3 Oleo Maquinas Volumetricas 05 Epsig

OLEOHIDRÁULICA: MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS

1

Área de Mecánica de Fluidos

Escuela Politécnica Superior de Ingeniería de Gijón 5º Curso de Ingeniería Industrial

OLEOHIDRÁULICA Y NEUMÁTICA


1. TIPOS DE MÁQUINAS DE FLUIDOS.

2. PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO DE LAS MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS.

3. PRESTACIONES DE LAS MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS.

4. CURVAS CARACTERÍSTICAS REALES DE MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS.

5. CLASIFICACIÓN Y DESCRIPCIÓN DE LAS MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS.

6. CRITERIOS DE SELECCIÓN.

7. CARÁCTERÍSTICAS DE ASPIRACIÓN.

8. VARIACIÓN DE LAS PRESTACIONES DE LAS BOMBAS VOLUMÉTRICAS.


2

Carcasa Rodete Voluta

Figura 2. Turbomáquina. (Bomba centrífuga)

1. TIPOS DE MÁQUINAS DE FLUIDOS.

Las máquinas de fluidos son dispositivos mecánicos diseñados para conseguir un intercambio

energético entre un fluido y un eje de rotación. Las máquinas de fluidos pueden clasificarse según el sentido de transferencia de energía: GENERADORAS: Aumentan la energía del fluido: bombas, ventiladores, compresores RECEPTORAS: Extraen energía del fluido: turbinas, motores Las máquinas de fluidos pueden clasificarse según el principio de funcionamiento:

MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS O DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO (Fig. 1):

Desplazan un volumen confinado de fluido, comprimiéndolo o dando lugar a su expansión, pero

trabajando con dicho volumen de forma independiente al resto del fluido

1. Suministran un caudal fluctuante (se abre una cavidad, el fluido entra, la cavidad se cierra y desplaza el fluido hacia la salida).

2. No son sensibles a variaciones de viscosidad (Fig. 3).

3. Suministran caudales moderados.

4. Suministran presiones altas.

5. Su margen de caudal es muy estrecho (Fig. 3).

MÁQUINAS ROTODINÁMICAS O TURBOMÁQUINAS (Fig. 2): El fluido atraviesa de forma continua el rodete (elemento giratorio) sin verse obstruido en ningún

momento, modificando la cantidad de movimiento del fluido.

1. El flujo es más continuo.

2. Muy sensibles a variaciones de viscosidad (Fig. 3).

3. Suministran caudales altos.

4. Suministran presiones bajas y moderadas.

5. Su margen de caudal es muy amplio (Fig. 3).

Figura 1. Máquina de desplazamiento positivo. (Bomba de engranajes externos)


3

Figura 3. Curvas características típicas de ambos tipos de máquinas (velocidad de rotación constante).

2. PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO DE LAS MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS.

Las máquinas volumétricas o de desplazamiento positivo no trabajan con un flujo continuo,

como hacen las turbomáquinas, sino que suministran o absorben energía de un fluido de forma intermitente. Los tipos de máquinas volumétricas se muestran en el siguiente esquema.

Flujodeun líquido Bombas

GeneradorasMáquinas volumétricas Flujodeun gas Compresores

Receptoras Motores

⎧ →⎧⎪ ⎨ →⎨ ⎩⎪ →⎩

Las máquinas receptoras absorben la energía mecánica producida por una fuente motriz, la

transforman y la restituyen en forma de energía a un fluido. De forma inversa, las máquinas receptoras recogen la energía del fluido y la transforman en energía mecánica. La apariencia física de ambos tipos de máquinas es muy similar. Incluso, en la mayoría de los casos, el mismo equipo puede realizar una u otro función, dependiendo de su colocación en el circuito correspondiente.

A continuación se expondrá el principio de funcionamiento para el caso de elementos

generadores de flujo incompresible (bombas), por medio de un ejemplo. Considérese el pistón de la figura 4, que está alojado en el interior de un cilindro vertical y que soporta una cierta carga (un coche). Para que el coche se pueda elevar hace falta que el aceite de la cámara inferior del cilindro tenga la presión necesaria para que la fuerza de presión aplicada contra el disco del pistón contrarreste la carga, es decir, el peso del vehículo. Esa presión en la cámara anular es, por tanto, Pc = Peso/A, donde A es la superficie (circular) del émbolo o pistón.

Figura 4. Transmisión de presión en el seno de un fluido.

Caudal

Δp

Máquina volumétrica

Turbomáquina

↑ μ

↑ μ ↓ μ

↓ μ


4

Una forma simple de obtener una bomba es mediante otro cilindro con pistón que sea

accionado alternativamente hacia adelante y hacia atrás:

Figura 5. Esquema de trabajo de una bomba de desplazamiento positivo.

Con esta bomba de pistón, denominada de simple efecto, se consigue pues un suministro

intermitente de aceite: sólo se impulsa aceite durante la mitad de cada ciclo de avance y retroceso, por lo que el elevador ascendería también de modo discontinuo. La presión de servicio de la bomba no depende de la propia bomba, sino que viene impuesta por la carga del elevador. Si por ejemplo la carga se multiplica por 10, lo mismo ocurrirá con la presión de servicio de la bomba.

En cambio la bomba sí impone la cantidad de aceite que se bombea por unidad de tiempo, es

decir, el caudal, puesto que éste es igual al producto de la velocidad del pistón por su sección. A su vez el caudal impulsado por la bomba se introduce en la cámara inferior del cilindro elevador y por tanto determina la velocidad de ascenso v: se cumple que v = Q/A, donde Q es el caudal y A es la sección del pistón del elevador. Estas características (presión de servicio impuesta por la carga, velocidad de actuadores impuesta por la bomba) son comunes a la generalidad de los circuitos de utilización de las máquinas volumétricas.

Volviendo al circuito del elevador hidráulico de la figura 4, para que el ascenso se pueda

repetir más de una vez es necesario que previamente la carga descienda, es decir, no solo hay que prever la posibilidad de entrada de aceite a presión a la cámara inferior del cilindro sino también su desalojo:

Figura 6. Circuito básico con inclusión de válvula direccional.

Un problema importante a tener en cuenta en el circuito de las figuras 4 y 6 es que, cuando

el cilindro elevador alcance el extremo de su carrera y ya no pueda seguir avanzando, el aceite impulsado por la bomba no va a encontrar desalojo: las partículas de aceite se verán comprimidas y, por tanto, la presión en el circuito aumentará muy rápidamente hasta que ceda algún elemento, posiblemente por rotura. Para evitar ese peligro se acostumbra a disponer, desde la salida de las


5

bombas, conductos de retorno a tanque con una válvula que normalmente está cerrada, pero que se abre cuando la presión en la entrada supera un determinado valor de taraje (válvula VS en la figura 7). Esta válvula, perteneciente a la familia de válvulas controladoras de presión, se denomina válvula de seguridad.

Figura 7. Válvula de seguridad de un circuito con bomba de desplazamiento positivo.

El tercer tipo de válvulas habituales en los circuitos que incluyen máquinas volumétricas son

las válvulas reguladoras de caudal. Estas válvulas permiten ajustar la velocidad de los actuadores a pesar de que la bomba suministre un caudal constante, y suelen trabajar en asociación con las válvulas de seguridad. 3. PRESTACIONES DE LAS MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS.

3.1. Pérdidas en las máquinas volumétricas.

Las máquinas volumétricas o de desplazamiento positivo son mecanismos constituidos por

piezas móviles que están en contacto con un fluido y con el resto de partes fijas de los correspondientes circuitos. La existencia de partes fijas y móviles requiere la existencia de unos huelgos o juego entre las piezas, lo cual permite la existencia de fugas de fluido por dichos intersticios. Se dice que una máquina está bien diseñada y construida si mantiene el equilibrio entre las distintas pérdidas que su funcionamiento normal originan.

En las máquinas de desplazamiento positivo, al igual que en cualquier máquina de fluidos,

existen tres tipos de pérdidas: Pérdidas hidráulicas. Pérdidas volumétricas. Pérdidas mecánicas.

Pérdidas hidráulicas. Se producen en las máquinas de desplazamiento positivo por el contacto directo con el

fluido. Se suelen calcular de forma semejante a las pérdidas de carga en conductos. Además, dentro del circuito hay que considerar las pérdidas por rozamiento en los conductos

(pérdidas de carga lineales) y en los distintos elementos de dicho circuito (pérdidas de carga singulares).


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Pérdidas volumétricas.

La existencia de huelgos entre partes fijas y partes móviles, la necesidad de lubricación de

los distintos elementos de los circuitos y la falta de estanqueidad de las uniones son las tres principales causas de aparición de fugas volumétricas en el funcionamiento normal de los circuitos.

Pérdidas mecánicas.

Las pérdidas mecánicas son las habituales en cualquier máquina: rozamiento en las carcasas,

sistema de transmisión, rodamientos, etc. Normalmente, estas pérdidas se consideran ajenas a la transmisión de energía desde un punto de vista del fluido o bien se parte de datos del fabricante o se suponen constantes e independientes de las variables fluidodinámicas de la máquina.

Para máquinas rotativas, todas estas pérdidas se pueden asimilar a un par de rozamiento,

constituido por las siguientes contribuciones:

⎪⎩

⎪⎨

⎧

flujo). delón (circulaci icohidrodinám rozamiento dePar mecánico. rozamiento dePar viscoso.rozamiento dePar

rozamiento dePar

Estas pérdidas mecánicas dan lugar a la definición de un rendimiento mecánico, que se calcula

a partir de la potencia de que se dispone en el eje y la que llega a la máquina. Su expresión depende de si la máquina es generadora o receptora, pues en cada caso una de las dos potencias es mayor que la otra.

Para máquinas generadoras, la potencia que le llega al eje es menor que la que se tiene en el

accionamiento. Por lo tanto, el rendimiento mecánico se expresa según la ecuación:

acc

ejem

W

Wη

•

•

= (1)

En cambio, para máquinas receptoras la potencia de salida disponible es menor que la que la

máquina produce en su eje. En este caso, la expresión de cálculo será:

eje

salm

W

Wη•

•

= (2)

3.2. Pérdidas hidráulicas en bombas y motores. Rendimiento hidráulico. En máquinas de desplazamiento positivo es habitual la hipótesis de la expresión de las

pérdidas hidráulicas como proporcionales al cuadrado del caudal, es decir, según la ecuación:

22h QΔP λ= (3)


7

Esta ecuación está basada en suponer que las pérdidas por fricción del fluido en el interior de la máquina son equivalentes al flujo en conductos. Aunque parezca una simplificación del flujo muy importante, se ha comprobado que los resultados son bastante aproximados a lo que se obtiene en la práctica.

Se define el rendimiento hidráulico como la relación entre la variación de presión real y la

que se tendría en la máquina sin pérdidas. Para una máquina generadora será el cociente entre estas dos magnitudes, es decir:

thH

P

PηΔ

Δ= (4)

dado que hth PPP Δ−Δ=Δ , mientras que para una máquina receptora, será el cociente inverso de esas dos magnitudes, es decir:

P

Pη th

HΔ

Δ= (5)

pues en ese caso: hth PPP Δ+Δ=Δ .

3.3. Pérdidas de caudal en bombas y motores. Rendimiento volumétrico.

Dado el principio de funcionamiento de las máquinas volumétricas, el caudal teórico

suministrado por la bomba se obtiene como producto del número de vueltas por la cilindrada:

thQ n= ϑ (6) En la práctica, la curva característica no es vertical pues existen pérdidas volumétricas por

los intersticios entre partes fijas y móviles. Como el huelgo es muy pequeño, se suele utilizar la relación lineal que, en flujo laminar, existe entre caudal y caída de presión. Esta simplificación está avalada por resultados experimentales. Para una máquina volumétrica las fugas de caudal son proporcionales a la variación de presión a través de la máquina, es decir, se cumple:

PQ 1f Δλ= (7)

Esta desviación respecto al caudal teórico es la que da lugar a la forma de las curvas

características. El comportamiento para máquinas generadoras y máquinas receptoras es opuesto, mostrándose ambas situaciones en las figuras 8 y 9.


8

0

50

100

150

200

250

300

0 50 100 150 200

Caudal

Pres

ión

Qth

Caudal de fugas

Figura 8. Fugas volumétricas en máquinas volumétricas generadoras.

0

50

100

150

200

250

300

0 50 100 150 200

Caudal

Pres

ión

Qth

Caudal de fugas

Figura 9. Fugas volumétricas en máquinas volumétricas receptoras.

Para máquinas generadoras, fth QQQ −= y el rendimiento volumétrico se puede obtener a

partir de la expresión:

vth

QηQ

= (8)

Mientras, para máquinas receptoras, fth QQQ += , en cuyo caso el rendimiento

volumétrico se obtiene a partir de: th

vQηQ

= (9)


9

En resumen, se debe considerar los rendimientos mecánico, hidráulico y volumétrico, cuyas expresiones para una máquina generadora son

acc

ejem

W

Wη

•

•

= hth

PηPΔ

=Δ

vth

QηQ

= (10)

De donde, la potencia requerida del accionamiento resulta ser:

( )

vhmm

vhhid

m

ejeacc

ηηη

ΔPQ

η

ηηW

η

WW ===

•••

(11)

Para una máquina receptora, también se debe considerar los rendimientos mecánico,

hidráulico y volumétrico, cuyas expresiones en este caso son:

eje

salm

W

Wη•

•

= thh

PηP

Δ=Δ

thv

QηQ

= (12)

De donde, la potencia requerida del accionamiento resulta ser:

( ) vhmmvhhidmejesal ηηηΔPQηηηWηWW =⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛==

••• (13)

De estas pérdidas se puede disponer de valores experimentales o (en caso contrario) realizar

las hipótesis habituales (ya mencionadas) de que las pérdidas hidráulicas son proporcionales al cuadrado del caudal y las pérdidas volumétricas son lineales respecto al incremento de presión de la máquina (tanto si es generadora, como si es receptora).

Finalmente, se debe tener en cuenta que si bien los valores de los rendimientos (volumétrico,

hidráulico y mecánico) dependen del punto de funcionamiento de la máquina, las constantes de proporcionalidad (λ1 y λ2) suelen tomarse constantes para cada máquina e independientes del punto de funcionamiento.


10

4. CURVAS CARACTERÍSTICAS REALES DE MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS. En las figura 10 se muestran curvas características reales de dos bombasf. En la superior, se

representan las curvas de presión y rendimiento frente al caudal, y en la inferior se indican las zonas límite de funcionamiento, en las que conviene no trabajar. A continuación se exponen las características de cada zona:

Zona I: el caudal es del orden de

magnitud del caudal de fugas. En ella existe la posibilidad de sobrecalentamiento de la bomba, pues el caudal real es prácticamente nulo. El rendimiento volumétrico es muy bajo, lo que repercute en el rendimiento total de la bomba.

Zona II: está por encima de la presión

máxima admisible de la bomba. El caudal de fugas es muy elevado (fugas proporcionales al incremento de presión) y, por tanto, el rendimiento volumétrico resulta muy bajo.

Zona III: corresponde a caudales

elevados, lo que implica velocidades de accionamiento también muy grandes. Estas altas velocidades suponen un problema de funcionamiento para las bombas, pues aparecen vibraciones, bien por las excitaciones asociadas a una mayor inercia de los elementos móviles o bien por la coincidencia entre las frecuencias de rotación y las frecuencias de resonancia de la máquina. El rendimiento hidráulico es bajo ya que las pérdidas hidráulicas son proporcionales al cuadrado del caudal y, en consecuencia, el rendimiento global de la máquina también será pequeño.

En la zona IV, los valores de la presión

de trabajo y de la potencia de la bomba son muy bajos, del orden de la potencia perdida por rozamiento mecánico. El rendimiento total resulta muy bajo.

Figura 10. Curvas características reales de dos bombas volumétricas.


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5. CLASIFICACIÓN Y DESCRIPCIÓN DE LAS MÁQUINAS VOLUMÉTRICAS.

Las máquinas volumétricas se pueden clasificar de la manera siguiente:

ExternosDe engranajes

InternosLobulares

Rotativas De husillos PeristálticasDe paletasMáquinas volumétricas

De pistones en líneaDe pistones De pistones radiales

AlternativasDe pistones axiales

⎧ ⎧⎨⎪⎩⎪

⎪⎪⎨⎪⎪⎪⎪⎩

⎧

⎨

De membrana

⎧⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎨⎪⎪⎪ ⎧⎪ ⎪⎪

⎪⎪⎨ ⎪⎪ ⎩⎪⎪⎪⎪ ⎩⎩

5.1. Descripción de las máquinas de engranajes, lobulares, de husillos y peristálticas.

Son máquinas muy utilizadas en la práctica por su simplicidad relativa y presentan

rendimientos ligeramente inferiores a otros tipos de máquinas. Pueden ser reversibles y pueden trabajar indistintamente como máquinas generadoras y receptoras.

La clasificación de las máquinas de engranajes se muestra en el siguiente esquema:

Engranajes rectosExternos Engranajes helicoidales

Engranajes doble helicoidalesMáquinas de engranajes Con cuña (media luna)

InternosSin cuña (Gerotor)

⎧ ⎧⎪⎪⎨⎪⎪ ⎪

⎨ ⎩⎪ ⎧⎪ ⎨⎪ ⎩⎩

En la figura 11 se muestra una bomba de engranajes externos y su principio de operación:


12

Figura 11. Bomba de engranajes externos, mostrando un ciclo de trabajo.

Las partes más características de una máquina de engranajes externos son: Eje de accionamiento o de salida del par. Eje externo que acciona uno de los dos engranajes

en el caso de ser una bomba o recibe el efecto útil del fluido si se trata de un motor. Engranajes. Carcasa exterior. Que rodea a los engranajes y que confina al fluido. En extremos opuestos,

se hallan las bocas de aspiración e impulsión. Tapas laterales. Limitan lateralmente a la máquina. Para las máquinas de engranajes externos la cilindrada se calcula según la fórmula:

( )2 22 1 D D b

4π

ϑ = − (14)

donde D1 y D2 son los diámetros de punta y de base del diente, respectivamente y b es el ancho de la carcasa de la bomba. Es decir, se trata de bombas de cilindrada constante. A veces los fabricantes construyen series incrementando la cilindrada por medio de un aumento del ancho b, pero esto tiene limitaciones prácticas.

En la figura 12 se muestra un esquema de máquina de engranajes internos con media luna y

en la 10 se puede ver un corte de una bomba de engranajes internos sin cuña. La cilindrada de estas máquinas se calcula con fórmulas que dependen de la geometría de la media luna (si existe) o de la forma de los piñones en el Gerotor.


13

Figura 12. Máquina de engranajes internos con cuña.

Figura 13. Bomba de engranajes internos sin cuña (Gerotor).

Los problemas funcionales y constructivos más importantes de este tipo de equipos son:

o Sobrepresión local en la zona de salida de la máquina. o Empuje hidrostático radial por la distribución circunferencial de presión no uniforme. o Ruido y vibraciones en el caso de tener dientes rectos. Se soluciona utilizando dientes

helicoidales. o Empuje axial no equilibrado en el caso de tener dientes helicoidales, que se corrige en el

caso de utilizar dientes doble helicoidales. o Fugas de caudal en los laterales de la máquina. Se corrige, en cierta medida, utilizando

placas laterales con sistema de compensación hidráulica de las pérdidas (placas en forma de “8” comprimidas gracias a una toma conectada desde la salida). Las máquinas lobulares son bastante semejantes a las de engranajes, pero con un número

de dientes menor y con rangos de funcionamiento menores. Normalmente se utilizan para incrementos de presión bajos donde puede haber problemas de erosión de los dientes de una bomba de engranajes. En la figura 14 se muestra un ciclo de giro de una bomba lobular, mientras que en la figura 15 se observan dos fotografías de bombas lobulares.


14

Figura 14. Esquema de bomba lobular, mostrando un ciclo de trabajo.

Figura 15. Fotografías de máquinas lobulares.

Las máquinas de husillos (figura 16) comprimen un fluido entre los dientes de dos ruedas

dentadas. En la figura 17 se muestra una bomba peristáltica, en la que se impulsa un caudal desplazando el volumen contenido en un tubo flexible; impulsan caudales bajos y se emplean con fluidos con sólidos en suspensión, abrasivos o sensibles (biológicos).

Figura 16. Bomba de husillo triple. Figura 17. Bomba peristáltica.

Las máquinas lobulares, de husillos y las peristálticas son menos utilizadas en circuitos que

las de engranajes.


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5.2. Descripción de las máquinas de paletas. La clasificación en cuanto a las distintas posibilidades constructivas de este tipo de

máquinas se muestra en el siguiente esquema:

DeslizantesGiratorias

Máquinas de paletas FlexiblesOscilantes

⎧⎪⎪⎨⎪⎪⎩

En cuanto a la distribución de presión en la máquina, pueden ser equilibradas o no

equilibradas, según la geometría de la misma. Estas bombas ofrecen en general mejores prestaciones que las bombas de engranajes a un coste relativamente bajo.

En la figura 18 se muestra una máquina de paletas rígidas deslizantes El rotor va

dispuesto en forma excéntrica respecto a la superficie interior del estator que es cilíndrica, debido a lo cual, las paletas, durante la rotación del rotor, realizan movimientos alternativos o de vaivén respecto al rotor. Bajo la acción de la fuerza centrífuga, las paletas se aprietan con sus extremos libres a la superficie interior del estator y deslizan por éste, al tiempo que los extremos interiores de dichas paletas se desplazan sobre el eje de giro.

Excentricidad

Salida

Paletas

Rotor

Entrada

Figura 18. Máquina de paletas deslizantes.

En la figura 19 se muestran esquemas de los otros tipos de máquinas de paletas.


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Figura 19. Esquema de máquinas de paletas. a) paletas deslizantes, b) paletas giratorias, c) paletas oscilantes (o basculantes) y d) paletas flexibles.

La cilindrada de este tipo de este tipo de máquinas es variable. Se modifica variando la

excentricidad (e) desde el exterior y se calcula a partir de la expresión:

( )21 2π e 2D D bϑ = + (15)

donde e no puede nunca ser mayor de (D1 - D2)/2, siendo D1 y D2 los diámetros exterior e interior de los elementos de la máquina.

El máximo de esa fórmula resulta ser, por tanto,

( )2 22 1

π D D b4

ϑ = − (16)

Estas fórmulas son válidas siempre que se desprecie el espesor de las paletas (ez), si dicho

espesor no se desprecia, la fórmula corregida para el máximo de la cilindrad posible, es entonces:

1 2 1 2z

D D D D π e Z b2 2+ −⎛ ⎞ ⎛ ⎞ϑ = −⎜ ⎟ ⎜ ⎟

⎝ ⎠ ⎝ ⎠ (17)

siendo Z el número de paletas, aunque esta última es sólo una fórmula aproximada cuya exactitud depende mucho de la forma de las paletas.

Los problemas constructivos de estas máquinas están relacionados con la estanqueidad del

espacio entre las paletas y la carcasa exterior, y por los discos laterales. También están sometidas a


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grandes esfuerzos radiales. Normalmente son tres los métodos usados para mantener las paletas de una bomba adheridas a la carcasa exterior:

- Por fuerza centrífuga: al tratarse de máquinas rotativas, este método siempre está presente

(giro de las paletas). - Por medio de muelles comprimidos: empujan las paletas hacia el exterior. - Por presión: aprovechando el hecho de que la máquina produce una zona de sobrepresión

en la impulsión se puede diseñar una serie de conductos que se conecten a la base de las paletas y que hagan que esta presión desplace a las paletas hacia el exterior.

Pueden existir métodos que combinen alguno de los tipos descritos, aunque el primero de

ellos siempre estará presente. Para reducir el esfuerzo radial se pueden usar carcasas elípticas o lobuladas (figura 20), en

las cuales no se puede modificar la cilindrada.

Figura 20. Bomba de paletas de rotor equilibrado.

5.3. Descripción de las máquinas de pistones.

La clasificación general de este tipo de máquinas se muestra en el siguiente esquema:

Un sólo pistón (sólo generadoras)

Pistones en línea (sólo generadoras)Máquinas de pistones

Varios pistones Pistones radialesDe eje recto

AxialesCon eje inclinado

⎧⎪

⎧⎪⎪⎪⎪ ⎪⎨ ⎪⎨⎪⎪⎪ ⎧⎪⎪ ⎨⎪⎪ ⎩⎩⎩

Las bombas de pistones en línea (figura 21) tienen un funcionamiento y una disposición

geométrica similar a los pistones de un motor de combustión de un coche, con la diferencia funcional de que en éstos no hay explosión del combustible, únicamente, el incremento de presión. Son muy robustas y adecuadas para presiones y caudales altos. Su rendimiento volumétrico es alto. Una característica importante de las bombas de un solo pistón y las de pistones en línea es su no reversibilidad, es decir, no pueden trabajar como motores.


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Figura 21. Máquina de pistones en línea.

En la figura 22 se muestra varios esquemas de una máquina de pistones radiales, y se

muestra el principio de funcionamiento de las mismas. En estas máquinas los pistones están alojados en un bloque cilíndrico que gira con una cierta excentricidad respecto a otra carcasa cilíndrica. La estanqueidad se obtiene gracias a la fuerza centrífuga y a la presión del aceite. Presentan un buen rendimiento volumétrico. La aspiración y la impulsión se realizan a través de lumbreras. Pueden modificar su cilindrada a través de la modificación de la excentricidad del bloque cilíndrico. Pueden ser reversibles y trabajar como motores. Los esfuerzos radiales son menores que en las máquinas de engranajes, pues las superficies de los pistones son pequeñas.

Figura 22. Máquina de pistones radiales.


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En la figuras 23 y 24 se muestran los esquemas de máquinas de pistones axiales, una con eje recto y otra con eje inclinado. Estas últimas constan de un bloque cilíndrico accionado externamente, en el que se hallan los huecos cilíndricos; este bloque forma un ángulo respecto al eje de giro, lo cual posibilita variar la cilindrada. La conexión entre el bloque móvil y las partes fijas se realiza mediante superficies esféricas. Disponen de lumbreras de aspiración e impulsión, por lo que pueden trabajar como motor.

Control del ángulo de inclinación

Eje y cojinetes de apoyo

Disco con orificios de entrada-salida

Compensación de la presión

Bloque de pistones

Sellos para evitar fugas

Pistón con cabezal ajustado a la placa inclinada

Mecanismo de retorno del pistón

Placa inclinada

Figura 23. Esquema de una bomba de pistones axiales de eje recto.

Figura 24. Esquema de una máquina de pistones axiales de eje inclinado.


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La cilindrada de las máquinas de pistones se calcula con las siguientes fórmulas: a) Pistones en línea:

2π C D Z4

ϑ = (18)

donde C es la carrera, D es el diámetro de cada pistón y Z el número de pistones. Estos equipos sólo pueden funcionar como bombas y nunca como motores debido a la necesidad de incorporar válvulas que diferencien la entrada y la salida del fluido (aspiración e impulsión).

b) Pistones radiales:

ZDe2

π 2=ϑ (19)

donde e es la excentricidad (o doble de la carrera), D es el diámetro de cada pistón y Z el número de pistones.

c) Pistones axiales:

tgβDZd4

π 2⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=ϑ (20)

donde d es el diámetro de cada pistón, Z el número de pistones, D el diámetro de la máquina y β el ángulo de inclinación del eje (puede ser fijo, si la máquina es de eje recto, o variable, si se trata de una máquina con sistema de inclinación del eje).

Las máquinas de pistones son las más compactas del mercado y, en el caso de las de

pistones radiales y axiales con eje inclinado, se trata de máquinas con cilindrada variable. Dicha variación se consigue variando la excentricidad y el ángulo de inclinación del eje (β), respectivamente. Las ventajas en cuanto a ser más compactas y con mayores rendimientos (menos fugas volumétricas) hacen que también sean las más caras, tanto respecto a su coste inicial como en cuanto a su mantenimiento (reposición de cilindros dañados, etc.). 5.4. Bombas de diafragma.

Son máquinas que disponen de válvulas de admisión y escape, por lo que ni son reversibles ni se pueden usar como motor (Figura 25). El flujo se produce mediante la deformación de una membrana. Están concebidas para evitar fugas del fluido y mantenerlo alejado del lubricante.

Figura 25. Bomba de diafragma.


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En la Tabla 1 se resumen los rangos de trabajo habituales de la mayor parte de las

geometrías de bombas volumétricas.

Tabla 1. Rangos de trabajo habituales de bombas volumétricas

5.5. Caudal instantáneo y caudal medio. Fluctuaciones de caudal.

Las máquinas de desplazamiento positivo no trabajan con un caudal constante, sino que en

función del tiempo, el caudal fluctúa. Este efecto no es el deseado en los conductos, por el consiguiente efecto sobre la presión, con lo que se trata de minimizarlo. Para ello, los diseños de las máquinas se realizan con varios pistones (si son máquinas de pistones) o con varias paletas o dientes del engranaje, según sea el caso. El hecho de incrementar el número de estos elementos hace disminuir las fluctuaciones, aunque incrementa el coste de la máquina.

Las fluctuaciones de caudal o el rizado de una máquina se caracterizan mediante la variación

del caudal que proporciona (si se trata de una bomba) en función del tiempo. En la figura 26 se muestra el rizado del caudal proporcionado por una bomba de pistones axiales formada por cinco pistones.


22

Figura 26. Evolución del caudal frente al tiempo en una bomba de 5 pistones axiales. El factor de rizado se calcula como la diferencia entre el caudal máximo y el mínimo

dividido por el caudal medio. Habitualmente se realizan cálculos teóricos en función del número de paletas, engranajes o

pistones de la máquina.

6. CRITERIOS DE SELECCIÓN.

Los criterios más importantes serían: presión máxima de funcionamiento, caudal máximo, velocidad de accionamiento, tipo de fluido empleado, tolerancia a la contaminación del fluido, tipo de regulación, ruido, tamaño y peso de la bomba, flexibilidad del diseño, mantenimiento y posibilidad de encontrar piezas de recambio, eficiencia y coste.

- Presión máxima de funcionamiento: en general, a mayor presión de funcionamiento mayor

coste de la bomba. La máxima presión requerida es función directa del tipo de circuito y de la aplicación a la que se destine. En bombas con sistema de regulación de potencia constante, a mayor presión menor consumo de caudal, con lo que tanto las bombas como los circuitos pueden ser más compactos, aunque se aumenta la posibilidad de que aparezcan efectos de compresibilidad. Las presiones máximas de funcionamiento habituales se resumen, de forma general, en la Tabla 2:

Aplicación Presión (bar)

Herramienta industrial 250 Máquinas herramientas 200 Automoción 300 Prensas 800

Tabla 2. Presiones máximas habituales en bombas de circuitos oleohidráulicos.

Fluctuaciones de caudal

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

0 36 72 108 144 180 216 252 288 324 360

Angulo (º)

Cau

dal i

nsta

ntán

eo

C a u d a l m e d io : 1 .5 8 9 C a u d a l m á x im o : 1 .6 1 8 C a u d a l m ín im o : 1 .5 3 8 IN D IC E IR R E G : 4 .9 8 %


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- Caudal (hasta 1000 l/min): la bomba seleccionada ha de aportar el caudal demandado por el

circuito durante un ciclo completo de funcionamiento. Si el caudal es relativamente constante, resulta más adecuado usar una bomba de caudal fijo que abaratará el coste de la instalación. Si el caudal presenta un cierto rango de variación, se deberá instalar una bomba de caudal variable (cilindrada variable para un mismo valor del número de vueltas). Si este rango es muy elevado se podrá optar por una solución en la que, además de la bomba, se incluya un acumulador. Se pueden adoptar también soluciones mixtas.

Dado que con el uso se produce un aumento de los huelgos debido al rozamiento de las partes

sólidas y que el caudal de fugas depende de dichos huelgos, se suelen elegir las bombas de forma que proporcionen un 10% más de caudal que el requerido. De esta forma, se equilibra el correspondiente aumento en las fugas con el uso.

- Velocidad de accionamiento: en la mayoría de las bombas el accionamiento es directo, de

forma que se conoce la velocidad de giro. El caudal es proporcional a la velocidad de giro. Cada diseño presenta limitaciones en las velocidades máxima y mínima, disminuyendo siempre la vida útil al aumentar el régimen de giro.

- Tipo de fluido: el parámetro importante a considerar es el rango de viscosidades en que el

fluido mantiene sus propiedades. Los aceites minerales suelen ser los recomendados, siempre que se cuide su mantenimiento. Los fluidos sintéticos o emulsiones de agua en aceite reducen notablemente la vida útil de la bomba debido a su menor capacidad de lubricación y a la posibilidad de oxidación de los elementos metálicos.

- Tolerancia a la contaminación del fluido: cualquier partícula no filtrada producirá daños a la

bomba, que serán más importantes cuanto menores sean las tolerancias constructivas de la misma. Las bombas lobulares y las de engranajes internos son las más tolerantes al tamaño de partículas.

- Tipo de regulación: puede ser a potencia constante, a caudal constante, a presión de salida

constante y mediante servocontrol manual. Cada tipo tiene su rango de aplicación. - Ruido: de importancia creciente. El ruido aumenta con el rango de presiones y con la

velocidad de giro, dependiendo del tipo de bomba considerada. Para el caso de las bombas de engranajes, el ruido es crítico a bajas frecuencias.

- Tamaño y peso de la bomba: es importante en las instalaciones móviles (maquinaria, grúas,

industria automovilística o aeronáutica). El peso de la bomba sólo es una parte del peso total de la instalación. Para reducir el tamaño y el peso de los equipos se puede actuar de dos formas distintas:

-Incrementando la presión de trabajo, lo que disminuirá el rango de caudales, la

capacidad requerida y el tamaño de los equipos.

-Reduciendo el tamaño del depósito mediante el uso de sistemas de refrigeración

independientes. Esta variable está muy relacionada con el coste de los equipos. En la actualidad se construyen gamas de equipos de muy bajo peso y alto coste.

- Flexibilidad en el diseño: la mayoría de los fabricantes emplea en sus diseños las directrices

de las normas CETOP y SAE. Los ejes, las bridas de sujeción y las conexiones suelen tener dimensiones normalizadas, de forma que habitualmente se asegura la intercambiabilidad en los equipos.


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- Mantenimiento y posibilidad de encontrar piezas de recambio: el desgaste por el uso es

inevitable, siendo necesario reemplazar el equipo entero o partes de él. En bombas de engranajes se suele cambiar la bomba entera. En las de paletas se pueden cambiar fácilmente éstas. En bombas de pistones el desgaste es crítico, necesitando cambiar la bomba entera.

- Rendimiento: esta variable, desde el punto de vista técnico, es la de mayor importancia a la

hora de seleccionar un equipo y es función de las demás variables mencionadas, particularmente de la presión de trabajo, de la velocidad de accionamiento y de la viscosidad del fluido empleado. Los rangos típicos de esta variable para los distintos tipos de bombas se resumen en la Tabla 3:

Tipo de bombas ηV(%) ηT(%)

En línea 98-99 <95 Radiales >95 <90 Pistones Axiales >95 >90

Engranajes <95 <90 Paletas <90 <80

Tabla 3. Rango de rendimientos en bombas de circuitos oleohidráulicos.

- Coste: es un parámetro que puede llegar a ser crítico. El coste inicial suele ser poco

importante frente al coste de funcionamiento y mantenimiento. Las bombas de desplazamiento positivo más económicas son las de engranajes, luego

estarían las de paletas y las de pistones axiales y radiales. Los equipos más caros son los de pistones en línea, cuyo rango de presiones máximas es mayor que las del resto de los equipos.

7. CARACTERÍSTICAS DE ASPIRACIÓN.

Aunque las máquinas de desplazamiento positivo tienen unas características completamente

distintas a las de las turbomáquinas, resulta interesante introducir el concepto de velocidad específica modificada, para tener en cuenta las características en cuanto a la capacidad de aspiración, para el caso de máquinas de líquidos. Se ha propuesto el parámetro siguiente:

[ ] [ ] 100

/revcm 1500

rpm N = Ω3 3

1

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ ϑ (21)

con los siguientes límites para estudiar el comportamiento de las distintas máquinas:

Ω < 1 1.2 1.5 2.0

Condición Autoaspiración Límite de autoaspiración

Aspiración con alimentación

exterior

Límite de utilización

práctico

Es decir, una bomba de desplazamiento positivo es autoaspirante cuando Ω ≤ 1.2, y

preferiblemente Ω ≤ 1.0 para estar completamente seguro. La capacidad de autoaspiración indica si una máquina es capaz de iniciar su funcionamiento sin necesidad de cebado o no.


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8. VARIACIÓN DE LAS PRESTACIONES DE LAS BOMBAS VOLUMÉTRICAS.

El caudal suministrado por una bomba volumétrica se puede modificar, además de cambiando la velocidad de rotación, variando la cilindrada de la misma. Esta variación se puede conseguir en bombas de paletas modificando la excentricidad entre el cilindro interior y la carcasa cilíndrica exterior; en bombas de pistones axiales modificando la inclinación del eje (Fig. 27):

Figura 27. Modificación del caudal en una bomba de pistones axiales.

Con la nomenclatura de la figura anterior, la cilindrada se calcularía con la siguiente expresión:

PC n A d tg ϑ = α

siendo n el número de pistones y A la sección transversal de un pistón. A continuación se van a mostrar sistemas de control de las prestaciones de una bomba volumétrica, considerando que se actúa en el sentido de modificar el ángulo α, aunque los procedimientos podrían aplicarse en otros sistemas de variación de cilindrada. 8.1. Control manual del caudal.

En el control mostrado en la figura 28, se aplica continuamente presión en la entrada A. Cuando la palanca de control manual se mueve hacia la derecha, pivota sobre el pistón del cilindro inferior desplazando el émbolo de la servoválvula hacia la derecha, alimentando la entrada B y desplazando el cilindro inferior hacia la izquierda, con lo que el émbolo de la servoválvula se desplaza hacia la izquierda y se cierra. El desplazamiento de la placa inclinada es proporcional al movimiento de la palanca de control manual.


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Este método se puede emplear para bombas reversibles y no reversibles. Para estas últimas, es usual asegurar un caudal mínimo para lubricar y refrigerar, por lo que no se permite que el ángulo α llegue a cero (Figura 29).

Figura 28. Control manual del caudal Figura 29. Características del control manual.

8.2. Control de presión.

Mediante este sistema, se varía el ángulo de inclinación del eje para conseguir que la presión suministrada por la bomba sea constante (Figura 30).

Figura 30. Control de presión.

Cuando la presión del circuito supera el valor limitado con el muelle, la válvula de control (la inferior) se abre, por lo que le llega aceite al cilindro, cuyo vástago se desplaza hacia la derecha reduciendo el ángulo de la placa inclinada de la bomba y, por tanto, reduciendo el caudal suministrado. Si la presión disminuye, la válvula de control se desplaza hacia la izquierda debido al muelle, conectando la cámara circular del cilindro con el tanque, cuyo vástago se desplaza a la izquierda, aumentando el ángulo de la placa inclinada de la bomba.

De esta forma, el caudal suministrado se ajusta de manera que la presión mantiene constante al valor impuesto por el muelle (Figura 31). Este sistema de control sólo puede ser usado con bombas no reversibles.


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Figura 31. Curvas características con control de presión.

8.3. Control de potencia.

Mediante este sistema, se varía el ángulo de inclinación del eje para conseguir que la potencia suministrada por la bomba sea constante. A medida que la presión suministrada por la bomba aumenta, el ángulo de la placa inclinada de la bomba se reduce para mantener constante el producto del caudal y de la presión (Figura 32).

. Figura 32. Control de potencia. Figura 33. Curvas características con

control de potencia.

A medida que la presión aumenta, si esta alcanza el valor de la presión de tarado de la válvula de seguridad, esta se abre y todo el caudal pasa por esa válvula, disipándose toda la energía suministrada a la bomba. Para evitar esto, adicionalmente al control de potencia, se utiliza también un control de presión:

Figura 34. Curvas características con control de potencia y compensación de presión.


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8.4. Control de caudal constante.

Mediante este sistema, se consigue que la bomba suministre un caudal constante independientemente de los cambios en el rendimiento volumétrico y de la velocidad de accionamiento. Este método de control se usa en bombas accionadas por motores de combustión interna para mantener un caudal constante aunque varíe la velocidad de accionamiento (Figura 35).

Figura 35. Control de caudal constante.

Una válvula reguladora de caudal en la salida de la bomba genera una diferencia de presión, que es función del caudal, pero independiente de la presión. Las presiones de ambos lados de la válvula reguladora de caudal (P1, P2) se aplica a los extremos de una válvula direccional, que puede adoptar cualquier posición entre completamente conectado a tanque y completamente conectado a la presión de salida de la bomba.

Cuando el caudal excede el valor impuesto por el muelle, P1 es mayor que P2 mas la presión del muelle, y la corredera de la válvula direccional se desplaza para permitir que el caudal llegue al cilindro de la bomba y se reduzca el ángulo de la placa inclinada de la bomba, reduciéndose el caudal y, por tanto, reduciéndose la presión P1. La válvula direccional está constantemente en movimiento y ajustando el caudal de la bomba.

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