible del cilindro para evitar que el tramo de tubería entre éste y la válvula, haga de acumulador, y por
expansión del caite, se origine un cierto retroceso del mencionado vástago.
Cuando se desee hacer retroceder voluntariamente al vástago, es decir, cuando se accione el distribuidor (3), al no poder
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evacuarse de forma inmediata el aceite de la cámara de avance, la presión de la cámara de retroceso aumenta hasta que
dicha presión pilota a la válvula antirretorno y, en ese momento, se produce el desbloqueo de la misma, permitiendo de
esta forma el retorno libre del aceite hacia el tanque.
En la figura siguiente se representa la aplicación de una antirretorno pilotada como válvula de descarga rápida de la
cámara del cilindro.
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Aquí no cumple función alguna de retención de la carga exterior, sino que se ocupa de ayudar a la descara rápida del
aceite de la cámara posterior del cilindro. En determinados circuitos del algunas prensas, por ejemplo, el gran volumen de
aceite que es preciso desalojar en algunas fases del ciclo, requiere un tiempo excesivo, si tal caudal debe atravesar el
distribuidor principal y todo el circuito de retorno general. La incorporación de una válvula antirretorno pilotada (2), en
comunicación directa con el depósito, permite el desalojo rápido del aceite de la cámara de vance del vástago. Al
producirse el retroceso del vástago del cilindro, la pequeña presión creada en la tubería de alimentación de tal retroceso,
pilota a la antirretorno (2), la abre, y el aceite procedente de la cámara posterior se descarga directamente a través de
dicho antirretorno. Durante el avance del vástago tal válvula antirretorno es ignorada.
Otra aplicación típica de estas válvulas antirretorno es la utilización de las mismas como válvulas de prellenado.
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Cuando se acciona el distribuidor (3) para que avance el vástago del cilindro debido al caudal de la bomba, el peso propio
del mismo y el de las masas solidadrias a él, hace que posea una cierta tendencia a descender con cierta velocidad. En
esta situación, al no poder alimentar la bomba todo el caudal necesario para esta velocidad, el caudal que le falta lo
absorve directamente del depósito a través de la válvula de prellenado o antirretorno (2). De esta forma el caudal que
impulsa la bomba se aprovecha para realizar el desplazamiento de la carrera de trabajo y, además, para ayudar a llenar la
cámara del cilindro en el descenso rápido. A esto le sigue una carrera corta de trabajo a velocidad lenta con el caudal
aportado únicamente por la bomba.
Como el retroceso del vástago del cilindro a su posición de reposo también debe producirse de forma rápida, con objeto de
reducir al máximo los tiempos muertos, la válvula de prellenado cumple aquí también con la función de válvula de descarga
rápida, ya que ésta es pilotada por la misma presión que se crea en la cámara de retroceso del cilindro para elevar el
vástago.
Alimentación con bombas dobles y triples:
Con objeto de ver posibilidades de empleo de bombas de caudal constante actuando combinadas, se van a presentar dos
casos: el primero, con bomba doble para conseguir tres velocidades diferentes y, el segundo, con bomba triple para
conseguir hasta siete velocidades distintas, pero todas ellas constantes. Para combinar el funcionamiento de cada una de
las bombas será preciso un circuito eléctrico capaz de conseguir alimentar las bobinas de las electroválvulas
correspondientes en los momentos precisos.
Los caudales de las dos bombas deben elegirse de acuerdo con las velocidades que se deseen obtener en el actuador. Por
supuesto deberán elegirse con caudales distintos. Combinando tales caudales pueden obtenerse hasta tres velocidades
diferentes: la primera, con el caudal de la bomba (4); la segunda, con el de la bomba (6)y, la tercera, sumando los caudales
de ambas bombas.
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En este caso pueden conseguirse hasta siete velocidades diferentes siempre que, al igual que en el caso anterior, los
caudales de cada una de las bombas sean distintos y escalonados.
Circuito diferencial:
Se trata de un circuito peculiar que se conoce con el nombre de circuito diferencial
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Los cilindros hidráulicos se comercializan con dos vástagos diferentes normalizados: el vástago de diámetro normal y el
vástago reforzado, este último de mayor diámetro que el anterior y que proporciona en la cámara delantera del cilindro una
superficie aproximadamente igual a la mitad de la cámara trasera. En los circuitos diferenciales se instala normalmente
este tipo de cilindros con vástago reforzado.
Puede apreciarse que el aceite de la cámara delantera del cilindro, al no desalojarse al depósito cuando avanza el vástago,
penetra también en la cáma posterior del cilindro sumándose de esta forma al mismo caudal que impulsa la bomba. Dicho
avance pues se produce a una velocidad mayor que la velocidad que produciría la bomba con un gobierno convencional del
actuador. Tanto la fuerza, como la velocidad del vástago obtenidas con este tipo de montajes, son muy uniformes durante
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todo el recorrido del pistón.
Accionamiento de motores hidráulicos:
La figura muestra un motor con par máximo constante y velocidad variable. Se trata en este caso de un motor (1), de
sentido único de giro.
Cuando se acciona la corredera del distribuidor, el aceite se introduce en la cámara correspondiente del motor y hace girar
al eje en el sentido previsto. El aceite de la otra cámara retorna libremente al depósito a través del mismo distribuidor. La
parada del eje del motor se produce al accionar nuevamente el distribuidor. Durante la operación de parada, el aceite
retorna al depósito a través de la válvula de descarga (2) que, según el taraje de la misma, se produce con un frenado más
o menos enérgico del eje del motor. Obsérvese que el aceite, en la posición indicada del distribuidor, no puede retornar al
depósito a través de éste.
En la figura siguiente se muestra el gobierno de un motor hidráulico reversible con par cosntante y velocidad variable,
accionado esta vez por una bomba de caudal constante (10).
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El regulador (9) o estrangulador de caudal bidireccional, permite variar la velocidad del motor en cualquiera de los dos
sentidos. Este circuito permiten un par máximo de giro constante, según el taraje de la válvula de máxima presión (8).
Se ha supuesto en este caso que la inercia de los componentes mecánicos solidarios al motor es elevada y, por
consiguiente, se han previsto elementos en el circuito capaces de producir un frenado hidráulico del eje del motor, tan
enérgico como se desee. Imaginemos que el aceite impulsado por la bomba penetra al motor por la parte superior del
mismo, haciendo girar al eje en un determinado sentido. El aceite del lado opuesto debe ser desalojado al depósito, pero
obsérvese que sólo puede hacerlo a través de la antirretorno (3) y de la válvula de descarga (4), cuando se acciona el
distribuidor (7) para llevar la corredera a la posición central y producir la parada del motor. Para atravesar el aceite de
retorno dicha válvula de descarga (4), será preciso que venza la presión de taradura de dicha válvula, que al depender de
tal presión, la intesidad de frenado será mayor a menor intensidad.
Como ocurre que, aún después del cierre del distribuidor (7), el motor sigue girando algo por la propia inercia y la de los
mecanismo que acciona, la tubería de alimentación del motor necesita absorber aceite para no producir depresión. En el
caso analizado, tal aspiración de aciete se producirá a través de la válvula antirretorno (5).
Cuando el eje del motor hidráulico gira en sentido inverso, tiene lugar el mismo proceso anterior, pero en este caso a través
de las válvulas antirretorno (2) y (6), ya que la descarga por la (4) es común.
En la figura siguiente se muestra el funcionamiento de un motor reversible en circuito cerrado.
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Como puede observarse existen aquí dos bombas diferentes. Los elementos del (9) al (15) sirven como circuito de
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prellenado de la bomba principal (7), ya que es preciso reponer el aceite que se pierde debido a fugas, asegurando de esta
forma el suministro de fluido a la mencionada bomba
Montaje de varios actuadores:
Es frecuente que una sola central hidráulica alimente a varios actuadores en distintas fases del ciclo, aunque existen casos
en los cuales dos o más actuadores pueden ser alimentados simultáneamente.
En la figura se representa un circuito de lo más elemental posible, para gobernar tres actuadores. Cada actuador en este
caso puede ser accionado de forma independiente y sin tener ninguna necesidad de seguir una secuencia determinada.
También es posible el funcionamiento de dos de los actuadores o de los tres a la vez. Si esto ocurre, la fuerza sobre el
vástago o el par en los ejes del actuador rotativo o motor se vería reducida, y además resultaría impredecible. La velocidad
de tales elementos se vería condicionada por los caudales de retorno de los elementos anteriores.
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En la figura se muestra la alimentación de los mismos actuadores anteriores a través de distribuidores de accionamiento
electromecáinco y con carredera de centro cerrado en sus cuatro vías. En la posición de reposo indicada, el aceite
impulsado por la bomba retorna al depósito libremente a través de la válvula de descarga en vacío (9), gobernada a
distancia por la bobina de la electroválvula (8).
Puede apreciarse que esta vez, los distribuidores de los actuadores están conectados en paralelo en sus vías de presión
(P). Cada una de las vías de retorno (R) es independiente y descargan directamente al depósito. Para el funcionamiento
correcto de este circuito es preciso utilizar electroválvulas ya que cada uno de los mencionados distribuidores (4), (5) y (6)
deben funcionar sincronizados con la electroválvula (8), para descargar el caudal, obien dirigirlo hacia la cámara
correspondiente del actuador.
También es posible el funcionamiento de dos o más actuadores de forma simultánea. En tal circunstancia, la velocidad de
los actuadores se vería reducida y además resultaía impredecible, ya que el caudal de la bomba se repartiría en función de
la resistencia mecánica exterior de cada actuador.
Sincronización de movimientos:
Existen aplicaciones en las que es necesario que en dos cilindros, las velocidades de desplazamiento de los vástagos se
sincronicen con objeto de que ambos se desplacen conjuntamente como si de una sola unidad se tratara.
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La sincronización perfecta conseguida con circuitos como el mostrado en la figura anterior, es prácticamente imposible.
Tradicionalmente, y con resultados bastantes positivos, tal sincronismo se ha logrado con ayuda mecánica exterior.
El mecanismo consta según puede verse, de dos cremalleras solidarias a cada uno de los vástagos, que se desplazan
solidarias a éstos como si se tratara de los mismos vástagos.
En la figura siguiente se muestra la sincronización de los movimientos de los vástagos conseguida hidráulicamente,
teniendo en cuenta algunos detalles en el diseño.
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En estos casos uno de los cilindros puede ser normalizado y elegido de entre los comerciales, pero el otro tendrá que ser
de construcción especial para que tal relación se cumpla con la máxima precisión. De esta forma el caudal que desaloja el
primer cilindro durante el avance del vástago, será exactamente igual al que reciba el segundo, todo ello para que ambos
vástagos se desplacen a la misma velocidad.
Como no es posible una sincronización absoluta de los vástagos en su carrera de avance, en el circuito se ha previsto una
compensación cíclica al final de la carrera de avance de los vástagos, para que los ciclos completos siempre coincida,
aunque existan pequeños desfase en el movimiento durante la carrera. Para ello se han previsto las válvulas de secuencia
(3) y (4), taradas a un valor ligeramente inferior al de la válvula de máxima presión (7), pero superior también a la presión
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de trabajo de los cilindros.
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Otra solución al problema de sincronismo hidráulico basado en el mismo principio anterior. Pero en esta ocasión los dos
cilindros deben ser idénticos y de doble vástago.
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Una solución en la cual se emplean válvulas reguladoras de presión compensadas (4) y (6), con control de velocidad a la
salida. Estas válvulas, compensadas por presión, controlan los caudales de salida, con independencia de las variaciones
de presión a la entrada o a la salida de la válvula. En este caso el grado de sincronismo deseado se alcanza accionando
manualmente los reguladores hasta conseguir el efecto deseado.
Circuitos con acumuladores:
En la figura siguiente se muestra el montaje de un acumulador en un circuito, donde se pretende aumentar la velocidad del
vástago del circuito, tanto en el avance como en el retroceso, todo ello utilizando una bomba de caudal inferior al que sería
preciso si en tal circuito no existiera el acumulador. Sin el acumulador previsto, la potencia del motor que acciona la bomba
también tendría que ser más elevada.
En cualquiera de los puntos muertos que se producen después del vanace o después del retorceso del vástago del cilindro
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(1), el acumulador (3) se llena de aceite a la máxima presión posible, através de la válvula reguladora de flujo (4). En el
momento en que se acciona la corredera del distribuidor (2) para desplazar el vástago del cilindro, el acumulador restituye
el aceite al circuito, sumándose este caudal al que envía la propia bomba (7). De esta forma el vástago aumenta su
velocidad de traslación.
La velocidad media conseguida dependerá de la regulación de la válvula (4), que permitirá aportar mayor o menor cantidad
de caudal desde el acumulador. Ladescarga de aceite al depósito en este caso se llevará a cabo a la máxima presión
tarada en la válvula limitadora de presión (5), después de cargarse completamente el acumulador, a través de la vía libre
de la antirretorno que incorpora la (4).
En la figura siguiente se muestra otra aplicación: acumulador para presión constante.
Se trata de mantener una fuerza constante de apriete del vástago del cilindro (1) en el punto muerto de avance y durante
un tiempo determinado. Para evitar que la bomba es ese intervalo de tiempo impulse el caudal a la máxima presión, se ha
previsto un acumulador (2) que mantendrá la presión necesaria para producir la mencionada fuerza.
Cuando el vástago llega al final de la carrera de avance, la presión se eleva hasta un cierto valor, próximo al de la válvula
de descarga (7), pero inferior a ésta. El prresostato (3), tarado a la presión de trabajo mencionada, conmuta los contactos
eléctricos del relé del equipo y de esta forma se activa la bobina de la electroválvula auxiliar (6), que produce la descarga
en vacúio del aceite a través de la válvula de descarga (7). De esta forma se evita un consumo de energía del motor y un
calentameinto excesivo del aceite, si el tiempo de parada del vástago al final de su carrera de avance se prolonga
demasiado.
En la figura siguiente se muestra una aplicación del acumulador bastante singular. En algunos circuitos hidráulicos de
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ciertas máquinas, y por razones de seguridad, en caso de una avería eléctrica, se hace preciso que el vástago del cilindro
retorne de forma inmediata a su posición original o posición de reposo.
En caso de avería eléctrica, la bomba se para y la bobina de la electroválvula se desactiva y conmuta la posición de la
corredera, para permitir que el caudal de la cámara de avance del vástago retorne libremente al depósito. Tal y como
puede observarse, al encontrarse el acumulador cargado, alimenta de aceite a la cámara de retroceso del mencionado
vástago y éste retorna automáticamente a su posición original de reposo. La presencia en el circuito de la válvula
antirretorno (3), evita que el acumulador alimente también a la cámara de avance del cilindro.
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Circuitos con enfriadores:
En algunos circuitos el calentamiento del aceite es inevitable.
En general, el refrigerador se monta en el retorno del aceite al depósito, con objeto de evitar las presiones del circuito. Si es
posible tal montaje debe hacerse cerca ya del depósito y después de atravesar el filtro de retorno.
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