Sistemas hidraulicos ing fanor

libro en pdf de sistemas hidraulicos para la materia de sistemas hidraulicos y neumaticos en la Universidad Mayor de San Simon de la carrera de Electromecanica

1. Sistemas Hidráulicos________________________________________________1
Capítulo I

UTILIZACION DE LA ENERGÍA HIDRÁULICA

INTRODUCCIÓN

La automatización en los procesos de producción industrial y prestación de servicios se
esta dando debido al gran desarrollo tecnológico de la Hidráulica y la Neumática pura,
la Electro-Hidráulica y la Electro-Neumática, el desarrollo de la Hidráulica y de la
Neumática pura, nos da procesos de producción y servicios automáticos, de la misma
forma la Electro-Hidráulica y la Electro-Neumática interactuando con dispositivos
Eléctricos y Electrónicos se traduce en la obtención de procesos Automáticos de
producción y prestación de servicios, ambas tecnologías nos garantiza productividad,
calidad del producto o servicio a bajo costo, por otra parte, la aplicación de estas
tecnologías también nos garantiza seguridad para el operador, facilidad y precisión en el
control de movimientos de los actuadotes, por lo que, su estudio y la aplicación de estas
tecnologías en nuestro medio debe ser importante para el desarrollo industrial y la
implementación de procesos automáticos de producción industrial y de prestación de
servicios, permitiéndonos obtener ventajas significativas en cuanto a la calidad,
productividad y precio, obteniendo como resultado rentabilidad y competibilidad a todo
nivel. La enseñanza de la Hidráulica, la Neumática, la Electro hidráulica, Electro
neumática y por ende la automatización debe obedecer a estas necesidades de encontrar
dichas ventajas significativas de transformar los procesos productivos y de servicios
manuales, de grandes, medianas y pequeñas industrias en procesos semiautomáticos o
automáticos y bajar los costos de producción, mejorar la calidad de sus productos y
como resultado obtener rentabilidad y mantenerse en la competencia.

Semejanza, diferencias, ventajas, desventajas, entre sistemas Hidráulicos y
Neumáticos

Semejanza.

a.- Tanto la Hidráulica como la Neumática transmiten energía de presión a través de
tuberías o mangueras para realizar trabajo mecánico, siendo Aceite en el primer caso y
Aire comprimido en el segundo, en ambos casos se eleva la presión del fluido a un
determinado valor.

b.- Los actuadores, válvulas y otros elementos empleados para el diseño de circuitos
tienen parecido geométrico con la diferencia de que en la hidráulica son mas robustos y
son de acero por las elevadas presiones con las que trabajan, por lo tanto la
Conceptualización de circuitos Hidráulicos y Neumáticos son semejantes.

c.- Para identificar la mayor parte de los actuadores lineales y otros elementos tanto de
la Hidráulica como de la Neumática utilizamos la misma simbología.

d.- En ambos casos, tanto los actuadores como otros elementos están fabricados dentro
de tolerancias bastante precisas y reducidas.

2. Sistemas Hidráulicos________________________________________________2

e.- Las pérdidas de fluidos que se da en ambos casos, pérdidas por tuberías, mangueras
y elementos de unión se constituye en contaminante del sistema, siendo perjudicial al
rendimiento o a la productividad y a la durabilidad de los actuadores y elementos que
son fabricados con tolerancias bastante reducidas y precisas.

DIFERENCIAS.

a.- Tanto la Hidráulica como la Neumática tienen su propio campo de aplicación. La
hidráulica generalmente se emplea para transmitir esfuerzos elevados, movimientos
regulares, suaves y lentos, como en el mecanizado de maquinas herramientas, la
hidráulica nos permite un regulado continuo de las velocidades en el trabajo de los
actuadores con la hidráulica obtenemos velocidades constantes a pesar de variaciones de
carga, a lo largo del proceso de recorrido del actuador.

b.- Con la Neumática debido a que el aire es compresible es difícil obtener grandes
presiones consecuentemente esfuerzos y velocidades uniformes con variaciones de
carga, siendo también difícil obtener velocidades bajas, como con los sistemas
hidráulicos.


VENTAJAS DE LA HIDRÁULICA FRENTE A LA NEUMÁTICA.

a.- Las presiones de trabajo pueden alcanzar hasta los 700 kg./cm
2
, en cambio con la
Neumática “Aire comprimido” la presión del aire comprimido utilizado generalmente es
del orden de 2 a 20 kg./cm
2
.

b.- Para muchas aplicaciones el Aceite es prácticamente incompresible, no en tanto en la
Neumática la compresibilidad del aire presenta problemas en muchos casos.

c.- Con la Hidráulica se obtiene regulación de la velocidad de los actuadores y variación
del movimiento de los mismos con facilidad mediante el control del fluido, en cambio
con la Neumática la regulación de flujo del aire es mas complicada por lo que, sí se
requiere precisión en movimientos se acude a Sistemas auxiliares tales como la óleo
neumática.

d.- En la hidráulica la energía de presión se genera en la propia maquina o sistema en el
momento de su utilización por lo que, se dice que es un sistema autónomo. La
neumática casi por lo general depende de una red de distribución de Aire comprimido
que funciona como un reservatorio y comprende a partir del compresor, por otra parte
tiene un complicado proceso de tratamiento.


VENTAJAS DE LA NEUMÁTICA FRENTE A LA HIDRÁULICA.

a.- La Neumática es fácil implementarlo, la instalación de equipos Neumáticos es
económico, sencillo, rápido y limpio.

3. Sistemas Hidráulicos________________________________________________3

b.- Las velocidades de los actuadores Neumáticos son mucho mayores que los de la
Hidráulica por lo que la productividad con la Neumática es elevada.

c.- Son apropiados para instalaciones con peligro de incendio o de explosión ya que su
característica es ser antiinflamables.

APLICACIÓN DE LA ENERGÍA HIDRÁULICA EN CIRCUITOS O SISTEMAS
HIDRÁULICOS



Concepto de sistemas hidráulicos y/o electro-
hidráulicos

Sistemas hidráulicos y/o electro-hidráulico es el
conjunto de elementos mecánicos, eléctricos y
electrónicos tales como: bombas, motores
hidráulicos o actuadores rotativos, cremallera-
piñón, actuadores lineales, válvulas, enfriadores,
aceites, tuberías, conexiones, tanques de aceite,
sensores, PLCs y otros. De tal forma que, cuando
adecuadamente ínterligados entre ellos forman
esquemas o circuitos de acuerdo a nuestras
necesidades permitiendonos obtener movimientos
que pueden ser rectilíneos horizontales, verticales,
movimientos angulares y de rotación; automáticos o
manuales. Como resultado obtenemos trabajo
mecánico, siendo los elementos centrales de un
sistema hidráulico la bomba, el motor hidráulico y el
aceite.

FIGURA 1.1

APLICACIÓN DE LOS SISTEMAS HIDRÁULICOS

La aplicación los sistemas hidráulicos puros y/o electro-hidráulicos esta en la
ingeniería en general, por lo que es sumamente amplio e importante, encontramos la
hidráulica en.

1. En la industria.- En maquinas de inyección de plásticos, embasador de diferentes
tipos de fluidos se obtiene la electro-hidráulica en este proceso de inyección damos
la forma necesaria al plástico forzando bajo presión al material a cavidades o
matrices dándonos piezas complejas con excelente tolerancia dimensional
precisando poca o ninguna operación de terminado, también es usado para fabricar
recipientes, baldes, tapas de recipientes y otros, en la industria también se encuentra
en taladros, cilindradora de chapas y en procesos de producción de la siderurgia. ??
?
0.00 Bar

4. Sistemas Hidráulicos________________________________________________4

2. En la construcción Civil.- Se utiliza en las transmisiones de equipos pesados tales
como: Tractores, Palas cargadoras, moto niveladora, en tolvas de volquetes, En
represas para accionar compuertas, en equipos de elevación de carga y hormigón
también es muy común utilizar en la construcción de viaductos o puentes como en
el caso de la ciudad de Millán al sur de Francia, se construyo un viaducto de 2460
mts. de largo y 336 mts. de altura con capacidad de cuatro carriles, el sistema
hidráulico fue utilizado para suspender y empujar tableros de hormigón armado que
en el caso tiene de 32 mts. de largo del tablero por 4.3 mts. de alto.

3. En la aviación.- Se utilizan en los trenes de aterrizaje.

4. En la explotación petrolera.- Para la perforación de pozos petroleros
consecuentemente extracción de petróleo, también se utiliza en la explotación
minera y extracción de agua.

5. En industria Automotriz.- Se utiliza en los sistemas de dirección y sistemas de
freno.


VENTAJAS DE LA UTILIZACIÓN DE LA ENERGÍA HIDRÁULICA EN LA
INGENIERÍA


1. Nos permite obtener movimientos lineales, angulares y de rotación sin grandes
esfuerzos musculares, los movimientos de rotación continuos se consiguen mediante
la combinación de una bomba y motor hidráulico, los movimientos lineales con la
ayuda de actuadores lineales hidráulicos y los movimientos angulares con el
conjunto cremallera piñón.

2. Nos permite obtener o transmitir grandes esfuerzos y potencias con la ayuda de
órganos reducidos; ejemplos: prensa hidráulicas, gatas hidráulicos, cilindros de
buldózer, multiplicadores de presión, cilindros de palas cargadoras, etc.

3. Se tiene suavidad en la inversión de marcha, gracias a la ausencia de masa o inercia
que abra que vencer permitiéndonos obtener torques y esfuerzos de acuerdo a las
necesidades, es el caso de las transmisiones hidrostática de equipo pesado o de
construcción.

4. Nos permite automatizar todo o cualquier proceso de producción industrial donde
los requerimiento de esfuerzo son grandes.

5. No se tiene necesidad de lubricar las válvulas, cilindros y otros, debido a que el
aceite hidráulico que es el elemento importante en la producción de trabajo
mecánico, también cumple la función de lubricar.

5. Sistemas Hidráulicos________________________________________________5
DESVENTAJAS DE LA ENERGÍA HIDRÁULICA

1. Los circuitos hidráulicos son sensibles a la penetración de aire, el mismo que
provoca irregularidades en el funcionamiento tales como vibraciones, debido a que
el aire obstruye y corta la continuidad de la circulación de aceite a lo largo del
circuito.
2. Pérdida o disminución de la velocidad de desplazamiento del hazte de los
actuadores, disminución de la productividad o trabajo mecánico, potencia, todo esto
debido a las fugas de aceite por los retenes, mangueras y conexiones mal hechas.
3. Perdidas mecánicas, debido a la fricción del líquido en las válvulas estranguladoras,
codos, cambios de dirección bruscos. Todas estas acciones se traducen en perdidas
de rendimiento mecánico o potencia.

CARACTERÍSTICAS Y PROPIEDADES DE LOS ACEITES O FLUIDOS
HIDRÁULICOS.

1. Características, Los aceites o fluidos hidráulicos son sustancias liquidas cuyas
moléculas tienen la característica de gozar de gran movilidad, unos con relación a
los otros, debido a ello no tienen forma propia o asumen la del recipiente que los
contiene, gracias a ello el aceite en los sistemas hidráulicos puede circular en todas
las direcciones y pasar por cualquier otro orificio o canalización.
2. Propiedades, Las propiedades de los fluidos son: viscosidad, resistencia a la
presión, a la temperatura, resistencia a la corrosión, al envejecimiento y la
inflamación. Con todas esas propiedades los aceite son excelentes medios de
transmisión de energía potencial a través de los elementos hidráulicos,
consecuentemente la obtención del trabajo mecánico.

VISCOSIDAD DE LOS ACEITES HIDRÁULICOS.

La viscosidad es una propiedad importante, es la medida de resistencia que ofrece sus
capas moleculares al fluir una sobre la otra. Al hablar de resistencia entendemos que
existe una fuerza opuesta al movimiento de las moléculas, esa fuerza opuesta proviene
de la fricción entre sus moléculas cuyo valor es dado por la formula:


Para el análisis de esta ecuación tómanos dos
camadas de los fluidos de área A y B separadas
por una distancia z. Las camadas se mueven
con diferentes velocidades una de ellas a una
velocidad de V +V y la otra con velocidad V,
F FIGURA 1.2 la fuerza de fricción entre las dos camadas son
de sentido contrario al movimiento y dependen de las características del fluido.
En la formula , es el coeficiente que depende de la naturaleza del fluido (coef. de
viscosidad absoluta o dinámica), el mismo que esta dado por la relación entre el
coeficiente de viscosidad cinética y la masa especifica; del análisis concluimos que la Z
V
AF


*

6. Sistemas Hidráulicos________________________________________________6
fuerza de fricción depende de las características de fluido, "viscosidad y del área de
contacto".En síntesis la viscosidad tiene la función de proteger del desgaste y
conservación de todos los elementos hidráulicos sometidos a presión y temperaturas
variables.

UNIDADES DE VISCOSIDAD Y VISCOS ÍMETRO

La unidad de viscosidad adoptada por EBR en concordancia con la Norma ISO es el
centi stoke, que es igual a 0.01 stoke, esta unidad también la adopta la "American
Society of Testing and Material" de la USA y países Europeos.
La Rexroth Menesman, uno de los principales constructores de elementos para sistemas
hidráulicos, recomienda una viscosidad limite de 60c.s.t. a 50c, los fluidos que
cumplen esas condiciones son el LUB -AOH de EBR, son aceites hidráulicos minerales
con aditivos de alta calidad.

VISCOSÍMETRO

Es un aparato que mide el tiempo que tarda en fluir un volumen
fijo de aceite por un tubo capilar de diámetro conocido y una
temperatura de 40 a 100C. Existen diversos tipos de
viscosímetros siendo el universalmente conocido el viscosímetro
SAYBOLT y el REDWOOD, con este viscosímetro medimos la
viscosidad cinética.




FIGURA 1.3

SELECCIÓN DE ACEITES HIDRÁULICOS PARA DIFERENTES
APLICACIONES

La selección obedece a recomendaciones de los fabricantes de los diferentes elementos
hidráulicos o máquinas, las mismas que se sujetan a normas para la fabricación de
aceites por lo que se tiene las normas.
DIN 51524 "U. D. M. A. ", Asociación Alemana de Constructores de Maquinas, que
identifica las características de los aceites hidráulicos con las letras, H, H-L, y H-LP,
DIN 51524H, DIN 51524 H-L y DIN 51524 H-LP.

Un aceite con solamente la letra H significa aceite mineral sin aditivos que le de
resistencia al deterioro y con escaso grado de viscosidad, la aplicación de estos aceites
esta en instalaciones hidráulicas sin exigencias a la presión y temperatura.

Los aceites con las letras H-L son aceites minerales con aditivos para aumentar.
a.- La resistencia a la corrosión y oxidación.

b. Resistencia a la presión, a la temperatura, al envejecimiento, y aditivo
antiespumante.

7. Sistemas Hidráulicos________________________________________________7
Todos compatibles con los sellos por lo que son aceites utilizados en instalaciones
hidráulicas, que trabajan a altas presiones y temperaturas, donde se dan las condiciones
de oxidación a consecuencia de la vaporización del agua.
Los aceites con la letra H-LP son aceites con todas las propiedades anteriores MAS
OTROS ADITIVOS para disminuir el desgaste cuando los mecanismos trabajan a
grandes presiones. Existe un aceite con las letras H.F.D., son aceites sintéticos también
llamados ESTER-FOSFATO, estos aceites fuera de sus propiedades de resistencia a la
corrosión, al envejecimiento y a la presión son aceites que garantizan estabilidad de su
composición química a temperaturas de 150C, la utilización de estos aceites esta
limitado por su alto costo.
Aceites con las letras LUB-AOH 68 de producción nacional "EBR" son aceites
equivalentes al DIN 51524 H-L, en consecuencia con aditivos de alta calidad y
compatibles con los sellos de goma. En nuestros medios estos aceites son utilizados en
prensas hidráulicas, maquinas herramientas, maquinas industriales, cilindros
hidráulicos de equipo pesado. La LUB-AOH 68 también tiene su equivalencia la
RANDO HD-C7DH-68 (TEXACO) o TELLUS OIL 68 (SHELL).

VARIACIÓN DE LA VISCOSIDAD CON LA TEMPERATURA

La viscosidad de los aceites utilizados en
circuitos hidráulicos disminuye
considerablemente con el aumento de la
temperatura según las leyes de los distintos
tipos de aceites, se tiene el gráfico que nos da
curvas representativas de la viscosidad en
función de la temperatura, y la fórmula a
seguir representa claramente la relación entre
la viscosidad y temperatura. 0tt
c
0
00
t
10 * ;
t- t
c
log

 




Donde p, 0 y c son parámetros a determinar
por el tipo de aceite.

FIGURA 1.4

VARIACIÓN DE LA VISCOSIDAD CON LA PRESIÓN

La viscosidad de los aceites crece con el aumento de la presión según la ecuación: p
0p
e



p = es la viscosidad a la presión p.
0 = es la viscosidad a la presión atmosférica.
 = es el coeficiente presión-viscosidad del lubricante. Este coeficiente caracteriza
al líquido y casi siempre depende de la temperatura y no de la presión, sea
establecido que para rangos de presión hasta de 400 Kg./cm
2
, la variación de la
viscosidad con la presión puede ser considerado despreciable.

8. Sistemas Hidráulicos________________________________________________8

CONCLUSIÓN

Según la norma ISO 32, 46, 68, 150 y 220 un aceite hidráulico debe tener las
características siguientes:

 Inhibidores de oxidación.
 Propiedades antidesgastante ( HD ) en especial en equipos que trabajan a altas
presiones.
 Debe dar excelente protección contra la formación de herrumbre.
 Debe contener aditivos antiespumante.
 Debe poseer gran estabilidad térmica.
 Debe prevenir la formación de emulsiones con agua

COMPRENSIBILIDAD DE LOS ACEITES O FLUIDOS HIDRÁULICOS.

No es tan evidente que los fluidos líquidos sean incomprensibles, cuando sometidos a
elevadas presiones ellos presentan un cierto grado de Comprensibilidad la misma que
es calculada por la formula:   PtPabVaV  1
=
3
cm
Donde:

ΔV = Variación de volumen de aceites a la presión del trabajo.
Va = Volumen del aceite a la presión atmosférica.
b.- = Factor de comprensibilidad, este factor para aceites minerales varia de 50 *
10-5 a 70**10-5 cm./Kg.
Pa = Presión atmosférica =1.033 kg/cm
2
.
Pt = Presión de trabajo.

Ejemplo:

Calcular la variación de volumen de aceite en un cilindro hidráulico de 100lt.
de volumen y presión de trabajo de 250 kg/cm
2
.

Datos:
V = 100 lt.
b = 50*10-5 cm
2
/kg
Pa = 1.033 kg/cm
2

Pt = 250 kg/cm
2

   2.101250033.1510*501100 V
3
cm
102.0V Lts

En las instalaciones hidráulicas se recomienda a objeto de obtener seguridad y eficiencia
en el funcionamiento de todo sistema hidráulico, compensar la falta de aceite por efecto
de la comprensibilidad y dilatación de los cilindros, tuberías, se lo hace adicionando en
el orden de1% de su volumen para cada 100 kg/cm
2
de presión de trabajo.

9. Sistemas Hidráulicos________________________________________________9

TIPOS DE ENERGÍA Y TRANSFORMACIONES EN CIRCUITOS
HIDRÁULICOS

a. Energía potencial.
b. Energía cinética.
c. Energía calorífica.
d. Energía mecánica.

a. Energía Potencial; es la que se identifica en forma de presión y se produce a
consecuencia de la compresión del fluido, pudiendo ser esa compresión media, baja, o
alta, dependiendo de la resistencia que le ofrece; la presión del aceite también es
función del tipo o capacidad de la bomba hidráulica.

b. Energía Cinética; la energía cinética de los líquidos se da debido al movimiento o
por efecto de la velocidad a través del circuito o sistema hidráulico.

En circuitos hidráulicos operados en forma brusca y aquellos operados por electro
válvula se da una interrupción rápida del fluido hidráulico en circulación, esta energía
cinética detenida en forma brusca o intempestiva
Ocasiona ondas de presión que se propaga desde el punto de interrupción hasta la
válvula o elemento hidráulico, los mismo que se amortiguan gradualmente a medida que
se repite el ciclo, este fenómeno de ondas de presión, se conoce con el nombre de
GOLPE DE ARIETE lo cual es altamente perjudicial, a objeto de evitar ese fenómeno
se instala en la línea hidráulica acumuladores.

Resumiendo, el golpe de arietes es el
aumento súbito de presión que aparece
en una tubería cuando el líquido que
circula por la misma es detenido
bruscamente o abierta la válvula en la
que aparece o golpe de ariete negativo.





FIGURA 1.5


CALCULO DE LA INTENSIDAD DEL GOLPE DE ARIETE

1. El valor de este golpe de ariete o sobre presiones depende del tiempo de cierre
"Velocidad de cierre de las válvulas". Para el estudio de este fenómeno es
necesario considerar las siguientes posibilidades.
Cierre, tc =0, físicamente imposible.

10. Sistemas Hidráulicos________________________________________________10

Cierre rápido

Para tc  0, para 0 tc  To, dondeTo=2L/c = T/2, la presión máxima es la misma que
en el cierre instantáneo.

Donde t es el tiempo que tarda la onda en recorrer una vez la distancia entre la válvula y
el elemento hidráulico.

Donde:
L= Longitud de la tubería.
C= Velocidad de la onda.
T= Ciclo de la onda.


oigfj
Cierre lento
t c  to =2L/c = T/2, la presión máxima es menor que los casos anteriores, porque la
presión de la onda elástica llega a la válvula antes de que se complete el medio ciclo e
impide el aumento posterior a la presión, este caso es el que generalmente se da


CALCULO DE LA SOBREPRESIÓN INSTANTÁNEA Y TOTAL.

P =CV fórmula de Joukowski.

Siendo:
 =Peso específico del líquido.
C =Velocidad de la onda de presión.
V =Velocidad del líquido.

2. Sobre presión en cierre instantáneo parcial.

P= C (V-V1)


Siendo V =velocidad final del fluido.

3. Sobre presión en cierre lento.


Siendo K= coeficiente comprendido entre1 y 2; se recomienda tomar un valor
inferior a 1.5; valor que toma en cuenta los efectos de la elasticidad de la tubería.
Tc
LVK
P



11. Sistemas Hidráulicos________________________________________________11

CALCULO DE LA VELOCIDAD DE LAS ONDAS DE PRESIÓN



Donde:
E = Espesor de la tubería.
 = Peso especifico del fluido.
E0 = Módulo de elasticidad del fluido.
E = Módulo de elasticidad de la tubería.
D = Diámetro de la tubería.
Ejemplo:

Al final de una tubería de acero del que E =2*106 kg/cm
2
y D= 60 mm, tubería es de
2.5 m/ seg. . la válvula sufre un cierre instantáneo. Eo=2.07*10 kg./cm
2
coeficiente de
elasticidad del volumen de aceite.
Calcular
a) La velocidad de propagación de la onda de presión.
b) La sobre presión producida por el golpe de ariete.
Solución:
a.-

b.- p = CV = 85*13.6*2.5 =2.890 kg./m =0.29 kg./m

V= Velocidad del aceite de una tubería

c.- Energía calorífica. La energía calorífica que se traduce en perdida de carga o
energía en forma de calor que a la ves se significa perdida de trabajo mecánico, es
generado por diversos motivos siendo ellos.

1.- Por la fricción entre las camadas liquidas.
2.- Por la fricción entre el líquido y la rugosidad de las paredes internas de la
tubería.
3.- Por la velocidad del fluido, la misma que determina el tipo de régimen ya sea
laminar o turbulento
Exe
EoD
Eo
C


1
 sm
Exe
EoD
Eo
C /6.13
44.1
6.15
002.0*10*2
06.010*07.2
1
58
10*07.2

1









12. Sistemas Hidráulicos________________________________________________12
Flujo laminar.-Se da cuando las
partículas del fluido se mueven formando
capas ordenadas y paralelas entre sí, este
tipo de flujo se da hasta cierta velocidad del
fluido "En régimen laminar no se da la
interferencia entre las partículas".
FIGURA 1.6

Flujo turbulento.- Se da:

1.- Por la circulación del fluido encima de una determinada velocidad o número de
Reynolds Nr.
2.- Por la reducción de la sección de la tubería con la que se varía la velocidad en
consecuencia el Nr
3.- Por la rugosidad de las paredes internas de la tubería.

En la sección menor el flujo es arremolinado en la
que las partículas del fluido no se mueven de forma
ordenada mucho menos las capas son paralelas en un
solo sentido, al contrario se interfieren. En este tipo de
FIGURA 1.7 movimiento debido a los choques entre las partículas
a resistencia del fluido aumenta en consecuencia las pérdidas hidráulicas por
desprendimiento de energía calorífica por fricción, este tipo de flujo no es recomendable
en sistemas hidráulicos por ello existen rangos de velocidad de fluido que deben circular
en los sistemas hidráulicos tanto en las tuberías de succión, presión y descarga.

TRANSFORMACIÓN DE ENERGÍA EN LOS CIRCUITOS HIDRÁULICOS

Los circuitos hidráulicos absorben y restituyen energía mecánica, proceso en la que se
da la transformación de la energía mecánica a cinética, potencial y nuevamente
mecánica.

La bomba hidráulica es puesta en funcionamiento por un agente externo que pude se un
motor eléctrico, motor de combustión interna o engranajes de transmisión. Los mismos
que le proporcionan energía mecánica, esta energía recibida por la bomba le sirve a ella
para la succión del liquido y dotarle de energía cinética o de velocidad a través de los
conductos, luego esta energía se transforma en potencial o de presión debido a la
resistencia que encuentra el hazte del actuador en su recorrido, resistencia debido a los
esfuerzos que debe realizar con ello trabajo mecánico, con lo que queda probado que los
circuitos hidráulicos absorben y restituyen energía mecánica.

PRINCIPIO Y APLICACIONES BÁSICAS DE LA HIDRÁULICA

1. Las fuerzas son directamente proporcionales a las presiones y superficies que se la
aplica. Siendo A grande tendremos F grande o viceversa.

F= P*A

13. Sistemas Hidráulicos________________________________________________13 2
/;* cmkg
A
F
PAPF 
2.- La presión es inversamente proporcional a la superficie sobre la cual actúa
superficies grandes tendremos presiones pequeñas o viceversa.

P = F/A

Ejemplo:

A un cilindro de freno de 1cm de sección se le aplica una fuerza de 20kg; demuestre:
a) Que la fuerza es directamente proporcional a la superficie que se aplica.
b) Que la presión es inversamente proporcional a la superficie.

Datos:

A1 = 1 cm
2

F1 = 20 kg
A2 = 2 cm
2

A’2 = 0.5 cm
2




FIGURA 1.8

111*APF
FIGURA 1.8 20
1
20
1
1
1

A
F
P 2
/cmKg
1*20
1F = 20 Kg

Aumentando el área, mayor es el esfuerzo, directamente proporcional al área o
superficie.

b) F1 = 20 kg.
A1 = 1cm
2

P = 20 kg/cm
2

A2 = 2cm
2


Aumentando el área, la presión es menor.

c) Cálculo de la F2 ; de la figura se tiene :
4
*
4
**
2
2
2
1
1
2
1
1
212
D
D
F
A
A
F
APF


 2
1
2
2
12 *
D
D
FF

14. Sistemas Hidráulicos________________________________________________14
Con lo que queda demostrado que las fuerzas son proporcionalmente a las superficies
que se les aplica o proporcionales a la relación existente entre el cuadrado de los
diámetros mayor y menor de los cilindros,"mayor, diámetro, mayor superficie, mayor
fuerza o viceversa".

Ejemplo 2
Prensa hidráulica. Dado el diseño, calcular el esfuerzo F1 o carga que se debe aplicar
para equilibrar la carga de 4400 Kg. sabiendo que A1 es igual a 40 cm
2
y A2 4000 cm
2
,
densidad del aceite 750 Kg. /m
3

Datos:

A1 = 400 cm
2

A2 = 4000 cm
2

F1 = 750 Kg. / m
3

F2 = 4400 kg.



F1+* ZA 1 =
F2*A2
FIGURA 1.9
F1 = F2 * A2- Z A1

F1 =42.8 kg.

Pequeños esfuerzos, pequeña superficie significa o demuestran que los esfuerzos son
directamente proporcionales a la superficie.

UNIDADES UTILIZADAS EN SISTEMAS HIDRÁULICOS

P =bar
P =kg. / cm
2
A = cm
2

Q =lt/min
F =kg. L = m
V =mm/s,cm/s


TIPOS DE CIRCUITOS HIDRÁULICOS

a) Circuito abierto
b) Circuito cerrado
c) Circuito semicerrado

004.0*04*750
4.0
004.0
*4400*
1
2
1
21
 ZA
A
A
FF 

15. Sistemas Hidráulicos________________________________________________15
a) Circuito Abierto. Se dice circuito abierto, debido a que la válvula direccional sea
manual o electro-hidráulico estando en su posición central o neutra deja circular el
aceite, de la bomba a través de las tuberías a la válvula y de esta al tanque siendo esta
accionada envía fluido a los elementos hidráulicos o actuadores y de ellas al tanque o
deposito de aceite, “el aceite parte del tanque y retorna al tanque.”

b) Circuito cerrado. Las válvulas 1 y 2 son válvulas limitadoras de presión o de
frenado, cuya intensidad o capacidad están reguladas en función de la inercia o carga
arrastrada por el motor hidráulico.


En los sistemas o circuitos
hidráulicos cerrados
compuestos de bomba y de
motor hidráulico, la bomba
generalmente es de dos sentidos
de rotación y de flujo variable,
igualmente el motor hidráulico.

En este tipo de circuitos el flujo
se desplaza de la bomba para el
motor y de motor hidráulico
directamente a las líneas de
succión de la bomba. En los
circuitos cerrados la línea
bomba motor es de alta presión
y motor bomba de baja presión,
los elementos importantes del
circuito cerrado son: válvulas
limitadoras de presión, las
mismas que nos dan seguridad
en cuanto a la presión de
trabajo, o nos limita de acuerdo
a las necesidades del toque, por
F FI GURA 1.11 la inercia de las cargas

arrastradas por el motor hidráulico, también sirve como válvula de bloque o drenado del
motor hidráulico.
La válvula 3, válvula de circulación es una válvula direccional accionada
hidráulicamente en dos circunstancias:

1.- Cuando la bomba 4 tiene desplazamiento nulo, la bomba de alimentación 5 envía
fluido por esta válvula de circulación que se encuentra en posición central
abierta dejando pasar a la válvula limitadora de presión y de ella al enfriador y
depósito, esta válvula de presión esta regulada entre 8 y 15 kg./ cm
2
.

16. Sistemas Hidráulicos________________________________________________16
2.- Cuando la bomba 4 es acciona el motor hidráulico, a través del fluido, la válvula
de circulación es accionada desde la línea de alimentación o línea de alta presión
y conectada a la línea de retorno al tanque por la válvula reguladora de presión
5, la ligación de la válvula 5 es a través de la línea de pilotaje X. Y. X1,
dependiendo el sentido en que estaría la línea de alta presión.

VENTAJAS DE LOS CIRCUITOS CERRADOS

 Suplir las diferencias en la succión.

 Efectuar maniobra de inversión de
movimiento en los consumidores
con suavidad y continuidad.

 Hacer reversible las funciones de la
bomba y del motor especialmente
para efectos de restitución de energía
"frenado".





FIGURA1.12

c) Circuito semi cerrado .Son circuitos con las mismas características que los circuitos
cerrados, estos circuitos son utilizados cuando hay necesidad de complementación o
descargar el exceso de aceite de uno de los ramales del sistema, o cuando se emplea
actuadores hidráulico diferenciales en los que el volumen de aceite consumido son
diferentes consecuentemente los movimientos de avance y retorno, si se quiere
velocidad de avance y retorno del hazte iguales es necesario utilizar diferentes
elementos tales como válvulas limitadoras de presión, de flujo o reguladora de presión.

PARTES DE UN SISTEMA HIDRÁULICO.

1.- Conjunto de generación de potencia. Compuesto por las bombas, el tanque o
reservatorio y el fluido hidráulico.

2.- Conjunto de control o comando. Compuesto por las válvulas direccionales,
válvulas fin de curso, presostatos, Temporizadores, P.L.C.s, autómatas
programables y otros.

3.- Conjunto de actuadores. Estos elementos nos permiten obtener trabajo
mecánico y comprenden los actuadores lineales cilíndricos, rectangulares y
cuadrados, actuadores rotacionales, “motores hidráulicos”, actuadores de giro
limitados compuestos por cremallera y piñón, también se obtiene giros limitados
mediante articulaciones por pasadores.

17. Sistemas Hidráulicos________________________________________________17

SIMBOLOGÍA DE LOS ELEMENTOS HIDRÁULICOS Y NEUMÁTICOS
NORMAS DIN 24300 - ISO 1219

Consideraciones generales. Los siguientes objetivos:

1.- Representar métodos de conexión, métodos de acondicionamiento, representa
diversos tipos de válvulas, actuadores y accesorios.

2.- Facilita el diseño, comprensión e ínter presentación de los circuitos hidráulicos
y neumáticos.

Cada símbolo representa un determinado elemento Hidráulico o Neumático y define su
modo de funcionamiento prescindiendo sus características técnicas. Muestran de forma
simple la función que cada uno de estos elementos cumplen en el circuito”

Están constituidos por trazos, por circunferencia, arcos de circunferencia y flechas. Al
margen de identificarse de esta forma los elementos hidráulicos y neumáticos, a las
válvulas direccionales o de inversión de marcha también se las identifica por los
orificios o conexiones y el número de posiciones y se las denomina válvulas 4/3, 3/2,
4/2, 2/2, 5/2, 5/3. Sin que esto signifique su identificación completa debido a que no nos
dice de ellos si son eléctricos, mecánicos, electro-hidráulicos u otros.

Conclusión. Si bien los símbolos obedecen a un lenguaje técnico que facilita el diseño,
la comprensión e interpretación de los circuitos hidráulicos y neumáticos "Su
presentación es funcional y no técnica”.


BOMBAS HIDRÁULICAS

Las bombas hidráulicas son elementos mecánicos que transfieren al fluido líquido la
energía mecánica recibida, de motores eléctricos, motores de combustión interna u
otros.








Indicador de nivel Depósito de Aceite Filtro de Aceite Bomba de flujo Bomba de flujo Bomba de flujo
de aceite constante y un variable y un sentido variable con dos

18. Sistemas Hidráulicos________________________________________________18

MOTORES HIDRÁULICOS

Son elementos mecánicos que reciben energía de presión y transforman en fuerza de
rotación "Trabajo mecánico y torsión”.








Actuador Rotativo o Actuador Rotativo o Actuador Rotativo o
Motor hidráulico de un Motor hidráulico de dos, Motor hidráulico de dos, Motores eléctricos de, Motor térmico que tiene
solo sentido de rotación sentidos de rotación sentidos de rotación y combustión que acciona la misma función de
Flujo variable la bomba accionar la bomba










Actuador de giro limitado o
Motor hidráulico con
Rotación limitada


VÁLVULAS DE PRESIÓN

Son elementos mecánicos que de un modo general protegen o preservan los circuitos
hidráulicos







Válvula limitadora de Válvula de secuencia o Válvula de secuencia o de Válvula reguladora de Válvula limitadora de
Presión primaria de válvula de contrapresión contrapresión pilotada presión proporcional presión primaria pilotada
1 3







Válvula reguladora de presión secundaria de Válvula reguladora de presión secundaria Servo-válvula de presión que nos permite
Accionamiento directo, regula la presión de pilotada regular grandes presiones

19. Sistemas Hidráulicos________________________________________________19

VÁLVULAS DIRECCIONALES O DE INVERSIÓN DE MARCHA

Son elementos mecánicos que nos permiten controlar la dirección del fluido a fin de
realizar el trabajo deseado. De acuerdo a la norma DIN e ISO los orificios o conexiones
de las válvulas direccionales se representan por letras y números como sigue:













Válvula direccional manual 3/2 y centro Válvula direccional manual 4/3 centro Válvula direccional 4/3 operada con
Cerrado para trabajos con cilindros de simple abierto y elementos cerrados solenoides centro cerrado y elementos
Efecto abierto y elementos cerrados hidráulicos cerrados






Válvula direccional 4/3 con traba Válvula direccional 4/3 que en su posición Válvula direccional 4/2, éstas válvulas en
Inicial o neutra pone en comunicación los sus posiciones inicial establece
Cuatro orificios o conexiones, uno de los conexión con el elemento hidráulico o
Cuales generalmente está unido al depósito actuador.







Válvula direccional 2/2 Válvula direccional pilotada por solenoide y Válvula direccional 6/3 de accionamiento
Controlado hidráulicamente “Centrado por manual para equipo móvil centrado por
Presión hidráulica” resorte


Válvula direccional de rodillo Válvula direccional 3/2 de asiento Válvula direccional de asiento 3/2 Válvula de pedal 3/2
normalmente cerrado con un esfera con 2 esferas.




ORIFICIO NORMA DIN 24300 NORMA ISO 1219
PRESIÓN P I
utilización A B C 2 4 6
escape R S T 3 5 7
Líneas de comando X Y Z 10 12 14

20. Sistemas Hidráulicos________________________________________________20







Servo – válvula direccional4/3 operada por Válvula direccional 4/3 pilotada con Electro válvula proporcional nos permite
Solenoide nos permite obtener solenoide controlada hidráulicamente hacer programas, controles de diferentes
Multiplicación de esfuerzos sentidos de movimientos, aceleraciones y
Desaceleraciones



VÁLVULAS DE RETENCIÓN “BLOQUEO

Nos permiten mantener el pistón del cilindro inmovilizado cualquiera que fuera su
condición de carga y movimiento.





Válvula de retención con desbloqueo Válvula de retención o bloqueo de Válvula de retención simple Válvula de retención con
de apertura hidráulica apertura hidráulico con dreno externo resorte de contrapresión








Válvula de doble retención con desbloqueo
Hidráulico.

ACTUADORES HIDRÁULICOS CILINDRICOS

Nos permite transformar la energía de presión de la bomba en trabajo mecánico.


Actuador Actuador Actuador Actuador Actuador
Cilindro de simple efecto Cilindro de simple efecto Cilindro de simple efecto Cilindro de doble efecto Cilindro de doble hazte y
Y retorno por fuerza retorno por la acción de sin amortización con amortización en el doble efecto, se
Externa recuperación de su avance y su retorno caracteriza por tener
Resorte superficies activas
Iguales

21. Sistemas Hidráulicos________________________________________________21



ACTUADORES CILINDROS TELESCÓPICOS

Nos permiten obtener grandes avances en espacios reducidos.




Actuador Cilindro telescópico de simple efecto Actuador Cilindro telescópico de doble efecto

FIGURA 1.13



CILINDROS MULTIPLICADORES DE PRESIÓN

Nos permite obtener presión multiplicada, dicha presión es directamente proporcional
a la relación existente entre los cuadrados de sus diámetros o áreas.






FIGURA 1.14


VÁLVULAS DE FLUJO

Nos permite obtener diferentes valores de avance lineal, rotación y sincronización de los
actuadores hidráulicos y neumáticos.







Válvula estranguladora Válvula estranguladora Válvula estranguladora Válvula reguladora de Válvula reguladora de
de flujo variable en de flujo en un solo de flujo variable en un flujo con orificio variable un solo sentido de
ambos sentidos sentido, variable y solo sentido y retorno libre con orificio constante.
retorno libre

22. Sistemas Hidráulicos________________________________________________22











Válvula reguladora de flujo Válvula de frenado o válvula de rodillo Válvula selectora de flujo
(Aceleración y desaceleración)








ACCESORIOS






Manómetro simple Termómetro Manómetro para protección Manómetro selector Indicador eléctrico de
Nivel de aceite










Acumulador de membrana Acumulador de membrana Calentador Presostato con contacto
interruptor











Presostato con dos Válvulas fin de Válvula fin de curso Registro cerrado Registro abierto Freno automático
Contactos o interruptores curso eléctrico proporcional

23. Sistemas Hidráulicos________________________________________________23
CONEXIONES Y LÍNEA DE FLUJO






Acople Conexión Junta de expansión




TUBERÍAS DE PRESIÓN HIDRÁULICA








Línea de flujo Líneas no interligadas Líneas ínter ligadas Mangueras o tubos flexibles

24. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________24
Capítulo II

ANÁLISIS DE LAS PÉRDIDAS DE CARGA
EN CIRCUITOS HIDRÁULICOS

ANÁLISIS DEL CONCEPTO DE BERNOULLI

Bernoulli indica que todo líquido que fluye o circula a través o por una tubería debe
vencer las fuerzas de fricción entre el fluido o camadas líquidos y las paredes internas
de la tubería, esta fricción o fuerza que es contrario al movimiento provoca pérdidas de
energía del líquido en movimiento llamadas también pérdidas de carga.
Para el análisis de este concepto tomamos un líquido que se desplaza entre las secciones
1-2 de una tubería.











2.-1 secciones lasen presión de energía la Es
21


P
Y
P
Z1 y Z2 = son las alturas a los puntos considerados por encima del plano horizontal o
plano de referencia que se traduce en altura de columna liquida.

Por lo que la ecuación de Bernoulli para líquidos reales se escribe:


En síntesis, la ecuación de Bernoulli nos dice que la energía total que el líquido posee
en un punto permanece constante, exceptuando las pérdidas de carga a lo largo de toda
la tubería, en circuitos hidráulicos solo tomamos en cuenta la energía de presión del
aceite, siendo despreciable su energía cinética debido al valor pequeño que
generalmente representa en relación con la energía potencial.

Ejemplo.
Demuestre que en un sistema hidráulico la energía cinética es despreciable, siendo la
presión del circuito de 40 kg/ cm
2
, la velocidad del líquido en la tubería es de 4 m /s y el
peso específico del aceite 0.9 kg/dm
3
..
g
V
y
g
V
22
2
1
2
2 pZ
P
g
V
z
P
g
V

2
2
2
2
1
1
2
1
22 
Plano de referencia
P1/
P2/ 2Z 1Z
p = Pérdidas de carga a lo largo del
desplazamiento dado en metros de
altura del líquido considerado.
V1, V2 = Son las velocidades de las
secciones 1 y 2, cuyas magnitudes son



llamados energía cinética en sus respectivas
secciones por unidad de peso del líquido


FIGURA 2.1

25. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________25
Para demostrar calcúlese la energía cinética y de presión en función de los datos:
1.- Energía cinética:

2.- Energía potencial:

0.82 es el valor de la energía cinética que representa escasamente el 0.35% de la
energía potencial, demostrando que la energía cinética puede ser despreciable.

DISTRIBUCIÓN DE VELOCIDADES EN TUBERÍAS CILÍNDRICAS

1. Régimen laminar.- Para dicho análisis consideramos una tubería cilíndrica recta de
diámetro d y radio r.

En este régimen observamos que las velocidades de los filetes o camadas líquidas son
crecientes partiendo de la pared interna del conducto al centro y varía según una
parábola; esta variación de las velocidades de los filetes es debido a la fricción entre sus
moléculas o camadas liquidas.
En síntesis, en el régimen laminar se ha
determinado que la velocidad de las
partículas del fluido adyacente a la pared
interna de la tubería es NULA, es decir
junto a la pared interna existe una película
adherente e inmóvil de líquido, por lo que, el
líquido que circula está en contacto con esas camadas estacionarias que se llama camada
LIMITE según la determinación de PRANDT; en éste régimen las fuerzas de fricción se
originan entre esas camadas líquidas solamente.

Por otra parte, se ha determinado que los diversos filetes o camadas líquidas tienen
velocidades propias y diferentes entre sí, esos diferentes valores de velocidades que se
dan por la fricción entre sus moléculas o camadas liquidas es la causa de las pérdidas de
carga o energía.

Conclusión. Las perdidas de carga o presión en régimen laminar, no provienen de la
fricción entre el liquido y la pared interna de la tubería, sino por la fricción entre sus
camadas líquidas y a ello se debe los diferentes valores de velocidades de dicho filete o
camadas líquidas, de un modo general las perdidas de carga se dan por el diámetro y el
dimensionado por las conexiones, codos, válvulas, la velocidad del fluido y la longitud
de la tubería estas perdidas reduce la capacidad o potencia de los actuadores.

m
g
V
82.0
6.19
16
8.9*2
4
2
22
 m
P
445
10*9.0
10*40
3
2





26. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________26
Velocidad máxima en régimen laminar

La velocidad máxima se da en el eje de la tubería, para r = 0 y tiene un valor dado por la
fórmula:
Donde:

 = viscosidad absoluta o dinámica.
i = pérdida de carga por unidad de longitud i =hp / L.
d = diámetro de la tubería.
 = peso específico.

La velocidad media esta dada por la fórmula:


Distribución de la velocidad en régimen turbulento


Las velocidades de las camadas líquidas en el
régimen turbulento, aumenta muy rápidamente
a partir de la pared interna de la tubería y su
distribución se hace según una curva muy
FIGURA 2.3 aproximada a la elipse, en este régimen la
velocidad de las moléculas o camadas liquidas
no están dirigidas según el eje de la tubería y en forma ordenada como se da en régimen
laminar, además su dirección varia en el tiempo, a pesar de ello la velocidad máxima
también se da en el eje de la tubería y esta dado mediante la fórmula empírica:


Conclusión; En el régimen turbulento, la pérdida de carga aumenta con el crecimiento
de la rugosidad de las paredes internas de la tubería, con la velocidad del fluido líquido
y las características del fluido (viscoso o no).

Calculo del número de Reynolds en función de la velocidad y del caudal “Q”.

El NR nos permite conocer el régimen en el que circula un fluido líquido a lo largo de
una tubería, ella se calcula en función de la velocidad y del caudal.


*16
**
2
di
Vmax L
hddiV
Vmed
p
**32
**
*32
**
2
max
2
2




 

*16
**
84.0*84.0;
84.0
2
di
VmaxVmed
Vmed
Vmax 

27. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________27 
dV
N
R

  




d
QdV
N
R
1273 1273100410
22
dVdπV
V*AQ





1.-En función de la velocidad





Este caudal se expresa en l/s, la velocidad en cm/s y el diámetro de la tubería en cm., o
sea:
V = m/s
d = cm 
= viscosidad absoluta o dinamica.

El caudal, dado en l/s, se tiene:




Despejando V y sustituyendo en la fórmula de Reynolds:


Tipos de perdidas de carga en sistemas hidráulicos

a) Perdidas distribuidas.
b) Perdidas localizadas.
c) Perdidas internas y externas

1.- Las perdidas distribuidas, son las que se dan ocasionadas por la fricción entre sus
moléculas o cámaras líquidas a lo largo de su recorrido en el circuito hidráulico.

Cálculo de las pérdidas de cargas distribuidas para el régimen turbulento y
laminar.

Régimen turbulento. Las pérdidas de carga distribuidas en este régimen se calculan
relacionando el movimiento del flujo líquido con, a) la rugosidad de la pared interna de
la tubería, b) con las dimensiones de la tubería, c) con las propiedades del líquido, todos
ellos con el NR.
La fórmula universal para el cálculo de las pérdidas de carga distribuidas tanto en este
régimen turbulento como en el régimen laminar es dado por la ecuación de DARCY-
WEISSBACH.
gd
VL
fp
d



2
2
Dado en metros de líquido
 






d
QdV
N
d
Q
V
R
1273
;
1273
2
2.-En función del caudal 1.- En función de la velocidad

28. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________28
Formula que nos indica que la pérdida de carga es directamente proporcional al
coeficiente de fricción f, a la longitud de la tubería y a la velocidad del fluido líquido e
inversamente proporcional al diámetro de la tubería “a mayor diámetro menor perdida
de carga”. La aplicación de esta formula para el cálculo de las perdidas de carga tanto
en el régimen laminar como turbulento recomienda calcular en coeficiente de fricación f
para cada régimen.
Donde:
L = longitud en metros
V =velocidad en m/s
g = aceleración en m/s
2
d =diámetro en metros
f = Coeficiente de fricción adimensional que se expresa en función del NR, o el régimen
en que circula el fluido, laminar o turbulento, para el cálculo de la pérdida de carga
utilizando la fórmula de DARCY-WEISSBACH. En régimen laminar se calcula el
coeficiente f por la fórmula:
R
N
f
64



y el régimen turbulento calculamos este coeficiente con la fórmula:
4/1
)(
3164.0
R
N
f


Aplicamos esta fórmula para variaciones del NR entre 2320 a 100.000.



Cálculo de las pérdidas de carga distribuidas en función al caudal


Para el calculo de las pérdidas de carga distribuidas en función del caudal “Q”, se utiliza
la fórmula de DARCY-Wessbach:

5
2
6.82
d
LQf
P

 ; Dado en metros de líquido
Donde:

Q = l/s
L = metros f
= coeficiente de fricción adimensional.
d = diámetro de la tubería en cm.

29. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________29
Para obtener en kg./cm
2
utilizando la fórmula:



5
6.82
d
LQf
P

kg./cm
2

Donde:

f = coeficiente de fricción adimensional
Q = l/s
d = diametro de turbulência en cm.
 = kg/dm3 o kg /l; peso especifico

Esta formula es la mas indicada para el calculo de las perdidas de carga en los dos
regímenes de flujo.

Rango de velocidades del fluido en sistemas hidráulicos

1. Tubos de succión o aspiración
Mínima 0.5m/s
Máxima 1.5m/s
2. Tubos de presión hasta 100 Kg./cm
2

Mínima 2 m/s
Máxima 4 m/s
3. Tubos de presión hasta 315 Kg./cm
2

Mínima 3m/s
Máxima 12m/s
4. Tubos de retorno
Mínima 2m/s
Máxima 4m/s

Ejemplo.
Calcular:
a) La perdida de carga en kg./cm
2
en una tubería de 12 mm. de diámetro, longitud 8
mts., en la que circula 2 lt/s de aceite con una viscosidad absoluta de 0.350 cm
2
/s
(stokes), peso especifico de 0.8 kg/lt .
b) ¿Cuál es la velocidad del fluido en el conducto?

Datos
d = 1.2 cm
Q = 2 lt/s
 = 0.8 kg/l
L = 8mts. 
= 0.350 cm
2
/s
5
2
6.82
d
LQf
P



30. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________30
1.- Calculo de coeficiente f , para ello se debe determinar el NR

6062
35.02.1
212731273







d
Q
N
R ;

Régimen turbulento Nos sugiere aplicar la formula:

2
4/14/1
/42.31
488.2
8.0840358.06.82
0358.0
)6062(
3164.0
)(
3164.0
cmkgP
N
f
R





Cálculo de la velocidad del fluido:

sm
A
Q
V /18
00011.0
002.0


Velocidad muy alta para circuitos hidráulicos, lo que justifica la pérdida de carga de
31, 42 kg./cm
2
altísima.

CÁLCULOS DE LAS PÉRDIDAS DE CARGA LOCALIZADAS.

Son aquellas pérdidas ocasionadas por la fricción o resistencia en los elementos
hidráulicos, tales como válvulas, codos, restricciones, cambios de dirección, reducción
de sección, velocidad y otros. En el valor de estas pérdidas de carga influyen muchos
factores de diferente orden, por lo que generalmente estas pérdidas se determinan
particularizando estos elementos y en función de la experiencia

Métodos para el cálculo de las perdidas localizadas “codos”

Primer Método.- En función de la energía cinética del fluido líquido para lo que
DARCY-WEISSBACH nos recomienda la siguiente formula:
g
V
fP
L
2
2


f = coeficiente empírico de pérdida de carga cuyo valor es función del elemento
causante de las pérdidas.
g = aceleración en m/s
2

V

= Velocidad media del líquido.

Segundo Método.- En función del caudal.

2
2
2
88.2







d
Q
fP
L , dado en metros de líquido

31. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________31

10
*88.2
2
2
2









d
Q
fP
L , pérdida de carga dada en kg./cm
2

 = peso específico en Kg./cm
3

d = diámetro interior en cm.
Q = en l/s.

Tercer Método.- Consiste en calcular las pérdidas de carga localizadas transformando
los elementos causantes de esta pérdida en longitud de un tubo recto, llamado longitud
equivalente, es decir, la pérdida de carga que ocasiona un determinado elemento tales
como codos, válvulas y otros; debe ser equivalente a una determinada longitud de
tubería recta. Existen tablas que nos dan esta longitud en función de su diámetro, el
valor de la tubería recta correspondiente al elemento causante de la perdida, este valor o
longitud de tubería se le suma a la longitud inicial de la tubería, estableciendo de esta
forma la longitud total y se aplica la conocida formula de Darcy Weissbach para
calcular las pérdidas de carga en tuberías rectas y accesorios tanto para régimen laminar
como turbulento:
gd
VL
fP
2
2


 ; dado en metros de líquido

Tomando en cuenta las consideraciones del tipo de flujo, y cuidando el cálculo del
coeficiente de fricción f para cada caso.


Finalmente, las pérdidas de carga total de una instalación hidráulica es igual a la suma
de todas las pérdidas de carga localizadas y distribuidas.

dlt
PPP


Análisis de las pérdidas de carga en codos

Las pérdidas de carga en codos se debe a que las partículas centrales de las camadas
líquidas son proyectadas por la fuerza centrifuga hacia la superficie interna de la tubería
creando turbulencia con lo que se destruye la distribución parabólica de la velocidad,
conforme se da en régimen laminar, y se presenta generalmente en las tuberías de
sistemas hidráulicos, ésta proyección hacia la periferia ocasiona perdidas adicionales
que se suman a las pérdidas distribuidas.
En codos de 90 y diámetros internos de 6
mm. cuya relación de L/d = 69 para el cálculo
de pérdidas se ha estimado el NR de 35 hasta
525, y para diámetros internos de 10mm, y
para relaciones L/d =50 el NR es de 33 a 330.
En síntesis, para codos dentro de estos rangos

32. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________32
el coeficiente f se calcula por la fórmula:
FIGURA 2.4
V
dV
N
N
f
R
R
*
;
75



Pérdida de carga en válvulas direccionales de corredera




Las pérdidas de carga en este tipo
de válvulas es pequeña, llegando a
considerarse despreciable. Se ha
establecido que el NR es del orden
35 a 50.

FIGURA 2.5
Perdidas de carga en tuberías con aumento gradual de sección.

Igualmente se calcula en función de la
energía cinética haciendo uso de la fórmula:




FIGURA 2.6

El coeficiente de fricción se calcula por:









 1
2
2
d
D
f

Perdidas de carga en tuberías con disminución gradual de sección.

Igualmente se calcula en función de la energía
cinética haciendo uso de la fórmula:



FIGURA 2.7

El coeficiente de fricción f se obtiene, según DARCY-WEISSBACH, de la relación de
diámetros, y nos da lo siguiente:


g
V
fP
l
2
2
 g
V
fP
l
2
2
 

33. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________33
Tabla 1

d/D 0.10 0.32 0.45 0.55 0.63 0.71 0.78 0.84 0.90 1.0
f 0.50 0.47 0.42 0.38 0.34 0.30 0.25 0.20 0.9 0.0

Al margen de las pérdidas de cargas localizadas y distribuidas, en los sistemas
hidráulicos, también se tienen perdidas por:

1. Fugas internas.
2. Fugas externas.
3. Por viscosidad del fluido.

1.- Perdidas de energía o de carga por fugas internas

a) Las pérdidas de energías por fugas internas se da debido a la variación de
la viscosidad del fluido con la temperatura.
b) Debido al desgaste interno de la pieza.
c) Por la utilización de sellos y retenes inadecuados.
d) Por presiones superiores al requerimiento de trabajo del sistema, estas
perdidas no hacen que el sistema pierda aceite, el aceite recircula por el
interior de ella.

2.- Perdidas de energía o de carga por fugas externas

Son ocasionados por conexiones mal realizadas , niples, abrazaderas mal ajustadas,
sellos u O-ring, por los retenes de los haztes, estas fugas al margen de significar
perdidas de potencia o capacidad productiva son los mas perjudiciales debido a que
contaminan el sistema hidráulico aumentando el riesgo de averías ,los mismos que son
evitados con la adecuada operación y cuidados de mantenimiento.

3.- Perdidas debido a la viscosidad del fluido

La utilización adecuada del fluido líquido es importante, siendo la viscosidad medida de
resistencia que ofrece sus capas moleculares al movimiento de las partículas, esa
resistencia ocasiona perdidas de energía en consecuencia trabajo mecánico. Por otra
parte la baja viscosidad puede ocasionar perdidas internas y externas.

EVALUACIÓN D E LAS FUGAS DE ACEITE, POR LOS HUELGOS O
ESPACIOS VACÍOS QUE QUEDAN ENTRE LAS PIEZAS

La evaluación de estas fugas tiene gran importancia práctica, debido a que el fabricante
acondiciona los dispositivos a construirse bajo determinado rango de tolerancia
admisible entre los elementos en movimiento, de manera que permita ya sea el
desplazamiento, longitudinal o de rotación sin rozamiento o fricción exagerada, lo que
evita un desgaste prematuro de los órganos por la formación de una película de aceite
entre las superficies en contacto, sin que las fugas sobrepasen limites admisibles.

34. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________34 

CALCULO DE LAS HOLGURAS EN VÁLVULAS DIRECCIONALES











FIGURA 2.8

D1 es el diámetro interno del cilindro en el que se desliza o gira la corredera. Ese huelgo
se calcula por la fórmula:
2
21DD
S

 cm., ancho del espacio libre

LEYES DE FLUJO DE LOS LÍQUIDOS A TRAVÉS DE LOS ESPACIOS
LIBRES

La circulación de los fluidos líquidos a través de los espacios libres, al igual que el flujo
en tubos cilíndricos es laminar para pequeños NR y turbulento para grandes NR.

Cálculos y experiencias han encontrado que el flujo de aceite a través de espacios libres
de 0.1 mm. bajo presión de 100 kg./cm
2
es laminar. Considerando que en la realidad,
por aspectos técnicos de presión, los juegos son inferiores a 0.1 mm., el flujo será
siempre laminar, por lo que el caudal de aceite a través de los jugos se calcula mediante
la fórmula de SCHILLER.
  
2
2
2
1
2
21 ***5109 DDDD
L
P
q 




 ; expresado en cm
3


P = caída de presión en kg./cm
2
. 
= viscosidad cinética en cm
2
/s.
 = peso específico en gr./cm
3
o kg./l.
L = longitud axial del espacio libre en cm.
D1 = diámetro interno del cilindro o alojamiento.
D2 = diámetro externo de la corredera.

Sustituyendo el valor del espacio libre:

2
21
DD
S
L

 , ancho del espacio libre.
Obtenemos:

35. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________35
 
21
3
**
**
*41000 DD
L
SP
q 





Como se trata de un cilindro concéntrico:

D1 + D2 = 2D

Finalmente obtenemos:
D
L
SP
q
L
*
**
**
*82000
3



SL = ancho del espacio libre en cm.

Por la fórmula concluimos que las fugas a través de los espacios libres o huelgos son
proporcionales a la tercera potencia del ancho SL.

Ejemplo:

Calcular las fugas existentes en una válvula de corredera sujeta a las siguientes
características y condiciones:

Datos:

P = 60 kg/cm
2

= 3.2 Engler
 = 0.9 kg/l
d1 =3.2 cm
SL =0.0001 mm
L1 =1.58 cm
L2 =3.29 cm
FIGURA 2.9
 scm
E
Ev /
2.3
062.0
2.3*0731.0
062.0
0731.0
2




 
 
 
 min/246.3600541.0
/054.0
29.358.19.0215.0
2.31016014.3
82000
82000
3
3
3
3
cmq
scmq
D
L
Sp
q
L

















36. Sistemas Hidráulicos ________________________________________________________________36 








2
2
2
3
1
L
e
S
e
qq
FORMULA PARA FUGAS POR ESPACIOS LIBRES ENTRE SUPERFICIES
PLANAS
L
bSp
q
L




3
84000

Donde:
b =longitud del huelgo en cm, en la
dirección perpendicular al movimiento
del líquido (la longitud b corresponde al
perímetro p*d del espacio libre circular)
L = longitud del espacio libre en sentido
del movimiento del líquido.
FIGURA 2.10

FUGAS EN ESPACIOS LIBRE O HUELGOS DE CORREDERAS CON
ALOJAMIENTO EXCÉNTRICAS CIRCULARES












FIGURA 2.11
Donde:

q: fugas a través de los espacios libres es concéntricos en cm³/s.
e: excentricidad entre la corredera y el alojamiento.
SL: espacio libre en cm.
De la formula concluimos que las fugas aumentan en el crecimiento de excentricidad
e / SL
En el caso de excentricidad máxima e = LL = (D1-D2) /2, Las fugas se calculan por
qe = 205* q

Se calcula en función de la formula de Schiller:

37. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

37

Capítulo III

TIPOS DE BOMBAS, MOTORES, ACTUADORES
Y ACCESORIOS HIDRÁULICOS

CONCEPTO DE BOMBAS HIDRÁULICAS

Las bombas son elementos mecánicos que transfieren al fluido líquido la energía
mecánica recibida; ya sea de un motor eléctrico, motores de combustión interna o de un
sistema de transmisión mediante piñón engranajes y trasmisiones dentadas. Las bombas
son consideradas el corazón de todo sistema hidráulico, son elementos que generan la
energía de presión necesaria para mover el hazte de los actuadores lineales de el eje los
actuadores de rotación continua y de giro limitado nos proporcionan trabajo mecánico
que es nuestro objetivo.


La energía mecánica recibida por la bomba sirve para:

1. Succionar el fluido líquido del tanque
2. Dotarle de energía cinética y de presión
3. Darnos trabajo mecánico, como consecuencia de la transformación de energías a
lo largo del circuito.

TIPOS DE BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO.

Las bombas más utilizadas en los Sistemas hidráulicos de maquinas industriales y
equipos de construcción tales como tractores, palas cargadoras, volquetas, circuitos
hidráulicos de maquinas herramientas y otros, son bombas denominadas de
desplazamiento positivo de los que se puede obtener bastante documentación técnica de
consulta sobre todo de los fabricantes, estas bombas son:

1.- Bomba de engranaje
2.- Bomba de paletas
3.- Bomba de pistón
4.- Bomba de tornillo

1.- Bomba de Engranaje.-

a) De engranajes externos

b) De engranajes internos

38. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

38


BOMBAS DE ENGRANAJES EXTERNOS



Estas bombas están compuestas de un par de engranajes acoplados, siendo una de ellos
el engranaje motriz o conductor, y el otro el conducido. Ambos están engranados entre
sí y están soportados por un block con asientos y rodamientos. El eje del engranaje
conductor puede ser cilindro o cónico dependiendo del momento torsor a transmitir, este
eje se liga al motor eléctrico o de combustión en instalaciones industriales o
estacionarias y a un sistema de transmisión mediante eje estriado o engranaje, tal es el
caso de equipos de transporte, construcciones y automóviles. Los caudales de las
bombas es función de la velocidad de giro, siendo los mayores rendimientos a
velocidades de giro de 1500 a 2500 R.P.M.


PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO

Accionado el eje del engranaje conductor ya sea por un motor eléctrico u otro, este
transmite el movimiento de rotación o fuerza mecánica al engranaje conducido,
obligándole a girar en sentido contrario al del conductor, los dientes entran en contacto
principalmente en las salidas a objeto de expulsar el aceite contenido en los espacios
vacíos entre los dientes y crear la depresión para la succión del aceite, este contacto
entre los dientes y la depresión es a consecuencia de la rotación.



FIGURA 3.1

39. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

39


CARACTERÍSTICAS DE LAS BOMBAS DE ENGRANAJES

1. Son bombas de caudal constante.
2. Estas bombas se caracterizan por tener juegos radiales y axiales pequeños, a
objeto de garantizar la estanqueidad “no permitir el retorno de aceite”, por lo que
son llamadas bombas de desplazamiento positivo.
3. Constructivamente son más simples y económicos debido a su reducido número
de piezas.
4. Tienen menor sensibilidad a las impurezas en el fluido líquido, y gran capacidad
de succión, mayor versatilidad en cuanto a su aplicación se refiere.
5. Son bombas de amplio rango de capacidad volumétrica, del orden 2-22
cm
3
/rotación y 26-38 cm
3
/rotación, dependiendo del modelo y presión de 250
Kg. /cm
2
.
6. t = 85 – 90 %

BOMBAS DE ENGRANAJES EQUILIBRADAS HIDRÁULICAMENTE

Las bombas de engranajes reciben presiones
radiales de aceite sobre los engranajes,
presiones que a lo largo del tiempo ocasionan
deformaciones de los ejes, fugas de líquido,
deterioro de los rodamientos, cojinetes y
retenes, etc.; debido a ello en las bombas
modernas con el objeto de compensar estos
esfuerzos radiales se construyen engranajes con
agujeros radiales que las atraviesa a lo largo de
todo el diámetro por la que circula el aceite y
equilibra las presiones ocasionadas
particularmente por las fuerzas de salida, lo que
impide la deformación de los ejes, cojinetes y la
tendencia de separarse los dientes a
consecuencia de estos esfuerzos.


Conclusión.- En las bombas de engranajes de con FIGURA 3.2
construcción corriente el aceite ejerce presiones radiales considerables sobre los
engranajes lo que provoca deformación de los ejes y otros, ha consecuencia se tiene
fugas de aceite que incide en el rendimiento volumétrico, debido a estas presiones estas
bombas de construcción común precisan cojinetes y rodamientos de mayores
dimensiones lo cual aumenta en el costo de su producción.

Aplicación.-Debido a sus características de caudal constante generalmente se aplican en
máquinas en las cuales el esfuerzo de trabajo, torsión debe ser constante, así como la
lubricación de motores, máquinas rectificadoras, fresadoras, mandriladoras de precisión
y en toda la industria en la que se precise presión hidráulica constante.

40. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

40



DIMENSIONAMIENTO DE LAS BOMBAS DE ENGRANAJE S

Si bien el dimensionamiento es tema de otra materia de, sin embargo es necesario
indicar que las bombas de engranajes son calculadas en función del caudal y la presión
de salida. Este dimensionamiento consiste en determinar el número de dientes de
engranaje conductor y conducido, espesor, superficie del espacio libre entre los dientes,
coeficientes de forma y otros.

CÁLCULO DEL VOLUMEN DE ACEITE EN CADA VUELTA

Es dado por la fórmula:
V = 2 * z * s * b * h * n ; en cm
3
/rev
ó
V = 0.002 * z * s * b * h * n ; en l/min
Donde:
z = Número de dientes de engranajes conductor.
s = Superficie del espacio libe entre los dientes
b = Ancho del diente
h =Coeficiente de forma
n = Rotación minuto
Q= Vg*n*v/1000  lt/min ; volumen desplasado

Mt= 1.62*Vg* ΔP/1000*ήmh kpm momento torsor

Q= Volumen Desplazado lt/min.
Vg = Volumen geométrico máximo
n = Rotación dado en minutos
ηv = Rendimiento volumétrico
ΔP = Diferencias de presiones
mh= Rendimiento mecánico hidráulico

CURVAS CARACTERISTICAS (n = 1450 rev/min.; v = 46 mm
2
/s.; temp.= 50 º C)

41. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

41

BOMBAS DE ENGRANAJES INTERNOS EXCENTRICOS

Estas bombas nos proporcionan presiones
más elevadas y son más complicadas,
constan de una rueda dentada interiormente
con la que engrana otro engranaje de
dientes externos de menor número de
dientes, el ajuste de este tipo de bombas es
más perfecto por estar simultáneamente en
contacto varios grupos de dientes, en
cambio resulta más voluminoso nos
promociona presiones del orden de 300
Kg/cm
2
y caudales del orden de 3 cm
3
/ rev.
a 25 cm
3
/rev. Las revoluciones de este tipo
de bombas son del orden 500 a 3000
r.p.m.,tiene un ηv del orden del 95 %
FIGURA 3.3

Al margen de los dos engranajes, en el diseño podemos observar que entre ellos existe
una, lengüeta de regulación, situada entre los orificios de entrada y
salida donde la holgura entre los dientes de los engranajes interno y externo es máximo
comienza el funcionamiento de estas bombas cuando el eje del engranaje de dientes
externos o engranaje conductor es accionado, con lo que se produce el giro simultaneo
de este engranaje y el engranaje de dientes internos creándose un vació y el aceite del
depósito es aspirado entre los dientes de ambos engranajes y arrastrado hacia la parte
superior donde es comprimido y enviado hacia la línea de presión de la bomba. Estas
bombas se caracterizan por ser mas sensibles a los contaminantes y girar ambos
engranajes en el mismo sentido, el engranaje interno gira más rápido que el externo por
tener mayor número de dientes.

CALCULO DEL CAUDAL

Para lo que se utiliza la formula a seguir:


nbF
Q
t ***60
*2


Donde:

F = Sección libre entre el anillo exterior y la rueda dentada
b = Ancho del diente
n = Velocidad de giro

42. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

42

BOMBAS MUTIPLES

Las bombas múltiples son combinaciones de dos o más elementos de bombas colocadas
en una sola carcasa y accionadas por un mismo eje motriz.

Estas bombas se utilizan:

 En sistemas donde se
precisan velocidades
distintas pero fijas, y
cuando por el costo y
diseño no se recomienda
el empleo de una bomba
de caudal variable; en
este caso el sistema se
puede alimentar del
caudal de una de las
bombas o de la suma de
los caudales.

 Para la alimentación, con un solo grupo motor-bomba diversos circuitos
independientes, o la combinación de este caso con el anterior.

 Para bombas con dificultades de aspiración, o en bombas de pistón para sistemas
cerrados; la propia bomba incorpora una bomba auxiliar destinada
exclusivamente a la precarga de la bomba principal o, en circuitos cerrados a la
restitución de fluido que sale por los drenajes o válvulas de seguridad del
sistema (llamado bomba de prellenado o de carga); en estos casos el caudal de la
segunda bomba pasa directamente a la primera.


 Para incrementar la presión, para ello se unen entre si dos bombas de igual
cilindrada en las que la salida de una se conecta directamente ala entrada de la
otra (en serie). Así la presión alcanzada será la suma de las presiones de ambas
bombas



FIGURA 3.4
Las bombas múltiples pueden estar compuestas
por varios cuerpos (grupos de bombas) iguales
en su funcionamiento (engranajes + engranajes,
paletas + paletas, pistones + pistones) que a su
vez pueden ser de igual o distinta cilindrada
bomba doble de engranajes (las dos bombas
tienen misma cilindrada).
FIGURA 3.4.1

43. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

43


Otra opción es la combinación de cuerpos distintos (pistón + paletas, paletas +
engranajes, etc.).
Las bombas múltiples construidas a partir de cuerpos independientes suelen tener un
orificio de aspiración y uno de salida para cada cuerpo de bomba; en otros modelos de
carcasa a sido diseñada especialmente para esta aplicación y disponen de una aspiración
única para varias unidades de bombeo.









FIGURA 3.4.2 Bomba doble de engranajes FIGURA 3.4.3 Bomba triple de paletas
(Las dos bombas tienen distintas cilindradas) (Una sola aspiración)

En cualquier caso, el cuerpo que suministra más caudal o el que se absorbe potencia
siempre será el más cercano al motor.
Un ejemplo de aplicación de una bomba múltiple con distintos cuerpos seria la de
accionamiento de una carretilla elevadora, con un cuerpo para sistema de
desplazamiento (accionamiento de las ruedas), otro cuerpo para el circuito de elevación
y posicionamiento de la horquilla y otro para circuitos de dirección.

BOMBAS DE VARIAS ETAPAS

Son aquellas bombas múltiples, accionadas por un solo eje, en las que el caudal
precedente de un cuerpo pasa directamente a la alimentación del cuerpo siguiente.















FIGURA 3.5 Bombas de varias etapas

44. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

44

Un ejemplo de este tipo de bombas son las bombas de pistones que precisan una presión
en la alimentación, y la obtienen gracias a una bomba de engranajes o de paletas que las
alimenta. En este caso se trata de una bomba en la que la primera etapa succiona el
fluido y la presuriza para alimentar la bomba principal que seria la segunda etapa.
Sin embargo, la bomba de doble etapa están pensadas para obtener presiones muy
elevadas. Gracias a este sistema se consigue que la alimentación de la segunda etapa se
realice a la presión de salida de la primera, y que la presión final (a salida de la bomba)
sea la suma de las presiones de dos etapas.
Un factor muy importante para el correcto funcionamiento de este tipo de bombas es el
control del caudal de alimentación de la bomba de la segunda etapa. Este caudal debe
ser igual al que la bomba expulsa; para regularlo la bomba debe disponer de un sistema
de válvulas que eviten la sobre-alimentación o la falta de alimentación (cavitación).

BOMBAS DE PALETAS

a) De caudal constante y equilibrada.
b) De caudal constante sin equilibrar.
c) De caudal variable.

BOMBAS DE PALETAS DE CAUDAL CONSTANTE E HIDRÁULICAMENTE
EQUILIBRADA

En el interior del cuerpo de hierro fundido está dispuesto el estator y rotor de acero con
sus aletas radiales, tiene dos lumbreras de admisión y dos de descarga diametralmente
opuestas. Se dice bombas equilibradas debido a la doble excentricidad, en consecuencia
doble entrada y salida de aceite, lo que permite que la presión del aceite no se
manifieste en un solo lado del eje provocando grandes esfuerzos desiguales, limitando y
reduciendo la vida de los rodamientos, cojinetes, retenes, por otra parte evitando fugas
que reducirían el rendimiento volumétrico.

PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO














FIGURA 3.6

45. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

45


En estas bombas equilibradas de doble excentricidad el aceite se aspira simultáneamente
por las lumbreras A y B, y se comprime al mismo tiempo por C y D, estas operaciones
se dan tan luego comienza el funcionamiento del rotor, cuando acoplado a un motor
eléctrico, de combustión interna u otros mediante engranajes de transmisión. Al girar
dicho rotor proyecta radicalmente las paletas contra la periferia o pared interna del
estator, esta proyección se debe a la fuerza centrífuga de rotación, la cámara o espacio
de aceite es dado por cada par de paletas.

Este aceite o fluido hidráulico es aspirado por la zona de mayor excentricidad “mayor
sección” y expulsado por la zona de menor excentricidad, consecuentemente la fuerza
potencial del aceite se debe a la creciente reducción del área por la excentricidad entre
el rotor y el estator. En estas bombas equilibradas las paletas efectúan dos compresiones
y dos aspiraciones en cada vuelta, aspiran y simultáneamente comprimen. El hecho de
que las lumbreras de aspiración y descarga sean diametralmente opuestas equilibran las
presiones en resguardo del eje, cojinetes, rodamientos y otros, con este tipo de bambas
obtenemos presiones del orden de 210 kg./cm
2
y caudales del orden de 225 lt./min en
el caso de las bombas modernas, estas bombas se caracterizan por ser más a silenciosas
en relación a las bombas de engranajes y tener rendimientos totales del orden 88 %
siendo ellas equilibradas, estas bombas son instaladas con filtros con un grado de
filtración de 25 a 40 μm .

Cálculo de caudal de estas bombas





b = ancho de la paleta del rotor en cm.
R = radio mayor del estator en cm.
r = radio menor del estator en cm.
z = número de paletas.
= ángulo de inclinación de las paletas una en relación a la otra, generalmente es de 25
o
e = espesor de las paletas de 2 a 2.5 mm.
hu = altura útil de la paleta que es de 0.4 *h, de altura total.
n = rotaciones.

El ancho b de la paleta esta definido por el ancho del rotor, está a su ves esta
determinado por la cantidad de aceite que puede ser aspirado por la sección de entrada,
la velocidad del aceite de la sección de entrada es del orden de 2.5 a 3 m/s si el aumento
de las paletas lleva consigo aumento de esfuerzos a causa de la fricción entre las partes
o roce interno del estator y las paletas.

Factores que influyen en el rendimiento mecánico

1. Para presiones y caudales grandes disminuye el rendimiento mecánico, debido al
mayor esfuerzo de rozamiento. min/cmen ; z e
cos
r) - (R - )r (R
nb2 Q
3
22






 




46. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

46


2. La sección o espesura de las paletas es otro factor que disminuye el rendimiento
mecánico debido al aumento de fricción o esfuerzo de rozamiento entre las
paletas y el estator. A pesar de ello el rendimiento mecánico de estas bombas es
del orden de 0.87 a 0.95.

Rendimiento volumétrico

Oscila entre 0.85 a 0.90 para rotaciones del orden de 2.500 a 3.500 r.p.m.


Bombas de paletas de caudal variable sin equilibrar


















GRAFICO 3.7

Las bombas de paletas para ser de flujo variable deben ser sin equilibrar, estas bombas
nos proporcionan solamente la cantidad de aceite necesario para el sistema o
accionamiento de los actuadores del sistema hidráulico, este caudal se varía variando la
excentricidad entre el estator y el rotor, se lo hace de dos formas, mecánica con un
tornillo regulador de excentricidad que nos permite obtener solamente la cantidad de
fluido requerido, y de forma automática regulando el variador de excentricidad con la
presión de trabajo del actuador, de esta forma manteniendo constante el movimiento del
hazte o cambiando la excentricidad en función de los requerimientos para mas o para
menos. “Variar la excentricidad significa variar la sección de la cámara de aspiración y
descarga”, esta variación se lo puede hacer dentro un valor, máximo y mínimo. En la
posición regulada el resorte es el elemento que mantiene el estator en su posición de
excentricidad.

El accionamiento de estas bombas es mediante motor eléctrico, motor de combustión o
por sistema de transmisión por engranajes.

47. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

47



CARACTERÍSTICAS DE FAB RICACIÓN

a) Presiones del orden de 210 Kg./ cm
2
.
b) La carcaza o cuerpo es de hierro fundido
c) El rotor es de acero al cromo-molibdeno
d) El estator de acero al cromo templado y segmentado en la parte interna
e) Las paletas son fabricadas de acero rápido templadas rectificadas y segmentadas
las partes flotantes.

BOMBAS DE PISTONES

GENERALIDADES

Las crecientes necesidades de trabajos con presiones cada vez más elevadas exigen la
utilización de bombas con ajustes precisos entre sus piezas en movimiento, por lo que
se hace uso de bombas de pistones cuyos juegos entre sus cilindros y pistones son del
orden de 0.0012 a 0.005 mm, juegos que no es posible obtener con bombas de paletas
o engranajes.

Tipos constructivos de bombas de pistones

a) Radiales de caudal fijo y variable
b) Axiales de caudal fijo y variable

Bombas de pistones radiales de caudal variable


Componentes:

1.- Rotor en el cual están taladrados los
cilindros y montados los pistones.

2.- Tambor, que es una carcaza y sirve de
protección, apoyo a los pistones y a la vez es
un elemento que provoca la excentricidad y
el movimiento alternativo.

3.- Elementos de variación de excentricidad,
consecuentemente de caudal, pudiendo ser
manual, hidráulico o neumático.





FIGURA 3.8

48. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

48

Principio de funcionamiento

Cuando gira el rotor de la bomba accionado ya sea por un motor de combustión interna,
eléctrico o engranajes de transmisión también giran los pistones en su giro ejecutando
movimiento alternativo que se dan dentro de sus respectivos cilindros y con ello la
admisión, compresión y descarga el movimiento alternativo se da debido a la
excentricidad del rotor y la carcaza. La admisión se da por uno de los orificios centrales
y estando los pistones desplazándose del centro a la periferia del tambor “a medida que
va creciendo el radio” y la compresión se da durante su carrera hacia el centro por el
otro orificio, es decir, a medida que va decreciendo el radio en función de la
excentricidad.
Se modifica el caudal de la bomba variando la excentricidad: En la actualidad esta
variación se efectúan automáticamente por la presión del aceite.
Para determinar los orificios de admisión y descarga de estas bombas se toma como
velocidades del fluido los valores de 2 a 3 m/s y 4 a 6 m/s respectivamente.

Cálculo del caudal de las bombas radiales de pistones
nzeL
D
Q
T

4
2

; min/
3
cm
Donde:

L = desplazamiento del pistón
e = excentricidad
z = numero de pistones
n = rpm

Cálculo del caudal instantáneo o caudal comprimido por un solo pistón

q = v * s en cm
3
/min.

Donde:

v = velocidad instantánea
s = sección del pistón en cm
2


La velocidad instantánea del pistón viene dada en función del ángulo de rotación del
rotor, por la siguiente fórmula:






  2sen
R 2
e
sen w e v


Donde:
w = velocidad angular
e = excentricidad
 = ángulo de rotación del rotor

49. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

49

R = radio interno del tambor


Sustituyendo en q = v*s, tenemos:








q Q
totalcaudal el siendo , 2sen
R 2
e
sen w e s v 


Factores del que depende la capacidad de la bomba de pistones radiales

Depende de:

1.- La potencia del motor o elementos que le acciona.
2.- La cilindrada, en el caso de las bombas radiales es también función de la
excentricidad y en las bombas de pistones axiales del ángulo que forma el plato
oscilante con la perpendicular al hazte.
3.- La capacidad volumétrica de las bombas de pistones axiales varia según el modelo,
entre 57,4 cm
3
/ rev. Para modelos pequeños, hasta los 135 cm
3
/ rev., par modelos
grandes y de las bombas de pistones radiales varia entre 0.5 cm
3
/ rev., a los 100cm
3
/
rev. Por lo que estas bombas de pistones cumplen cualquier necesidad industrial.

BOMBA DE PISTONES AXIALES DE CAUDAL VARIABLE


FIGURA 3.9

Las bombas de pistones tipo axiales y caudal variable son aquellas que tienen sus
pistones dispuestos en forma paralela al eje de rotación, estos pistones están situados en
la superficie cilíndrica llamado bloque y ligados a un plato de mando. Cuando gira el
eje imprime al plato un movimiento rotativo oscilante, que transmite a todos los
pistones, los cuales efectúan en su giro un movimiento longitudinal y alternativo.
Consecuentemente de aspiración y para lo que cada cilindro tiene su propia válvula de
admisión y descarga. El ángulo  que forma el plato oscilante con la perpendicular al
hazte o eje de rotación es importante, por que, de su inclinación depende la carrera de
Plato de
mando

50. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

50

los pistones “con mayor ángulo mayor carrera mayor cilindrada”, consecuentemente
mayor caudal y viceversa. También se puede invertir el sentido en que se hace trabajar
el aceite.

CÁLCULO DEL CAUDAL DE BOMBAS AXIALES DE PISTONES.

3
2
cm ; sen n z D
4
d *
Q 


Donde:
d = diámetro del pistón en mm.
 = ángulo de inclinación del plato
z = número de pistones
D = diámetro del plato
n = rotaciones en r.p.m.
Las bombas de pistones son sensibles a la suciedad por lo que se recomienda niveles de
filtrado del aceite del orden de 5 a 10μm

Factores de las que depende la capacidad volumétrica de las bombas de pistones

Depende de:

1.-La potencia del motor o elementos que le acciona.

2.- La cilindrada, en el caso de las bombas radiales es también función de la
excentricidad y en las bombas de pistones axiales del ángulo que forma el plato
oscilante con la perpendicular al hazte.

3.- La capacidad volumétrica de las bombas de pistones axiales varia según el modelo,
entre 57,4 cm
3
/ rev. para modelos pequeños, hasta los 135 cm
3
/ rev., par modelos
grandes y de las bombas de pistones radiales varia entre 0.5 cm
3
/ rev., a los 100cm
3
/
rev. Por lo que estas bombas de pistones cumplen cualquier necesidad industrial.

Características de las bombas de pistón

1. Gracias al número de pistones, que siempre deben ser impares, existe
continuidad en la descarga del aceite y poca pulsación. Generalmente el número
de pistones es de 7 a 11.

2. Son de tolerancia reducidas entre sus órganos en movimiento tales como
pistones y cilindros estas tolerancias son del orden de 0.0012 mm.


3. Nos dan presiones y rendimientos volumétricos mayores que los de paleta y
engranajes. El rendimiento volumétrico de estas bombas es del orden de 95 a 98
%.

51. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

51



Coeficiente de amplitud o irregularidad en bombas de pistones






Este coeficiente de amplitud también llamado irregularidad significa la continuidad o
discontinuidad en la descarga del fluido de un pistón con relación al otro pistón, lo cual
también se conoce como frecuencia de pulsaciones, conforme se indica en el gráfico.

Cuanto más pistones tenga la bomba más pequeña será la amplitud de la pulsación y
mayor la frecuencia de la descarga.


Cuando la bomba tiene número
par de pistones como en el caso de
bombas de pistones radiales
presentado los pistones se
encuentran diametralmente
opuestos, por consiguiente
cuando un pistón entra en la zona
de compresión o descarga máxima
el otro que esta diametralmente
opuesto sale, esta situación hace
que la diferencia qmax – qmin
llamada amplitud sea mayor, en
las bombas de pistones impares la entrada de un


pistón a la zona de compresión no corresponde a la salida del otro.

Las pruebas han dado los siguientes valores del coeficiente de amplitud.


N
o
de pistones 5 6 9 10
Coef. De amplitud 6 17.7 1.8 6


Por lo que concluimos que, las pulsaciones son mucho más importantes para las
bombas con número par de pistones que para las que lo tienen impar. Estas
consideraciones sobre el numero impar de pistones también es valido para bombas de
pistones axiales.

100
q
q - q
C
max
minmax


52. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

52




Determinación del caudal o tamaño nominal

En la selección de las bombas se toma como referencia la capacidad volumétrica dado
en cm
3
/rot también llamado tamaño nominal que esta íntimamente relacionado con el
volumen geométrico Vg, las formulas y los cálculos a considerar son.




1000
vg
nV
Q
 min/Lt ; Caudal succionado por la bomba





v
g
n
Q
V

1000 rotcm/
3 ; Volumen geométrico





mh
g
t
PV
M
1000
62.1 Kpm ; Momento torsor







t
t PQM
P


600975 KW ; Potencia

Donde:
P
= Diferencia de presión en bar.
n = Rotación. v
= Rendimiento volumétrico. mh
= Rendimiento mecánico-hidráulico. t
= Rendimiento total. “mhvt   ”

Cálculo de las potencias y rendimiento de la bomba

1. Potencia teórica.
450
Q * P
CVt
ts


Donde:
Ps = Presión en Kg/cm
2
“de salida”
Qt = Caudal teórico en l/min.

78
9,0
70


v
s
t
Q
Q Lt/min.
Q
s = 70 Lt/min.

53. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

53


v = 90 % = 0,9
QQ
eft


2. Potencia absorbida o potencia en el eje de la bomba dado por.


CVt
CV
ab
m

118
85,0
100
CV
ab  ; Potencia del motor que acciona a la
bomba.
tabCV CV

Donde:
nm= rendimiento mecánico de la bomba, la misma que es función de la fricción
entre sus partes móviles.

A esta potencia en el eje o potencia absorbida también se la llama potencia
instalada, se descompone en:

CVef = Potencia efectiva.
CV = Pérdidas de potencia.
V = Pérdidas volumétricas.

La potencia efectiva CVef se calcula en función del caudal efectivo de la bomba y la
presión de salida.
450
Q * P
CV
ss
ef


CV, pérdidas de potencia, es la diferencia entre la potencia absorbida o potencia en el
eje de la bomba y la potencia teórica.

CV = CVab – CVt, CVt = CVab - CV

CALCULO DEL RENDIMIENTO MECANICO

El rendimiento mecánico m, es dado por la relación entre la potencia teórica y la
potencia instalada o absorbida.
abab
ab
ab
t
CV
CV
- 1
CV
CV - CV

CV
CV





m

54. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

54

Este rendimiento mecánico es función de la fricción entre las partes en movimiento de
la bomba o cualquier equipo, en el caso de las bombas también se tiene en cuenta las
pérdidas hidráulicas.

CALCULO DE LA POTENCIA EN EL HAZTE DEL ACTUADOR

Esta potencia se calcula por formula a seguir.

CV hazte = F * V
450
F = Esfuerzo que debe vencer el hazte en kg.
V = Velocidad de desplazamiento del hazte en m/min.

PÉRDIDAS VOLUMÉTRICAS

1. RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO t
c
v
Q
Q


El caudal efectivo es la diferencia entre el caudal teórico y la pérdida de caudal.
Qe = Qt - Q; sustituyendo en el anterior tenemos:



Concluimos, que para tener un rendimiento volumétrico elevado es necesario disminuir
las fugas o pérdidas volumétricas. Las mismas que dependen de la variación de la
temperatura consecuentemente de la viscosidad.

RENDIMIENTO TOTAL DE UNA BOMBA




RENDIMIENTO TOTAL DE UNA INSTALACION HIDRAULICA.

Para obtener el rendimiento total de una instalación al margen de los rendimientos
volumétricos y mecánico de la bomba se debe tener en cuenta el rendimiento de los
actuadores sean estos actuadores lineales o actudores de giro continuo o limitado
“motores hidráulicos” y es dado por la ecuación.

ηt = ηv. ηm . ηa
ηa = Rendimiento del actuador

SINTESIS. En función de las presiones las bombas de “desplazamiento positivo” se
dividen en bombas de: tt
t
v
Q
Q
- 1
Q
Q - Q




 mv 
tb

55. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

55


 Baja presión hasta 70 Kg./cm
2

 Media presión entre 70 a 180 Kg/cm
2

 Alta presión , presiones superiores a 180 Kg./cm
2



MOTORES HIDRÁULICOS

Los motores hidráulicos constructivamente o en su estructura interna son iguales a las
bombas hidráulicas, por lo que pueden ser utilizados indistintamente como bombas o
como motores “simplemente modificando la función de los conductos del aceite” unas
veces haciendo de admisión y otras el mismo conducto será de presión. En síntesis, los
motores hidráulicos tienen un proceso de funcionamiento inverso al de las bombas por
lo tanto, son elementos mecánicos que transforman la energía óleo hidráulica u energía
de presión que reciben de la bomba en energía mecánica de rotación o trabajo
mecánico, existen motores hidráulicos de engranajes, paletas y pistones, su aplicación
mas frecuente esta en la industria, en sistemas hidráulicos de grúas, transmisiones de
equipo pesado y por lo que se obtiene una amplia gama de velocidades y torques,
pudiendo los mismos ser unidireccionales, es decir con un solo sentido de giro del eje
del motor, o bidirecionales “ reversibles” con ambos sentidos de giro, siendo este
ultimo el mas utilizado, a seguir se ejemplifica su funcionamiento.

La energía de presión que proporciona la bomba, el
motor hidráulico transforma en fuerza de rotación,
en consecuencia trabajo mecánico o torsión, su
aplicación que resulta de una combinación directa
bomba-motor hidráulico se encuentra en
transmisiones de equipo pesado, se encuentra
también en grúas, guinches montados en camión,
moto niveladoras para dar movimiento de giro a la
tornamesa, cunado interactuando con una válvula
direccional. En síntesis puede ser su instalación en
circuito cerrado o abierto como en las instalaciones
industriales.



Formas de combinar la instalación bomba motor hidráulico
A objeto de conseguir diferentes torques o por motor y potencias en la aplicación
práctica, las bombas y motores hidráulicos se pueden combinar de 4 maneras:


1. Bomba de caudal constante accionando un motor de caudal constante.
2. Bomba de caudal variable accionando un motor de caudal constante.
3. Bomba de caudal constante accionando un motor de caudal variable.
4. Bomba de caudal variable accionando un motor de caudal variable.
FIGURA 3.11

56. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

56

Primera combinación.- Nos da una potencia y un par
motor constante en el eje de salida mientras se mantiene
constante la velocidad del eje de entrada. Si varía la
velocidad de entrada varía también la potencia y la
velocidad, pero el par motor sigue siendo el mismo por ser
el motor y la bomba de caudal fijo. Si la velocidad del
motor que acciona a la bomba se varía tendremos mayor
caudal de acuerdo a la relación siguiente: Q= V/A, por lo
que la potencia variará en función a la fórmula: CV= P*
Q/450 por otra parte, debido a la presión constante de
la bomba tendremos un torque de  = F*R constante. Esta
. Combinación se comporta como un tren de engranajes que
FIGURA 3.11 transite la fuerza sin alterar la velocidad ni la potencia entre
. el motor y la caja.



Segunda combinación.- Si Q varía, por la fórmula
concluimos que la velocidad del motor hidráulico, varía
V=Q/A, en consecuencia la potencia de la bomba que es
igual a CV = P * Q/450 variará, y el torque  = F*R se
mantendrá constante. Con esta combinación se varía la
velocidad sin que varíe el par motor.



Tercera combinación.- Si Q de la bomba es constante, y
A del motor varía de la fórmula V = Q/A concluimos que
la velocidad del motor hidráulico varía, la potencia, de la
bomba se mantenga constante, debido a que es función de
Q, no varia CV = P * Q/450.  = F*R = P *A * R, A
varía en consecuencia el torque.



Cuarta combinación.- En esta combinación se tiene
bomba y motor de caudal variable, en consecuencia nos
permite variar constantemente el par motor y la potencia
en función de las necesidades de acuerdo a al siguiente
relación. F = P*A, A varía por lo que se tiene E = F*R
varían, la potencia N= P * Q/450 también varía debido a
que Q=V*A.

Esta combinación constituye la más flexible de todas, su
campo de aplicación esta generalmente en los equipos de
movimiento de tierra. Ejemplo: tractores Jhon Deer.

57. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

57

La potencia en los motores hidráulicos esta directamente relacionado con el par de
salida, la velocidad de giro del eje, por lo que son factores considerado para su
selección. Para obtener el rendimiento total es necesario considerar los rendimientos
volumétricos, mecánicos y el rendimientote los actuadores siendo por tanto dado por la
ecuación, ηt = ηv .ηm .ηa

Los motores hidráulicos se dividen en motores de velocidad lenta y presión continua,
en este régimen la velocidad no supera los 400 a 500 rpm, los de velocidad media
trabajando bajo el mismo régimen varia entre 500 a 2000 rpm. Y los de alta velocidad
trabajan con velocidades superiores a los 2000 rpm, en caso de trabajos a presiones
intermitentes las velocidades son muy superiores a lo indicado.

CALCULO DEL CAUDAL DE LOS MOTORES HIDRAULICOS

Uno de los elementos que el proyectista debe considerar es el calculo del caudal
absorbido
por los motores y la potencia subministrada por los mismos, siendo también necesario
considerar el rendimiento volumétrico o perdidas que se producen como consecuencia
del funcionamiento del motor, el caudal se calcula por la formula a seguir indicado.




1000
vg
nV
Q
 min/Lt
Q
= Caudal absorbido por el motor en l/ min. g
V
= Volumen geométrico rotcm/
3 .
n = Velocidad de giro. v
= Rendimiento volumétrico en %
Esta ecuación es similar a la utilizada para el cálculo de caudal de las bombas

CALCULO DEL MOMENTO TORSOR

El momento torsor es función de la cilindrada, la diferencia de presión entre la entrada
y salida “perdida de presión” y los rendimientos mecánico e hidráulico, dado por la
formula a seguir.





mh
g
t
PV
M
1000
62.1 Kpm
g
V
= Volumen geométrico rotcm/
3
ΔP = P2 - P1 , diferencia de presión en bar.
P1 = Presión de entrada.
P2 = Presión de salida del motor en bar.
ηm = Rendimiento mecánico del motor en %
ηh = Rendimiento hidráulico del motor en %

58. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

58

Piñón

Esta ecuación es utilizada cuando se esta trabajando en unidades técnicas

CALCULO DE LA POTENCIA






t
t PQnM
P
600975
KW
Q
= Caudal absorbido por el motor en l/ min. P
= Diferencia de presión en bar. t
= Rendimiento total.

La potencia es un factor importante a considerar en la selección de un motor hidráulico
ya que, esta íntimamente relacionado con el momento torsor de salida y la velocidad de
giro del eje, los fabricantes nos proporcionan datos de la potencia máxima que
desarrolla el motor en régimen de trabajo continuo o en régimen discontinuo.

CALCULO DEL RENDIMIENTO TOTAL

Al igual que en las bombas, en los motores hidráulicos es necesario considerar los tres
tipos de rendimientos para calcular el rendimiento total y se lo hace mediante la
formula.
ηt= ηv . ηm . ηa



MOTOR HIDRAULICO DE GIRO LIMITADO















GRAFICO 3.14

Esta es una combinación de piñón-cremallera el cual tiene la gran ventaja de
permitirnos giros limitados en ambos sentidos de acuerdo a ángulos de giro deseados,
Cilindro
Cremallera

59. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

59

consta de un cilindro en cuyo interior se encuentra una cremallera en la que esta
engranado un piñón, se encuentran en diversas aplicaciones, por ejemplo en grúas, en
el Tornamesa de las moto niveladoras, en retroexcavadora, en los Sistemas de la
dirección de los automóviles y en otros. El movimiento lineal del embolo o cremallera
es transformado en movimiento circular o energía de rotación del eje por medio del
Piñón que engrana con la cremallera “el conjunto hace de forma simultanea
movimiento lineal y de rotación” el sentido de rotación se invierte cambiando de
alimentación del fluido y se limita su capacidad de giro mediante topes ajustados
dándonos giros hasta de 360 grados. Los motores de giro limitado se caracterizan por
darnos velocidades de giro más lentas que los motores hidráulicos de giro continuo.
Los parámetros de selección de estos motores son el momento torsor o par “carga que
admite el eje”, la carga radial y la axial, por otra parte se hace consta y que también
existen motores hidráulicos de paletas de giro limitado., cuyo funcionamiento es similar
al motor hidráulico combinación piñón cremallera.

MOVIMIENTO ANGULAR MEDIANTE ACTUADORES CILINDRICOS









Sistema de dirección
Tipo Dirección asistida completamente hidráulica
Bomba De tipo de paletas, 270 litros/min
(65.5 gal/min) a rpm gobernadas
Configuración de la válvula de descarga 210 kg/cm2 (2,990 psi)
Cilindro Tipo
Diámetro interior x carrera
Acción doble
100 mm (3.9”) x 480 mm (18.9”)
Ángulo de giro
Características
- Articulación del bastidor de punto central
- Sistema de caudal amplificado, con percepción de carga, compensado a
presión
- la bomba dosificadora operada por volante controla el caudal a los cilindros de
la dirección.
- columna de dirección reclinable y telescópica

60. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

60

INVERSIÓN DE MARCHA DE MOTORES HIDRULICOS DE GIRO
CONTINUO

Invertir el sentido de giro del eje de salida en consecuencia el sentido de marcha en
equipos pesados de construcción se consigue con una combinación directa bomba –
motor hidráulica se consigue siempre que la bomba y el motor hidráulico sean de doble
sentido de rotación, y se lo hace invirtiendo el ángulo de inclinación de la placa
oscilante. Es necesario indicar que los motores de pistones axiales
son los más utilizados debido a que se alcanza mayores momento torsor debido que
trabajan a presiones mas elevadas y también nos dan mayores rendimientos durante el
funcionamiento, por la presión con la que son ajustadas sus partes.




FIGURA 3.15 FIGURA 3.16


Es decir, la placa oscilante se inclina hacia el lado opuesto, haciendo que la bomba haga
circular el aceite en sentido inverso caso transmisiones hidrostáticas de equipos pesados
Jhon Deer.

CIRCUITOS DE APLICACIÓN CON BOMBAS Y MOTORES HIDRÁULICOS

El objetivo de estos circuitos es indicar que al margen de obtener movimientos
continuos de rotación ya sea en ambos sentidos o en un solo sentido con una
combinación directa bomba – motor hidráulico, también se puede obtener dichos
movimientos combinando, la bomba hidráulica – válvula direccional y motor
hidráulico, resaltando que el ultimo tipo de combinación generalmente se utiliza en
instalaciones industriales o estacionarias, siendo que estos movimientos pueden ser
obtenidos utilizando válvulas direccionales de comando o accionamiento mecánico,
hidráulico o eléctrico en función de las necesidades del proceso de producción deseado.

61. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

61

Diseñar, un circuito hidráulico de doble sentido de rotación
compuesto de bomba y motor hidráulico de caudal constante
y tenga válvulas de seguridad para evitar sobre cargas en
ambos sentidos de su rotación.

1. Se trata de un circuito hidráulico con bomba y motor de
flujo constante.

2. cuando el solenoide izquierdo de la válvula direccional 4/3
es ligado y estando la bomba hidráulica en funcionamiento,
el motor gira a la derecha con velocidad proporcional al
fluido que proporciona la bomba.

3. Para la rotación a la izquierda se acciona el solenoide
derecho dándonos la alimentación del fluido en el ramal
derecho en consecuencia la rotación izquierda.
4. Las válvulas de seguridad evita que el circuito se dañe a
consecuencia de sobrecargas o la inercia en el transporte de
cargas.

2. Diseñar, un circuito hidráulico para un guinche montado en un camión.
Los guinches son equipos de elevación y transporte de
carga cuyos circuitos llevan como elementos hidráulicos
centrales: el motor, bomba hidráulica y válvula direccional
4/3, a lo que por seguridad y en función de las necesidades
de operación debe incorporarse otros elementos tales como,
válvulas de flujo, válvulas de bloqueo o antirretorno,
válvula de alivio y otros elementos con los que el circuito
funciona en este caso de la siguiente forma.

Accionando el solenoide derecho de la válvula direccional
4/3 todo el fluido impulsado por la bomba pasa a través de
la válvula de bloqueo o antirretorno hacia el motor
hidráulico haciéndolo girar a la izquierda con una rotación
que será función de todo el fluido de la bomba, en este
ramal de carga se tiene válvula de seguridad o limitadora
de presión que actúa cuando se da sobre presión debido al
aumento de flujo o la inercia por dificultades en el trabajo,
para que el motor hidráulico gire a la derecha se acciona el
solenoide de la izquierda trabajando el motor hidráulico con
menor rotación debido a que el fluido debe atravesar por la
válvula de flujo la
misma que desvía parte del fluido al tanque.
También se dice circuito frenado a la derecha a
consecuencia de la válvula de flujo instalado en el ramal
derecho.
??
?
0.00 Bar
FIGURA 3.18

62. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

62

3. Diseñar, un circuito hidráulico bomba motor
hidráulico con un sentido de rotación y sea regulado
su velocidad de salida.

Esta aplicación corresponde a circuitos de correas
transportadoras en consecuencia deben tener un solo
sentido de rotación, por lo que el elemento hidráulico
o válvula direccional será una 3/2 pudiendo ser manual
o eléctrico, es necesario indicar que es citado circuito
estando la bomba funcionando y la válvula direccional
en posición neutra el fluido pasa libremente al
reservatorio por la válvula direccional, para que el
fluido llegue al motor hidráulico es necesario accionar
la válvula direccional haciéndolo girar a la derecha con
una rotación regulada por la válvula de flujo que se
encuentra en el ramal derecho o en el sentido de
. rotación hidráulico.
FIGURA 3.19

ACTUADORES LINEALES Y ACUMULADORES HIDRÁULICOS

1.- Concepto de actuadores lineales.

Los actuadores hidráulicos lineales, son elementos o componentes importantes de la
mayoría de los sistemas hidráulicos, existen en máquinas herramientas, en sistemas
hidráulicos de equipos de transporte de carga y construcción y otros; estos elementos
transforman la energía de presión de la bomba en trabajo mecánico.

tipos de actuadores lineales hidráulicos

1. De doble efecto y un solo hazte.
2. De doble efecto y dos haztes.
3. De simple efecto con o sin resorte.
4. Actuadores telescópicos de simple y doble efecto.
5. Actuador multiplicador de esfuerzos.
6. Actuadores lineales en serie.

Actuador hidráulico cilíndrico de doble efecto con
su solo hazte

En el circuito se tiene actuador lineal cilíndrico de
doble efecto con un solo hazte, se tiene la mesa que se
desplaza en dos sentidos horizontales realizando
trabajo mecánico, siendo la disposición de los
actuadores función de las necesidades o diseño del
proyecto, las válvulas de flujo variable que hacen parte
de este circuito tienen el objetivo de controlar la

63. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

63

velocidad de avance y retorno compensando la diferencia de áreas debido al hazte del
cilindro de una de las fases.
En síntesis, son de doble efecto debido a que se utiliza aceite en las dos fases del
pistón dándonos movimiento del hazte para la carrera de avance y retorno ya sea a la
derecha o a la izquierda realizando trabajo o transformando la energía de presión en
trabajo mecánico. En este tipo de actuador de un solo hazte la superficie activa del
lado del hazte es más pequeña en relación al lado opuesto, debido al área del hazte,
por lo que, si en ellas no estuvieran incorporadas válvulas de flujo la fuerza de empuje
sobre ambas caras del pistón así como la velocidad de desplazamiento no serian
desiguales en ambos sentidos.

Actuador de doble efecto y doble hazte

En este tipo de actuadores cilindros la superficie
activa de los dos lados del pistón son iguales en
consecuencia la fuerza de empuje y velocidades.
En síntesis, la disposición de los cilindros es de la
forma más amplia de acuerdo a las necesidades.


FIGURA 3.21

Actuadores lineales cilíndricos de simple efecto sin y con resorte



FIGURA3.22a FIGURA3.22b

Son de simple efecto debido a que solamente la carrera de avance es accionada
hidráulicamente, y la de retorno se efectúa mecánicamente o con la ayuda de un agente
externo, FIGURA3.22a o bien por el peso propio del pistón. La utilización de estos
actuadores lineales cilíndricos de simple efecto sin resorte está en prensas hidráulicas
verticales, tolvas de volquetes, debido a que el peso de la tolva y el peso de los
pistones, hacen de agentes externos para su retorno, la utilización de los actuadores
lineales cilíndricos de simple efecto con resortes está en trabajos de posición
horizontal, en los que la fuerza de recuperación del resorte hace que retorne el pistón
FIGURA3.22b.

Actuador lineales cilíndricos telescópicos

Se los llama actuadores lineales telescópicos debido a que se puede alcanzar grandes
carreras utilizando un reducido espacio para su montaje. Se caracterizan debido a que

64. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

64

su hazte se desplaza en varias etapas y tener un cuerpo principal común para todas las
etapas

TIPOS DE ACTUADORES LINEALES CILINDRI COS TELESCÓPICOS

1. De doble efecto.
2. De simple efecto.

1. Actuador lineales telescópicos de doble efecto

Al igual que los anteriores los actuadores telescópicos de
doble efecto son alimentados con fluido hidráulico en
ambos sentidos del movimiento del hazte, es decir en el
sentido de avance y retorno del hazte, como
FIGURA 3.23 quiera que los actuadores lineales telescópicos
consta de dos o más cilindros de diferentes diámetros, el cilindro de mayor diámetro es
el que sale primero debido a su mayor superficie actuante para terminar su recorrido
con la central, que es el de menor superficie; en esta última fase podemos notar que
aumenta la presión requerida debido a la disminución del área, o la relación P=F/A,
también se puede notar que siendo la carga constante existe aumento de velocidad de
una etapa a otra.

El orden de retorno de los hazte es en sentido inverso al avance. Estos actuadores son
bastante utilizados en maquinarias de movimiento de tierra, en equipos de
construcciones (volquetas) en grúas de bomberos, mantenimiento de iluminarías,
ascensores de viviendas de pocas alturas.

2. ACTUADOR CILINDRICO TELESCÓPICOS DE SIMPLE EFECTO

Son de simple efecto debido a que, los actuadores
reciben alimentación del fluido en una sola fase del
pistón “para el avance”, el retorno de su hazte es hecho
por la acción de fuerzas externas o mecanismo, la
utilización de estos FIGURA 3.24 actuadores telescópicos de simple
efecto está en las tolvas de los volquetes.

3. Actuadores lineales multiplicadores de presión

La multiplicación de presión se obtiene utilizando
actuadores lineales de diferentes diámetros o
secciones cuyos pistones están unidos por un solo
hazte de forma que, la acción del pistón grande hace
mover al menor obteniéndose una presión. . . . . . .
. . multiplicada, el cilindro pequeño del actuador crea una
. presión que es directamente proporcional a las áreas.

FIGURA 3.25

65. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

65
2
1
12P
A
A
P


Los multiplicadores de presión son utilizados en instalaciones hidráulicas en las que
debe asegurarse esfuerzos importantes o cuando no se tiene bomba de capacidad
adecuada.

CONCLUSIÓN

Los multiplicadores de presión permiten el empleo de bombas y válvulas de presiones
reducidas, de esta forma se baja el costo de la instalación.

ACTUADORES HIDRÁULICOS CON AMORTIGUA CIÓN REGULABLE

A partir de una cierta velocidad del hazte es
necesario una amortiguación, es decir una
desaceleración de la velocidad hasta su detención, la
energía cinética resultante del movimiento es E = ½
mv
2
.Energía que debe ser absorbida por el tope o el pié del actuador. La absorción de
Energía por el tope depende de la capacidad de deformación dentro el campo o limite
elástico de los elementos internos, por lo tanto se concluye que para velocidades
mayores del haste v>0.1 m/s se precisa amortiguación o la utilización de cilindros con
amortiguación. Es necesario indicar que la velocidad máxima permitida del hazte es 0,5
m/s, caso se requiera velocidades mayores debe consultar al constructor.

TIPOS CONSTRUCTIVOS Y FIJACIÓN DE ACTUADORES LINE ALES

De acuerdo a la aplicación, los actuadores lineales se
construyen para servicios livianos y pesados, ellos
son identificados por series constructivas o códigos.

1.- Actuadores lineales para servicios livianos.-
son actuadores con tirantes, trabajan en un rango de
presión de 50 a 210 Kg/cm
2
, son de simple y doble
efecto, la forma de identificarlos depende del
fabricante, el fabricante REXROTH los identifica por
la serie constructiva CD210 y CG210.

La utilización de este tipo de actuadores es
sumamente amplia, se encuentra en las fábricas de
automóviles, maquinas agrícolas, maquinas
herramientas y otros. Se caracterizan por tener un
mantenimiento fácil, los tirantes que son los
principales elementos de montaje del actuador van en
el fondo y en el flange de fijación.
FIGURA 3.26

66. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

66

2.- Actuadores lineales para servicios pesados.- Identificados por series constructivas
o códigos de acuerdo al fabricante, tienen amplia aplicación y trabajan a presiones
superiores a 210 Kg/cm
2
, de la misma forma que los utilizados para servicio liviano son
de simple o doble efecto, caracterizados por la serie constructiva CD250/CG250 y
CD350/CG350 siendo el campo de su aplicación la construcción de equipos pesados,
laminadoras, prensas, siderurgia, estos actuadores nos garantizan seguridad en su
funcionamiento.








Los actuadores generalmente son
construidos de acero de alta
resistencia sin costura, con un
acabado superficial de la parte
interna del cilindro de ≤ 1.3 m y el
hazte con acabado superficial de ≤
0.2m .






FIGURA 6.28

Fijación de los actuadores

La fijación de los actuadores hidráulico se lo hace en función de las condiciones de
trabajo o necesidades, se indica alguna de las más importantes como ser.
1.- Mediante flange o soportes fijos. Estos soportes pueden ser cilíndricos,
rectangulares o cuadrados, en este tipo de actuadores con soporte fijos, la carga se
mueve según la dirección del hazte.



FIGURA 3.29

67. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

67

2.- Actuadores Cilíndricos fijados mediante pasadores. Son actuadores que admiten
desplazamientos angulares, su aplicación esta en sistema hidráulicos de volquetas y
diversos otros equipos.



FIGURA 3.30

3.- Actuadores de eje basculante central.
Nos permite oscilación lateral y movimiento angular, aplicación sistema hidráulicos de
tractores, grúas y otros.











FIGURA 3.31

4.- Actuador con articulación esférica.
Es muy común este tipo de articulaciones en el sistema hidráulico de las moto
niveladoras, tractores y otros.






FIGURA 3.32

68. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

68

Existen aun muchas otras formas de fijar los actuadores, así por ejemplo, fijados con
bridas o flange en el fondo del actuador y en el otro extremo para cada articulación
esféricos.
Parámetros de selección de los actuadores hidráulicos y neumáticos

a) Fuerza de trabajo F=PA “carga” 
h
b) Recorrido del hazte, en función de las necesidades de trabajo
h

c) Necesidad de montaje.

 Mediante bridas fijas y mediante pasadores.
 Articulado sin tirante
 Articulado con tirante

d) Con amortiguación o sin amortiguación.


DISEÑO DE CIRCUITOS DE APLICACIÓN

1. Diseñar, un circuito hidráulico que accione dos actuadores cilindros de simple efecto
en trabajos de posición horizontal, dicho cilindros deben trabajar con ayuda de un
multiplicador de presión accionado por una bomba de 100 Kg/cm
2
de presión, la
sección de los cilindros es de 5 a 2 cm
2
respectivamente con lo que también debe
determinar la presión de trabajo de los cilindros.

Utilizamos una válvula direccional 3/2 debido a que el
actuador cilindro de menor sección y los cilindros en
los que se quiere obtener la presión multiplicada será
alimentado mediante un depósito auxiliar a través de
una válvula de bloqueo o antirretorno, para obtener la
carrera de avance o realizar el trabajo el operador pone
la válvula 3/2 en la posición de la línea paralelas o
posición 1, con lo que el aceite se dirige a la parte
trasera del actuador multiplicador de sección mayor.
La presión multiplicada que sale del cilindro de sección
menor es debido a la fuerza del cilindro de sección
mayor, la multiplicación es de forma inversamente
proporcional a la relación de las secciones del
multiplicador de donde se obtiene la presión de trabajo
de los cilindros de simple efecto.
F1 = P1 * S1 = 100 * 5 = 500 Kg.
F2 = P2 * S2 ; P2 = F2 / S2 = F1 = 500/2 = 250Kg/cm
2

69. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

69

2. Diseñar, un circuito hidráulico para ajuste
de una pieza con ayuda de un multiplicador de
presión.

El circuito en cuestión precisa la utilización de
una válvula direccional 4/3, igualmente
utilizamos actuador cilíndrico multiplicador en
línea, para la carrera de avance que debe ser
rápido la que nos da un preajuste de la pieza,
para lo que el operador debe ligar el solenoide
izquierdo de la válvula direccional este ajuste
es hecho hasta una fuerza regulada la válvula
secuencial o contrapresión instalada en
derivación a la línea de alimentación la misma
que nos permite de forma automática enviar el
fluido a la parte trasera del cilindro de menor
sección dándonos el ajuste final con una fuerza
que es directamente proporcional a las
secciones de los cilindros 1 y 2 o ajuste final,
el aflojado de la pieza se da con el retorno
del hazte para lo que se envía el fluido
líquido a la parte
delantera del cilindro 2 accionando el solenoide derecho de la válvula direccional.


3). Diseñar, un circuito hidráulico que accione
dos actuadores cilíndricos de doble efecto con
ayuda de un multiplicador de presión.

En el circuito se tiene una válvula de bloqueo o
antirretorno con resorte que tiene la función de
dar paso al fluido después de una cierta
resistencia cargando los actuadores cilíndricos y
compensando las fugas, la válvula de bloqueo
debe estar regulado a una presión de: P2 =
P1 * d
2
/ D
2
, Siendo “d” el diámetro de los haztes
de los pistones y “D” el diámetro del cilindro,
condición para que el hazte de los actuadores estén
retraídos.
El retorno de los hazte se da accionado el
solenoide derecho de la válvula direccional, con la
que también retorna de los pistones del actuador
multiplicador de presión.



FIGURA 3.35 ??
?
0.00 Bar
1
2
FIGURA 3.34

70. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

70


ESTANQUEIDAD DE LOS ACTUADORES CILINDR ICOS

La estanqueidad o “presión de ajuste” entre el pistón y la pared interna del cilindro y el
hazte entre los retenes o guarniciones, es sumamente importante, la misma evita fugas
durante el trabajo, la estanqueidad se logra mediante oring en los pistones y retenes o
guarniciones en las prensas estopas. Los oring son generalmente de amianto grafitado o
caucho sintético, los retenes o guarniciones que van generalmente en las prensa estopa
en muchos casos son fabricados de metales blandos como el plomo, bronce, etc. Se
usan cuando los actuadores trabajan a temperaturas elevadas, en estos casos el aceite
utilizado es el sintético llamado Ester-Fosfatos identificados con las letras H.F.D.










FIGURA 3.36


La falta de estanqueidad conforme se ha indicado, son los responsables por las pérdidas
de cargas internas y externas, en consecuencia son responsables por los bajos
rendimientos y productividad.
Debido a los retenes o guarniciones en las prensas estopas, existe un esfuerzo de
rozamiento que el hazte debe vencer al pasar a través de ello, y esta es proporcional a
la superficie de contacto del hazte calculado por:

F =  * d * l * k o 10% de la fuerza real de avance y se representa por la formula.

Freal = FTeorica – FFriccion = P*(*D
2
/4) – 0.1*P*(*D
2
/4)

Donde:

d = diámetro del hazte dado en cm.
L = longitud activa de las guarniciones en cm.
k= coeficiente de rozamiento por unidad de superficie, siendo función del apriete y
varía de 0.4 a 1.5 Kg/cm
2

Ft = Fuerza teórica de avance.
Ff =Fuerza de fricción.

Por otra parte, la estanqueidad entre el pistón y la pared interna del cilindro está en
función de los diámetros y la presión de trabajo, conforme se muestra en el cuadro
siguiente:

71. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

71



DIÁMETROS PRESIÓN ESTANQUEIDAD
< 60 mm 210 Kg /cm
2
0.07 mm.
90 – 120 mm 210 Kg /cm
2
0.10 mm.
120 – 165 mm 210 Kg /cm
2
0.15 mm.
165 – 320 mm 210 Kg /cm
2
0.18 mm.
320 – 500 mm 400 Kg /cm
2
0.20 mm.

Los actuadores lineales son construidos de acero de alta resistencia generalmente sin
costura o soldadura, rectificados y pulidos en su pared interna, igualmente las tapas son
de alta resistencia calculadas según reglas usuales de resistencia de materiales siendo
el rendimiento de ellos del orden de 90 %.

Calculo de la espesura de la pared de los actuadores

Se calcula mediante la fórmula:


mm.en dado ;
2 -
s p
K 200
D
e
i






CÁLCULO DEL PANDEO DEL HAZTE

Debido a que los haztes están sometidos a la compresión, es necesario verificar el
pandeo o su estabilidad crítica, y se lo hace aplicando la fórmula de Euler, diagramas o
formula de Johnson, Tetmajer aun rankine esta verificación se lo hace principalmente
para actuadores que trabajan con grandes avances del hazte y se calcula por la fórmula
dependiendo de su tipo de fijación:


1. Cálculo según Euler

g
k
si
Ln
IE
F 


2
2
*
** g
si
n
d
F 




*4
)*62,0335(*
2


Donde:
E = Modulo de elasticidad en N/mm
2

= 2,1*10
5
para acero
I = Momento de inercia de superficie en mm
4

Donde:
K = límite de fluencia del material dado en Kg/mm
2
;
para cilindros k= 36 Kg/mm
2
para acero ST52.
P = presión en Kg/cm
2
.
s = factor de seguridad 1.75.
Di = diámetro interno dado en mm.
2.- Cálculo según Tetmajer

72. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

72

Para sección circular = 4
4
*0491,0
64
*
d
d


n = 3,5 (factor de seguridad)
Lk = Longitud de pandeo libre en mm (en función del tipo de sujeción
ver esquemas A, B, C)
d =  de vástago en mm. 
= Grado de esbeltez

d
L
k
*4
 e
g
R
E
*8,0


Re = Limite de elasticidad del material del vástago.

Efecto del tipo de sujeción sobre la longitud de pandeo:

Estas formulas se aplica para haztes cuyos extremos esta articulada a la carga de
compresión, es necesario indicar que cuando la fuerza compresora se aproxima a su
estabilidad se puede ver encorvarse el hazte y esta deformación lateral aumenta con
mucha rapidez al crecer la fuerza compresora de forma a producirse el colapso
completo, depende de la longitud real del hazte y de las formas de sujeción o instalada.
En síntesis se manifiesta como el colapso que sobreviene a una barra cuando se le
somete a esfuerzos de compresión, por lo que en el dimensiona miento de un actuador a
partir del diámetro y de la carrera necesaria para que cumpla su función, es
imprecindible asegurar que no se vea efecto de pandeo.
Existen formas de instalación o sujeciones más comunes de los actuadores:



Diámetros comerciales de los actuadores cilíndricos.

1. Para servicios livianos presiones hasta de 210 Kg/cm
2
, las medidas en el sistema
métrico DIN24334 son:

c : 40,50,60,80,100,125,150,180,200 mm y sus haztes tienen los diámetros de:
h : 18, 22,25,28,36,45,58,70,90,100,125,140 mm

2. Para trabajos pesados con presiones del orden de 250 a 350 Kg/cm
2
y 400
Kg/cm
2
con diámetros del cilindro de 500 mm., y hazte de 280 mm. Se tiene un
recorrido máximo del hazte de 10.000 mm.

73. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

73

Accesorios hidráulicos

Los accesorios hidráulicos son elementos que no son parte indispensable de todo
circuito hidráulico siendo los principales:

 Acumuladores hidráulicos.
 Intercambiadores de calor.

Concepto de acumuladores

Los acumuladores hidráulicos son elementos que hacen parte indispensable de algunos
circuitos hidráulicos, estos elementos cumplen diversas funciones como almacenar una
cierta cantidad de aceite a presión para poder restituir según la demanda durante las
fases del ciclo de trabajo, fases en la que el caudal absorbido por el actuador es superior
a la que la bomba de la instalación, nos proporciona, resumiendo tienen las funciones
de:

1. Sirve como fuente de sobrealimentación cuando se precisa trabajos rápidos en
determinado momento y la bomba no tiene capacidad de proporcionarnos el
fluido necesario.

2. Absorber las sobre presiones creadas en circuitos por mala operación,
igualmente amortiguar ruidos y vibraciones.

3. mantiene constante la presión del circuito alimentando cuando por algún motivo
cae la presión o alimentando con fluido a presión cuando en el sistema se
necesita durante un corto tiempo un caudal mayor.

Tipos de acumuladores más usados

a. Acumuladores de pistón
b. Acumuladores de membrana.
c. Acumuladores de resorte.
Acumuladores de pistón.- Este tipo de
acumuladores consiste en un cilindro de dos
cámaras separadas por un pistón; en la cámara
inferior se tiene aceite y en la cámara superior
nitrógeno, las sobre presiones de la línea entran en
la cámara inferior y en función de la intensidad de la
sobre presión por intermedio del pistón, el nitrógeno
de la cámara superior va comprimiéndose, de esta
forma se absorbe las vibraciones del circuito
hidráulico aumentando el volumen de la cámara
inferior.

P2= Presión de trabajo del sistema o actuador
P1= Presión del Nitrógeno expandido
P2>P1

FIGURA 3.37

74. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

74

Consideraciones para el cálculo del acumulador

1. El cambio de estado o proceso de compresión del Nitrógeno es adiabático, no hay
intercambio de calor con el medio ambiente siendo el proceso adiabático su coeficiente
de compresión es k=1.4.

2. La presión del nitrógeno varía de 0.7 a
0.9 Kg/cm
2
de P2; P2 mayor a P1.

3. La relación P3/P2 presión máxima del
Nitrógeno comprimido y presión mínima
de trabajo, no debe ser mayor que 7; por
otra parte, del diseño vemos que:


FIGURA 3.38
P2: Presión mínima de trabajo del circuito.
V1: Volumen del aceite acumulado a la presión P2.
V2: Volumen del nitrógeno a la presión mínima de trabajo del circuito.
V3: Volumen del nitrógeno a la presión máxima de trabajo o presión con la que el
nitrógeno se comprime en su tarea de absorber las vibraciones.
P3: Presión máxima de trabajo en el circuito.
P1: Presión del nitrógeno que varía de 0.7 a 0.9 de P2.
V4 = V2 - V3: volumen del nitrógeno expandido a la mínima presión, menos el
volumen del nitrógeno comprimido a la presión máxima.
V3: volumen del nitrógeno comprimido a la máxima presión de trabajo del circuito o
actuador.

Cálculo del Volumen de Aceite Almacenado por el Acumulador.- Se calcula con
siguiente formula:
K
K
a
P
P
P
P
V
V
1
3
2
1
1
2
4
1

















PROBLEMA: Dimensionar un acumulador para suplir 18.5 litros de aceite a un
sistema de presión máxima igual a 200 Kg/cm
2
y presión mínima de 105 Kg/cm
2
.


Datos:
P3 = 200 Kg/cm
2

P2 = 105 Kg/cm
2

P1 = 0.80P2 = 84 Kg/cm
2

V4 = 18.5 Lts.

75. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

75

1. Se verifica la relación P3/P2 = 200/105 = 1.9 < 7

2. 58
200
105
1
84
105
5.18
1
4.1
1
4.1
1
1
3
2
1
3
2
4































K
K
a
P
P
P
P
V
V Lts.

Los acumuladores de pistón son utilizados para trabajar con presiones y volúmenes
grandes o pequeñas, e instalados en derivación con la línea de alimentación o elemento
de trabajo.

ACUMULADOR DE MEMBRANA :

















Estos acumuladores son utilizados cuando los volúmenes necesarios son pequeños y
para eliminar picos de presión pequeños o pulsaciones de un circuito de pilotaje.

Se caracteriza por su hermeticidad y baja Inercia; la relación máxima de presión es
de 1:4, P2 mayor a P1; P1 presión del nitrógeno en la vejiga. Cuando la presión del
sistema alcanza y supera la presión del nitrógeno, él líquido fluye a través de la válvula
de plato y el nitrógeno en el interior de la membrana es comprimido.

Bajando la presión del circuito la pieza cónica del acumulador vuelve a su asiento.

APLICACIÓN DE ACUMULADORES

Diseñar: Un circuito con fuente de sobre alimentación para trabajos rápidos en
determinado momento del proceso.


N
Ni

76. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

76

Es necesario indicar que el acumulador en
este tipo de circuitos es usado cuando la
bomba es de caudal constante y no tiene la
capacidad suficiente, se carga el acumulador
poniendo la bomba hidráulica en
funcionamiento, el fluido generado por ella se
envía primeramente al acumulador para lo que
se mantiene cerrada la válvula estranguladora
de fluido 1, esta alimentación se hace hasta
alcanzar la presión regulada en la válvula 2
limitadora de presión, el fluido excedente
pasa por esta misma válvula al reservorio.

Terminando el llenado se acciona la válvula
estranguladora de fluido 1 dando paso al
fluido hacia la válvula direccional y esta
accionada, dará paso a la parte trasera del
actuador cilíndrico dándonos el avance del
hazte con velocidad correspondiente a todo el
fluido proporcionado por la bomba, cuando
se desea velocidad mayor del hazte del actuador se liga la válvula direccional 2/2
sobrealimentando la línea con el fluido del acumulador.
c
acB
A
QQ
v


Diseñar: Un circuito con dos bombas hidráulicas para aproximación rápida y lenta del
hazte de un actuador cilíndrico, utilice refrigeración mediante intercambiador de aceite.

En el presente circuito ambas bombas están ínter ligadas
entre sí, estando ellas en funcionamiento y la válvula
direccional ligada llegara el fluido a la parte trasera del
actuador dándonos el avance rápido, la bomba de caudal
variable y flujo grande es de baja presión, en el momento en
que surgirá resistencia al avance del cilindro la presión del
aceite en la línea aumentara con lo que la bomba de caudal
variable es anulada, quedando solamente la bomba de
caudal fijo y elevada presión, dándonos un avance lento
hasta terminar el trabajo mecánico y con la presión máxima
establecida en la válvula limitadora de presión primaria.

El retorno del cilindro se da previo accionamiento de la
válvula direccional haciendo que el aceite pase por el
enfriador antes de que llegue al tanque y nuevamente sea
aspirado por la bomba. En la fase de avance de esta .
. instalación la velocidad del hazte del actuador lineal será; .
. .- c
acB
A
QQ
v

 ?
0.00 Bar
FIGURA 3.41

77. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

77


Intercambiador de calor: Los intercambiadores de calor en sistemas hidráulicos
se utilizan para refrigerar o enfriar el aceite hidráulico y son instalados en sistemas que
están sometidos a trabajos en régimen continuo, elevadas presiones, también en
ambientes de elevadas temperaturas, existen dos tipos de Intercambiadores:

 De agua
 De aire

Siendo él más recomendable el sistema contra corriente debido a la eficiencia en la
refrigeración, los datos para él calculo de un intercambiador de calor son:

 Temperatura de entrada del aceite
 Temperatura de entrada del agua
 Temperatura del ambiente
 Caudal de aceite

PROBLEMA: Dimensionar un Intercambiador de calor Aceite/Agua con las
Características indicadas:

a) Caudal de 2000 Lt/h = 2 m
3
/h.
b) Temperatura de entrada del aceite de 50
0
C.
c) Temperatura de entrada del agua de 20
0
C.
d) Temperatura de salida del aceite de 35
0
C.
e) Temperatura de salida del agua de 30
0
C.
f) Peso especifico del aceite 0.9 Kg/m
3
.
g) Calor especifico del aceite 0.5 Kg/m
3
.



FIGURA 3.42
1. Calculo de la potencia calorífica:

Q = V x Cp x Δt x 
Δt = T1 – T2 = 50 – 35 = 15 [°C]
Q = 2000 x 0.5 x 15 x 0.9 = 13500 [Kcal/h]

78. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

78



2. Calculo de la diferencia media logarítmica:

D.M.L.T. = 1.17
15
20
ln
1520
ln






O
L
OL
T
T
TT

3. cálculo del coeficiente U de transferencia de calor:

U = 

ii
eii
e
FK
hdh
d 1
*
1 300 a 400 [kcal/hm
2
°C] para los aceites.

Fi ; factor de incrustación de suciedad interior.
hi ; coeficiente de transferencia por convección interna.
he; coeficiente de transferencia por convección.
de; diámetro externo de los tubos.
di; diámetro interno de los tubos.
ki ; coeficiente de conductividad del material.


4. Cálculo de la superficie necesaria de refrigeración:

S = 94.1
1.17400
13500
...*

xLTMDU
Q [m
2
]


5. Cálculo del número de tubos.

S = nld
e n = 53
1012.014.3
94.1
1




ed
S

tubos

TIPOS DE TUBERIAS Y MANGUERAS EN SISTEMAS HIDRAULICAS

1.-Tuberías rígidas : Siendo ellos de succión, presión y retorno, son tubos
normalizados, negros, trefilados en frío y sin costura generalmente vienen sus
extremidades cerradas con tapas de plástico; a objeto de evitar la entrada de
contaminantes, las características del material obedecen a la norma DIN 1629 ,
comercialmente son identificados por sus códigos.

SCHED 90 presiones hasta 80 bar.
SCHED 80 presiones hasta 200 bar.
SCHED 180 presiones hasta 700 bar.

79. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

79


2.- Mangueras flexibles:

También se emplean mangueras flexibles construidas a base de elastómeros en su capa
exterior e interior y reforzados interiormente con un trenzado de alambre de acero o
bien con refuerzo textil. A estos se les identifica con la norma DIN; SAE 100R1 y SAE
100R2 “que los últimos números 1 y 2 significan trenzados de acero o refuerzo”, en la
norma EN 853 Europea existe los Tipos 1ST, 2ST, 1SN y 2SN La manguera flexible
SAE 100R1 se emplea para medianas y presiones pudiendo su aplicación ser de presión,
retorno y succión dependiendo del diámetro interior son

Tabla de diámetros y Presiones de trabajo

















Tubería Flexible SAE 100R1

Øi en mm Øe en mm Presión de
trabajo en bar
Presión de
prueba en bar
Presión de
estallido en bar
Radio de curvatura
mínimo en mm
6
8
10
13
16
19
25
32
14.1
15.7
18.1
21.5
24.7
28.6
36.6
44.8
193
175
158
140
105
88
70
44
385
350
315
280
210
175
140
88
770
700
630
560
420
350
280
175
100
125
125
175
200
240
275
400

Estas mangueras tienen las máximas características de resistencia a la temperatura, a la
abrasión, a la reacción de productos químicos

Es necesario indicar que con el nacimiento de la Unión Europea se esta difundiendo la
Norma EN 853, este tipo de mangueras igualmente construidas a base de elastómeros
reforzados con alambre de acero trenzado, sus características de la presión de trabajo

80. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

80

esta en funcion del diámetro interno al igual que la de la Norma DIN indicada, la Norma
EN 853 establece cuatro tipos de mangueras, la manguera Tipo 1ST con un solo
trenzado metálico, la manguera Tipo 2ST con dos trenzados y las mangueras Tipo 1SNy
2SN, construidos con el mismo tipo de refuerzo, pero con cubierta externa de caucho o
elastómero mas delgado con el objeto de montar el tubo al racor correspondiente sin que
sea preciso eliminar la cubierta como ocurre con las anteriores. Todas estas mangueras
están garantizados para trabajos con temperaturas de -40ºC a +100ºC.





















Las mangueras en su parte externa o cubierta llevan sellos de identificación misma
contienen, rango de presión, número de control de calidad, diámetro y lubricante.
Racores para tuberías.- Los racores como elementos de unión de tuberías flexibles y
rígidas son generalmente de tres tipos:
Tubería Flexible de un trenzado Norma EN 853

Tipo 1ST Tipo 2ST Presiones en bar Todos los tipos
Øi en mm Øe en mm Øe en mm Max. de
servicio
De prueba De estallido Radio de
curvatura en mm
5
6
8
10
12
16
19
25
31
38
51
12.7
15.9
17.5
19.8
23.0
26.2
30.2
38.1
46.0
52.4
66.7
12.5
14.1
15.7
18.1
21.4
24.5
28.5
36.6
44.8
52.1
65.5
250
225
215
180
160
130
105
88
63
50
40
500
450
430
360
320
260
210
175
125
100
80
1000
900
850
720
640
520
420
350
250
200
180
90
100
115
130
180
200
240
300
420
500
630

81. Sistemas Hidráulicos ______________________________________________________________

81


- Racores roscados o convencionales.
- Racores por presión radial
- Racores para montajes mediante abrazaderas.

Los racores roscados y los de presión radial son los más comunes en este tipo de
tuberías, soportan todo tipo de presiones: bajos, medias y altas presiones. Los montajes
mediante abrazaderas solo es aconsejable para tuberías de aspiración, retorno, no son
aconsejables para presiones elevadas.

APLICACIÓN:

Diseñe: Un circuito con intercambiador.
Los intercambiadores de calor son utilizados en circuitos de trabajo continuos y
elevadas presiones en las que existe calentamiento del aceite hidráulico o dicha
temperatura pase de 80°C, conforme se ha indicado los intercambiadores son accesorios
hidráulicos que no son parte indispensable de todo circuito hidráulica

82. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

82
Capítulo IV

VÁLVULAS HIDRÁULICAS

GENERALIDADES.

Las válvulas son elementos mecánicos importantes de todo sistema hidráulico y neumático,
fabricados con alta precisión dentro de un rango de tolerancia bastante precisas y reducidas
para evitar fugas de fluidos y fricción de las correderas en su desplazamiento longitudinal o de
rotación al interior de sus cilindros o asientos de válvulas.

CONCEPTO DE VÁLVULA HIDRÁULICA.

Las Válvulas Hidráulicas como elementos importantes de los sistemas hidráulicos cumplen
diversas funciones de acuerdo a las necesidades de diseño del proceso de producción industrial
o servicio.
Entre las funciones principales de estos elementos, están el de proteger o preservar el circuito
hidráulico, evitando sobre presiones “válvulas limitadoras de presión”, o también llamadas
válvulas de seguridad, válvulas estranguladoras y válvulas reguladoras de flujo que regulan el
caudal del fluido, válvulas direccionales que controlan la dirección del fluido a fin de realizar
el trabajo deseado, las de secuencia o contrapresion que nos permite realizar una sucesión
automática de diversos movimientos u operaciones que deben sucederse en cadena o en orden
preestablecido, válvulas de bloqueo que mantienen el pistón del actuador inmovilizado, las
servo-válvulas direccionales nos permiten obtener grandes esfuerzos con la aplicación de
pequeñas fuerzas, válvulas proporcionales que nos permiten realizar programas automáticos.
Todas estas funciones las cumplen manual o de forma automática mediante la utilización de
elementos mecánicos, señales eléctricas, señales hidráulicas, Neumático y la utilización de
válvulas electro-hidráulicas o electro-neumáticas llamados así porque las válvulas
direccionales tienen solenoides y reciben señales eléctricas. En síntesis su elección esta en
función del diseño o proceso de producción

Tipos constructivos de las válvulas direccionales

a) válvula direccional de Asiento
b) válvula direccional corredera

Formas de comando o accionamiento de las válvulas direccionales.
Pueden ser:
a) De Comando o Accionamiento Directo.
b) De Comando o Accionamiento Indirecto

a) De comando directo.

El termino comando o accionamiento directo significa que la fuerza o señal ya se mecánica,
eléctrica, hidráulica o neumática, actúa directamente sobre la corredera u otro elemento que
conecta o desconecta las tuberías o mangueras que envían fluido hidráulico, neumático a los
actuadores para realizar trabajo mecánico lineal como rotacional.

83. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

83
Válvula direccional de asiento de comando o accionamiento directo

en esta situación las conexiones P y A
están comunicados, la conexión T esta
cerrada. El cambio a la otra posición se
realiza mediante electroimán o
manualmente.
Para cambiar la conexión de A a T el
núcleo del electroimán empuja la
palanca 5 y esta desplaza el vástago de
ataque 6, que levanta a la esfera de su
asiento y lo empuja contra el resorte 2
cerrando la comunicación P, conectando
A con T





FIGURA 4.1

CARACTERÍSTICAS

 Presiones de trabajo por el orden de 650 Kg./ cm
2
.
 Caudales 36 l/min.
 Nos aseguran estanquidad o cero fugas.

Válvula direccional de corredera de comando o accionamiento directo

Siendo la de corredera lineal la más general,
tiene la ventaja de ser constructivamente la
más sencilla y darnos reducidas pérdidas, en
la figura se muestra una válvula con palanca
por lo que se llama de comando mecánico o
manual; también existen comandados o
accionados por fuerza hidráulica, neumatica y
por fuerza eléctrica a través de electroimanes
de corriente ya sea continua o alterna, los
electroimanes que producen un campo
magnético haciendo que el núcleo del
electroimán empuje la palanca actuando
directamente sobre la corredera “o la esfera
siendo la válvula de asiento”, estableciendo o
cortando la conexión a los actuadores
hidráulicos u otros con lo que se da el cambio
de dirección del fluido en consecuencia la
inversión de marcha del hazte del actuador
siendo este lineal.

84. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

84
a) Válvula limitadora de presión de comando o accionamiento indirecto o pilotada

















FIGURA 4.3
Esta válvula limitadora de presión “pilotada o de comando indirecto” se utiliza para caudales
grandes del orden de 300 Lt/min y presiones de 350 Kg/cm
2
, constructivamente consiste en un
cilindro que tiene perforaciones longitudinales y conductos radiales periféricos que se
comunican con el exterior; en el interior del cilindro se ajusta una corredera de pistón que se
desliza o permanece en reposo en función de la presión de la línea.

Principio de funcionamiento

La presión de la línea actúa directamente al cono de la válvula piloto a través de la válvula 3
que se encuentra en la fase izquierda de la corredera principal, igualmente actúa sobre la fase
derecha de la corredera, no habiendo variación de presión en la línea, la corredera permanece
en reposo, debido a que el resorte de la válvula piloto esta regulada a la presión de la línea del
sistema.
En el momento en que la presión de la línea sobrepasa a la presión regulada en la válvula
piloto, el fluido vence la resistencia del resorte de esta válvula piloto, dislocando el cono que
está apoyado por la tensión del resorte dejando pasar el fluido hacia el tanque y jalando la
corredera hacia la izquierda, situación en que el aceite pasa al tanque tanto por el lado de la
válvula piloto como por la principal, normalizándose la presión en la línea la pieza cónica
vuelve a su asiento por la acción de su resorte.

Las válvulas limitadoras de comando indirecto o pilotado son llamadas así debido a que la
sobre presión del actuador o circuito actúa sobre cualquier otro dispositivo intermedio y no
directamente sobre la corredera o esfera de la válvula de presión, siendo este dispositivo
intermedio, el responsable de control de presión, descargando el fluido al tanque.




4

85. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

85
Tipos de válvulas limitadoras de presion.

a) válvula limitadora de presión primaria de comando directo e indirecto.
b) válvula de secuencia o contra presión de comando directo e indirecto.
c) válvula reguladora de presión secundaria.

De un modo general las válvulas de presión tienen la función:

1. De proteger o preservar de las sobre presiones al circuito hidráulico o neumático y se
lo hace influyendo sobre el caudal del fluido hidráulico o neumático del sistema o en
parte de ella, esta reducción de presión se consigue por la reducción del caudal
manteniendo la presión lo mas constante posible aunque haya variación en la
alimentación.
2. Nos permite adicionar la presión del fluido a una determinada necesidad.
3. Nos permite mantener constante la presión reducida en algún lugar del sistema.

Válvula limitadora de presión primaria, de comando directo.


Son Válvulas conectadas en
derivación, es decir en condiciones
de trabajo normal, el fluido no
atraviesa por la válvula.
Constructivamente estas válvulas
llevan como elementos de cierre
una esfera o una pieza cónica y se
justifica esta forma constructiva
debido a la alta seguridad en
cuanto a la estanqueidad se refiere.
En el diseño se observa la pieza
cónica que esta sometida a las
fuerzas F1 y F2 , siendo que F1
ejercida por el resorte de arriba
para abajo y por el lado opuesto F2
debido a la presión del fluido que
circula o debido a la presión que el
sistema hidráulico ofrece.
Mientras la fuerza F1 debido al
resorte es superior a F2 la válvula
permanece cerrada, si la presión
aumenta llegando F2 a ser superior
a F1 el resorte cede y la pieza
FIGURA 4.4 cónica o esféricas se levanta de su
asiento dejando el aceite circular por el orificio B de la figura con dirección al tanque, bajando
la presión de la línea, la pieza cónica vuelve a su asiento por acción de la fuerza F1 venciendo
a F2.

86. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

86
Válvula de secuencia o contrapresión de mando directo.



FIGURA 4.5
Son válvulas que nos permiten realizar una sucesión automática de movimientos u operaciones
que deben sucederse en cadena o en orden preestablecido, de forma tal que el final de una
operación o movimiento del hazte de uno de los actuadores sea el punto de partida de la
operación o movimiento del siguiente hazte del actuador hidráulico o neumático.

Son válvulas utilizadas para realizar la automatización conectando y desconectando los
actuadores del sistema cuando la válvula de contra presión haya alcanzado cierta presión para
el cual fue regulada. Estos circuitos secuenciales también se realizan con “válvulas fin de
curso” hidráulicos, neumáticos y fin de curso eléctricos elemento que acusan que la operación
ha terminado.

Características y principio de funcionamiento de las válvulas secuenciales de
accionamiento o mando directo.

1) Las características técnicas son:

a) Presión de trabajo del orden de 215 Kg/cm
2
.
b) Caudal de 45 Lts/min.
c) Lleva el mecanismo de graduación y válvula antirretorno o bloqueo
incorporado.
d) Esta válvula al igual que la limitadora de presión son conectadas en
derivación por lo que cuando alcanza una cierta presión regulada conecta y
desconecta el sistema.
El elemento de cierre es la corredera 2 que permite un cierre sensible en función del flujo de
aceite, el resorte 3 mantiene a la corredera en su posición inicial en la que la válvula esta
cerrada, la presión del sistema que entra por A actúa a través de la perforación de la tobera
sobre la cara de la corredera opuesta al resorte.
La superficie que efectivamente trabaja con la presión del sistema es la del pistón pequeño que
se apoya contra el tapón roscado, la presión de trabajo del elemento hidráulico es graduado por
los resortes 3, mediante el mecanismo de graduación 4, cuando la presión de trabajo supera
ala presión regulada la corredera se mueve hacia la izquierda y se abre la conexión entre A y

87. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

87
B; el pistón pequeño es el que directamente recibe en la presión de A, o las sobre presiones del
sistema, su diámetro depende de la presión de conexión deseada; para presiones bajas del
orden de 25 Kg/cm
2
no se necesita el pistón; para presiones de 210 Kg/cm
2
para arriba se
necesita dos resortes. La alimentación del fluido de mando del pistón pequeño también puede
ser externo tal es el caso que se muestra con la conexión X. La válvula de bloqueo o
antirretorno 5 permite fluir el aceite libremente de B hacia A.

1) DISEÑAR: Un circuito hidráulico de comando de
eléctrico semiautomático dos actuadores de doble
efecto en secuencia pre-estableciendo la carrera de
avance y retorno.
Accionando la válvula direccional a la posición 1 el
aceite a presión pasa a la parte posterior del actuador 2,
efectuando la carrera de avance hacia delante, siendo la
presión de desplazamiento o trabajo igual o inferior a la
presión regulada en la válvula de secuencia, la misma
que esta cerrada mientras el actuador realiza su
desplazamiento o el trabajo mecánico para el cual fue
regulada dicha válvula, terminando el trabajo
mecánico, la presión de línea sube dejando pasar el
aceite por la válvula de secuencia al lado posterior del
actuador o elemento hidráulico, empezando de esta
forma l carrera de avance o el trabajo mecánico
encomendado








2) DISEÑAR: Un circuito electro hidráulico de
taladrar que tenga la siguiente secuencia de
operaciones, que el actuador horizontal ajuste la
pieza, el actuador vertical avance y de la salida de
la broca, y finalmente aflojando y retorno del
hazte.
Para comenzar el ciclo de trabajo el operador
debe accionar el solenoide de forma que alimente
con fluido la parte trasera del actuador horizontal
dándonos el avance del hazte y ajuste de la pieza,
siendo la presión de ajuste regulada en esta
válvula, tan luego supere esta presión dejando
pasar el fluido a la parte trasera del actuador
vertical, comenzando la carrera de avance o

88. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

88
aproximación del taladro, el taladrado se hará por la acción de un motor eléctrico.
Terminada la operación del actuador, el operador acciona el solenoide contrario cambiando la
alimentación del fluido primero a la parte delantera o del vástago del actuador vertical,
haciendo que efectué su carrera de retorno. Al final de su carrera de retorno la presión del
circuito aumenta.
Superando el valor regulado en la válvula secuencial a consecuencia abre esta válvula y el
fluido es enviado a la parte delantera o del vástago del actuador horizontal, dando lugar al
aflojado y el retorno del actuador.


3) DISEÑAR: Un circuito de comando
hidráulico automático continuo de dos
actuadores cilindricos de doble efecto, que
realicen las operaciones de fijado de la
pieza, avance del taladro eléctrico, este
ciclo de trabajo debe ser hecho en
secuencia con auxilio de una válvula
secuencial de accionamiento indirecto
comandado por una válvula fin de curso
3/2 de rodillo.
Para lograr que el movimiento secuencial
sea absolutamente seguro “las variaciones
de presión no afecte la operación de fijado
el recorrido”, del hazte se emplea válvulas
de secuencia de accionamiento indirecto
que dan paso al fluido previa señal de una
válvula 3/2 de rodillo.
Con este procedimiento para que el hazte
del actuador 2 comience su fase de avance,
hace falta no solamente que la presión del
lado opuesto del actuador 1 sobre pase la
presión regulada en la válvula de
secuencia 3, también es preciso que el
hazte del actuador 1 llegue al final de su
carrera haciendo que la leva accione el
rodillo de la válvula piloto 3/2, este
procedimiento nos asegura que aumentos
de presiones imprevistas durante su carrera
hacia adelante del actuador 1, no pueda
iniciar su carrera el actuador 2, sin que el
hazte del actuador 1 haya llegado al final.

89. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

89
Válvulas secuencial - pilotada



1. Carcasa.
2. Perno de regulación.
3. Corredera o rodete.
4. Casquillo para diafragma.
5. Contactor.
6. Regulador.
7. Tope de regulador.
8. Resorte.
9. Perforación sobre la cara del
resorte.







FIGURA 4.9

Características técnicas.

 Presión normal de trabajo: 220 Kg/cm
2
.
 Presión máxima de trabajo: 320 Kg/cm
2.

 Caudal de: 450 Lts/min.

Son pilotadas debido a que su accionamiento es indirecto y se utiliza para grandes caudales,
siendo sus elementos principales;

a) Válvula piloto de corredera o embola.
b) Válvula principal también de corredera o embolo.
c) Resorte de regulación.

Principio de funcionamiento

La presión del sistema que se conecta por A actúa sobre el embolo principal 2, al mismo
tiempo actúa en la parte delantera de la corredera o embolo piloto 4, a través del canal del lado
izquierdo de la válvula principal y la parte posterior del embolo o corredera 4, el resorte 6 es
el resorte en el que se gradúa la presión del sistema y mantiene la corredera piloto en su
posición inicial o cerrada; si la presión de línea o del sistema sobrepasa el valor graduado en
el resorte 6, la corredera se moverá hacia la derecha dejando pasar la demasía por el canal 8,
actuando de esta forma como simple válvula limitadora de presión.
Para actuar como válvula de secuencia el fluido de la parte posterior de la corredera principal
2, es desalojado a través de la tobera 7 y canal 8 hacia el sistema II, por la combinación de las

90. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

90
toberas 5 y 7 se produce una caída de presión entre las dos caras del embolo o corredera y este
se mueve hacia arriba, abriendo la comunicación de A hacia B, siendo la alimentación del
fluido piloto interna.

Válvula reguladora de presión secundaria de accionamiento o comando directo.



FIGURA 4.10

Características técnicas.

 Presión normal de salida: 210 Kg/cm
2
.
 Presión máxima de entrada: 320 Kg/cm
2
.
 Caudal: 45 Lts/min.

Como toda válvula de presión estas válvulas tienen por objeto reducir la presión del aceite y
mantener sensiblemente constante la presión reducida, estas válvulas reguladoras de presión
secundaria se utiliza para regular o reducir la presión de salida de la válvula direccional, esta
presión secundaria es independiente de la primera “la válvula reguladora de presión secundaria
reduce y mantiene constante la presión de cualquier parte del circuito.”En síntesis, esta
válvula, generalmente es utilizada cuando en alguna parte del circuito se quiere reducir la
presión del sistema a un valor más bajo y constante. En contraposición a la válvula secuencial
o de contra presión, estas válvulas están abiertas en su posición inicial.

Los elementos constructivos de esta válvula son: La corredera o rodete 1, que se desliza en
el interior del cilindro o carcasa 2 es mantenido en su posición inicial por el resorte 3, el
sentido de flujo es de P hacia A, la sobre presión secundaria en A se manifiesta por la
perforación 4 sobre la cara izquierda de la corredera. Si la presión A supera el valor graduado
en el resorte, la corredera se desliza hacia la derecha y disminuye el flujo de P hacia A,
pasando solo el caudal que necesita el consumidor o actuador sin que se eleve la presión, si el
consumidor no necesita más fluido la válvula se cierra. El retorno del fluido del elemento
hidráulico se da mediante una válvula antirretorno instalada paralelamente.

4) DISEÑAR: Un circuito de dos actuadores que trabajen en posición horizontal, el primero
fijado con soporte fijo y cuyo avance este controlado por una válvula reguladora de presión
secundaria, y el avance del segundo controlado por una válvula de secuencia, el retorno del

91. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

91
segundo mediante una válvula reguladora de flujo sensible y el primero mediante una válvula
de secuencia.


Con la bomba accionada y los
solenoides de la válvula direccional
desligados, por ser la válvula direccional
centro abierto el flujo de la bomba es
desviado al tanque a través de dicha
válvula, el avance de los actuadores es
dado cuando son accionados los
solenoides, ligado el solenoide S1, de la
válvula direccional el fluido es dirigido al
actuador 1 pasando por la válvula
reguladora de presión secundaria la
misma que se encuentra abierta, el
actuador avanza con velocidad constante
debido a la regulación de flujo por esta
válvula, en esta válvula a diferencia de
las de secuencia el fluido pasa
directamente a través de ella
manteniendo constante la velocidad y
presión regulada en la misma.
Cuando la presión sobrepasa al regulado debido a que el actuador encuentra mayor resistencia
la válvula de secuencia deja pasar el fluido hacia la parte trasera del actuador 2, la misma que
avanza con velocidad correspondiente a todo el fluido que proporciona la bomba. Para el
retorno de los actuadores se liga el solenoide S2 de la válvula direccional haciendo que el
fluido de la bomba llegue a la cámara de frente del actuador 2 a través de la válvula reguladora
de flujo sensible, la misma que tiene una válvula antirretorno incorporada, esta válvula de
flujo sensible nos garantiza velocidad constante aunque el elemento hidráulico trabaje con
cargas independientes de las diferencias de presiones entre la entrada y salida, el retorno del
actuador 1 se da debido a que, a consecuencia del aumento de presión al final de su recorrido
del actuador 2, abre la válvula de secuencia que se encuentra en la línea que liga la parte
delantera del actuador 1.

VÁLVULAS DE BLOQUEO O ANTIRRETORNO

BLOQUEO HIDRÁULICO:

Es el proceso de mantener inmovilizados cualquier que fuera su condición de carga y
movimiento el conjunto pistón y hazte del actuador hidráulico lineal, inmovilizado el eje de
los motores hidráulicos o actuadores rotativos sometidos a cargas, es muy común en
instalaciones hidráulicas y neumaticas inmovilizar los conjuntos indicados del actuador en una
posición cualquiera de su carrera, ya sea sometidos a esfuerzos de plena carga tanto en
posición vertical de arriba para abajo y horizontal, situaciones en las que, en el interior del
actuador y a lo largo de la tubería se tiene presiones elevadas de aceite, el bloqueo se utiliza

92. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

92
cuando en ciertas situaciones de trabajo es necesario mantener este conjunto hidráulico en una
determinada posición deseada.

Esta operación se consigue con la utilización de válvulas llamadas de bloqueo o antirretorno,
cuya eficiencia depende de la ausencia de fugas en los oring de los pistones, en los retenes o
guarniciones de la prensa estopa u órganos de distribución.

En síntesis; estas válvulas son usadas para cerrar un circuito que trabaja con presión, es como
un seguro contra las caídas de carga o presión e inmovilizar el recorrido del movimiento del
pistón en cualquier condición de carga.

Tipos de válvulas de bloqueo o antirretorno.

a) Válvula de bloqueo o antirretorno simple sin y con resorte.
b) Válvula de bloqueo o antirretorno con apertura hidráulica o pilotada.
c) Válvula de doble bloqueo con apertura hidráulica o pilotada.

a) Válvula de bloqueo o antirretorno simple sin y con resorte.

Son válvulas tipo asiento que permiten el pasaje
del fluido en un solo sentido, sujeto a una
pequeña presión de apertura y bloqueo en el
sentido contrario.

El fluido en este tipo de válvulas circula de
forma libre en un solo sentido, esta valvula
F IGURA 4.12 con resorte y la sin resorte son
constructivamente idénticas y aplicados en todos los sistemas donde se exige alta seguridad en
el bloqueo del fluido o protección de los elementos hidráulicos, tales como bombas cilíndricos
motores hidráulicos y otros que trabajan con presiones del orden de 320 Kg/cm
2
.


b) Válvulas de bloqueo con apertura hidráulica o pilotada.


En estas válvulas el flujo fluye de forma libre
de A hacia B, para que la válvula deje pasar
el fluido libremente de B hacia A es
necesario una presión mínima por una línea
X, llamada línea de pilotaje presión piloto.
Esta presión piloto tiene la finalidad de
empujar la esfera o embolo de asiento cónico
contra el resorte dislocándolo de su asiento.
Esta presión piloto tiene un valor dado por la
ecuación:
FIGURA 4.13

93. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

93

C
A
A
PP
X 
2
1
2
; Donde: 
F
C
Además sabemos que:

P2 = Es la presión del circuito.
A1 = Es la superficie de la parte cónica del asiento.
A2 = Es la superficie de pistón sobre la que actúa el fluido piloto.
C = Constante del resorte que ajusta el cono o esfera sobre su asiento.
Px = Es la presión de pilotaje.

El resorte actúa haciendo deslizar a la derecha el pistón este a su vez levanta el
cono o esfera dando paso al fluido de B hacia A.

c) Válvula de doble bloqueo con apertura hidráulica o pilotada.

Son válvulas diseñadas para garantizar el bloqueo del
aceite en los dos ramales del circuito, estando la
válvula direccional en la posición neutra, cuando
accionada la válvula de dirección para el avance del
hazte del actuador en los sentidos de A hacia A1 y de
B1 hacia B el fluido es libre, estando en la posición
de A1 hacia A y de B1 hacia B el flujo es
interrumpido.
La ventaja de este tipo de válvulas es el hecho de que
F FIGURA 4.14 ellas no requieren tuberías de pilotaje y son compactas
en su montaje.
1) DISEÑAR: Un circuito hidráulico de dos actuadores lineales de doble efecto con bloqueo
en el avance y retorno, utilice válvula direccional de centros abiertos y elementos abiertos.

Con la bomba accionada y la válvula direccional en
posición central, el fluido circula libremente de la
válvula direccional al tanque, el avance de los actuadores
se dará ligado el solenoide S1, en caso de que
nuevamente la válvula direccional se pasara a la posición
central o neutra el aceite de los actuadores será
bloqueado por la válvulas 3 y los actuadores
permanecerán en reposo a un actúe sobre ellos fuerza
externa, para el retorno de los actuadores es necesario
desbloquear la válvula 3 y se lo hace mediante una línea
de piloto X, dejando pasar el aceite de la parte trasera de
los actuadores de forma libre a través de las válvulas de
bloqueo hacia el tanque.

94. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

94
2) DISEÑAR: Un circuito hidráulico de un actuador de
doble efecto con doble bloqueo y válvula estranguladora de
flujo que nos permita avance frenado y retorno del hazte del
actuador libre
Puesto en funcionamiento la bomba hidráulica y estando la
válvula direccional en posición neutra, el fluido generada por
la bomba pasa libremente hacia el reservorio, y el avance del
actuador se consigue ligando el solenoide S1 situación en la
que el fluido atraviesa libremente por la válvula gemela de
bloqueo hacia la parte trasera del actuador, a la vez al pasar
por la válvula gemela desbloquea para que el fluido de la parte
delantera pase por ella de forma libre.




Para el retorno, se liga el solenoide S2 procediendo de la misma forma para el retorno.
Las válvulas de flujo en el presente circuito nos permiten un avance y retorno frenado, es
decir controlan la velocidad de avance del Elemento hidráulico y retorno libre

3) DISEÑAR: Un circuito hidráulico de una mesa elevadora,
accionada por un actuador vertical de simple efecto, el retorno del
hazte del actuador debe ser sostenido y descargado mediante la
válvula direccional 2/2.



Accionando la bomba el fluido pasa libremente a la parte trasera del
actuador, levantando la plataforma o mesa cargada, desligando la
bomba o parando la alimentación se tendrá el bloqueo mediante la
válvula 1 permitiéndonos el trabajo por el tiempo que uno desee,
para el retorno del actuador o plataforma se liga el solenoide de la
válvula 2/2, por donde pasa el fluido despresurizándose la cámara
del actuador, la válvula 3 “válvula estranguladora de flujo” nos
permite reducir el paso del fluido en consecuencia tendremos la
velocidad de retorno de la plataforma controlada o frenada



i

i

95. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

95



4) Diseñar un circuito hidráulica de un elevador hidráulico, accionada por un actuador
vertical de simple efecto el retorno del hazte debe ser por acción de la gravedad.



En lo que sigue se describe con detalle por medio del dibujo un ejemplo de ejecución. En el
dibujo muestran:

La figura 1, un esquema del ascensor hidráulico junto con el dispositivo para su mando.
La figura 2, un diagrama de un viaje ascendente.
La figura 3, un diagrama de un viaje descendente.



En la figura significa el símbolo 1 la cabina de un ascensor hidráulico, que es desplazada por
un hazte 2 de levantamiento. El hazte 2 de levantamiento forma junto con un cilindro 3
elevador un accionamiento hidráulico conocido. A este accionamiento hidráulico está
conectada una tubería 4 de cilindro a través de la que se puede impulsar el aceite hidráulico.
La tubería 4 del cilindro está conectada por otro lado a una primera unidad 5 de válvula de
mando, que agrupa en sí al menos las funciones de una válvula proporcional y de una válvula
de retroceso, de manera, que se comporta como una válvula proporcional o como una válvula
de retroceso, lo que depende de la excitación de la unidad 5 de válvula de mando, como se
comentará mas adelante. La función de válvula proporcional puede ser obtenida en este caso
de manera conocida con una válvula principal y con una válvula de mando previa, al mismo
tiempo, que la válvula de mando previa es accionada con un accionamiento eléctrico, por
ejemplo un imán proporcional. La válvula de retroceso cerrada mantiene la cabina d1 el
ascensor en la posición correspondiente.

En lo que sigue se describe con
detalle por medio del dibujo un
ejemplo de ejecución. En el
dibujo muestran:

La figura 1, un esquema del
ascensor hidráulico junto con el
dispositivo para su mando.
La figura 2, un diagrama de un
viaje ascendente.
La figura 3, un diagrama de un
viaje descendente.

96. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

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La unidad 5 de válvula de mando está conectada por medio de una tubería 8 de bomba, en la
que se puede disponer ventajosamente un amortiguador 9 de impulsos de presión
(acumulador), con una bomba 10 con la que se puede impulsar el aceite hidráulico desde un
depósito 11 al accionamiento hidráulico. La bomba es accionada con un motor 12 eléctrico al
que se asigna la unidad 13 de alimentación con corriente. En la tubería 8 de la bomba gobierna
la presión Pp (presión de la bomba).

Entre la unidad 5 de válvula de mando y el depósito 11 se prevé una tubería adicional para
aceite hidráulico, a saber una tubería 14 de retorno en la que se halla una segunda unidad 15
de válvula de mando.
Esta unidad de válvula de mando permite según el invento el retorno casi sin resistencia del
aceite hidráulico de la bomba al depósito, cuando la presión Pp haya rebasado un determinado
valor umbral.

La presión Pp no puede rebasar mucho el valor umbral mencionado. Este valor umbral puede
ser modificado con una señal eléctrica, de manera, que esta unidad 15 de válvula de mando
puede asumir la función de regulación de la presión de manera análoga a la de una válvula
proporcional. Para la obtención de esta función también se puede recurrir, como en una
válvula proporcional, de manera conocida a una válvula principal y a una válvula de mando
previa accionada con un imán proporcional, que pueda ser excitado eléctricamente.

En la tubería 4 del cilindro se halla según el invento, con preferencia inmediatamente junto a
la correspondiente conexión de la unidad 5 de válvula de mando, un sensor 18 de presión en
carga conectado a través de una línea 19 de medición con un aparato 20 de mando. El aparato
20 de mando, que sirve para el funcionamiento del ascensor hidráulico es con ello capaz de
detectar la presión Pz que reina en la tubería 4 del cilindro. Esta presión Pz refleja la carga de
la cabina 1 del ascensor, cuando la cabina del ascensor se halla en reposo. Más adelante se
describirá todavía como se pueden modificar con la ayuda de esta presión Pz los procesos de
mando y de regulación y como se pueden detectar los estados de funcionamiento.



El aparato 20 de mando también se puede componer de varias unidades de mando y de
regulación.

En la tubería 4 del cilindro se dispone ventajosamente, de nuevo con preferencia
inmediatamente junto a la correspondiente conexión de la unidad 5 de válvula de mando, un
sensor 21 de temperatura conectado a través de una segunda línea 22 de medición con el
aparato 20 de mando. Dado que el aceite hidráulico posee una viscosidad que varía de forma
manifiesta con su temperatura, se pueden mejorar manifiestamente el mando y la regulación
del ascensor hidráulico, cuando se utiliza la temperatura del aceite hidráulico como parámetro
en los procesos de mando y de regulación.

De forma ventajosa se prevé un sensor de presión adicional, un sensor 23 de la presión de la
bomba, que registre la presión Pp en la tubería 8 de la bomba, dispuesto ventajosamente en la
correspondiente conexión de la tubería 8 de la bomba con la unidad 5 de mando. El sensor 23
de la presión de la bomba transmite igualmente su valor medido a través de otra línea 24 de

97. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

97
medición al aparato 20 de mando. Una primera línea 25 de mando conduce del aparato 20 de
mando a la unidad 5 de válvula de mando. Con ello se puede gobernar eléctricamente esta
unidad 5 de válvula de mando desde el aparato 20 de mando. Además, una segunda línea 26
de mando conduce a la unidad 15 de válvula de mando, de manera, que esta también pueda ser
gobernada desde el aparato 20 de mando. Además, una tercera línea 27 de mando conduce del
aparato 20 de mando a la unidad 13 de alimentación con corriente, con lo que se puede
conectar y desconectar el motor 12, pero eventualmente también es posible influir desde el
aparato 20 de mando en el número de revoluciones del motor 12 y con ello en el caudal
impulsado por la bomba 10.

Con la excitación de las unidades 5 y 15 de válvula de mando desde el aparato 20 de mando se
define el comportamiento funcional de las unidades 5 y 15 de válvula de mando. Si las
unidades 5 y 15 de válvula de mando no son excitadas por el aparato 20 de mando, las dos
unidades 5 y 15 se comportan fundamentalmente como una válvula de retroceso, que puede
ser pretensada distintamente. Si las unidades 5 y 15 de válvula de mando son excitadas por el
aparato 20 de mando por medio de una señal, actúan como válvulas proporcionales.

Todavía es preciso mencionar, que las dos unidades 5 y 15 están agrupadas de forma ventajosa
en un bloque 28 de válvulas, lo que se indica en la figura por medio de una línea de trazo
discontinuo, que encierra las dos unidades. Esto tiene la ventaja de que se reduce el trabajo de
montaje en el lugar de la instalación del ascensor hidráulico.

Antes de entrar en los detalles de la esencia del invento, se describirá en primer lugar el
funcionamiento de principio: en el estado de reposo de la cabina 1 del ascensor es importante,
que la unidad 5 de válvula de mando esté cerrada, lo que se consigue, como ya se mencionó,
porque no recibe del aparato 20 de mando señal de mando alguna a través de la línea 25 de
señal, es decir, que actúa como una válvula de retroceso.

La unidad 15 de válvula de mando también puede estar cerrada, pero esto no sucede siempre
necesariamente.


Es posible, que, incluso durante el estado de reposo de la cabina 1 del ascensor, esté
funcionando la bomba 10, es decir, que impulsa aceite hidráulico, al mismo tiempo, que el
aceite hidráulico impulsado fluye nuevamente a través de la unidad 15 de válvula de mando al
depósito 11. Sin embargo, en el estado de reposo las dos unidades 5 y 15 de válvula de mando
no reciben señales de mando del aparato 20 de mando, de manera, que en los dos casos sólo es
posible la función de válvula de retroceso.

La unidad 5 de válvula de mando no excitada eléctricamente se cierra automáticamente debido
a la presión Pz generada por la cabina 1 del ascensor, cuando esta presión Pz es mayor que la
presión Pp. Ya se mencionó, que en este estado el sensor 18 de la presión en carga indica la
carga producida por la cabina 1 del ascensor. En este caso se mide según el invento la carga
efectiva de la cabina 1 del ascensor, que se transmite al aparato 20 de mando. El aparato 20 de
mando puede reconocer así si la cabina 1 del ascensor está vacía o cargada y con ello también
se conoce la magnitud de la carga.

98. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

98
Cuando la cabina 1 del ascensor se deba desplazar en el sentido ascendente, se activa en
primer lugar por el aparato 20 de mando a través de la línea 27 de mando la unidad 13 de
alimentación con corriente y con ello se pone en marcha el motor 12 eléctrico, con lo que
arranca la bomba 10 e impulsa aceite hidráulico.

Con ello aumenta la presión Pp en la tubería 8 de la bomba. En el momento en el que esta
presión Pp rebasa un valor correlativo con el pretensado de la válvula de retroceso, se abre la
válvula de retroceso de la unidad 15 de válvula de mando, de manera, que la presión Pp no
pueda rebasar de momento esta presión. Si este valor de la presión es, como es usualmente es
el caso, menor que la presión Pz en la tubería 4 del cilindro, la unidad 5 de válvula de mando
permanece cerrada y aceite hidráulico alguno penetra en la tubería 4 del cilindro. Con ello, la
conexión de la bomba todavía no da lugar a un movimiento del ascensor, ya que la totalidad de
la cantidad de aceite hidráulico impulsado por la bomba 10 es devuelta a través de la unidad
15 de válvula de mando al depósito 11. Para obtener un movimiento de la cabina 1 del
ascensor, el aparato 20 de mando puede gobernar ahora, según el invento, la función de
válvula proporcional de la unidad 15 de válvula de mando a través de la línea 26 de señal, de
manera, que se ajuste una resistencia hidráulica mayor en la unidad 15 de válvula de mando.
Esto permite ahora incrementar la presión Pp hasta que a través de la unidad 5 de válvula de
mando pueda penetrar en la tubería 4 del cilindro la cantidad necesaria de aceite hidráulico.

Una parte del caudal de aceite hidráulico impulsado por la bomba 10, que no es devuelta al
depósito 11 a través de la unidad 15 de válvula de mando, penetra a través de la unidad 5 de
válvula de mando, que actúa como válvula de retroceso, debido a la diferencia de presión
reinante a través de la unidad 5 de válvula de mando en la tubería 4 del cilindro, es decir, que
levanta la cabina 1 del ascensor. De esta manera es posible un mando sin escalones del aceite
hidráulico que circula hacia el cilindro 3 (elevador), sin que sea necesario regular el número de
revoluciones de la bomba 10. Sólo es necesario, que la bomba 10 se diseñe de tal modo, que
pueda suministrar para la velocidad máxima de la cabina 1 del ascensor y con el número de
revoluciones nominal un caudal suficiente de aceite hidráulico con la contrapresión máxima
prevista, teniendo en cuenta los factores de reserva y otros márgenes.

Si se conoce la superficie Av de la válvula, se puede estimar el caudal y con ello la velocidad
de la cabina, lo que mejora manifiestamente la posibilidad de regular la velocidad de la cabina.
Si el aparato 20 de mando realiza este cálculo de manera continua, se pueden obtener también
datos redundantes del movimiento de la cabina 1 del ascensor.

Si se prevé el sensor 23 de la presión de la bomba, se calcula de forma exacta por medio de la
diferencia de las presiones Pz y Pp. Con ello, la determinación del caudal es
considerablemente más precisa. El proceso de arranque también puede ser regulado de forma
fiable sin un caudalímetro propiamente dicho, incluso cuando falta el sensor 23 de la presión
de la bomba. Con la apertura de la válvula de retroceso de la unidad 5 de válvula de mando
aumenta la presión Pz medida con el sensor 18 de presión en carga. El aumento de presión
detectado por el sensor 18 de presión en carga indica por lo tanto la apertura de la válvula de
retroceso de la unidad 5 de válvula de mando antes de que se haya puesto en movimiento la
cabina 1 del ascensor, ya que el aumento de presión es consumido en primer lugar en trabajo
de compresión y para superar los rozamientos en el estado de reposo.

99. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

99
Según el invento es ahora posible gobernar o regular con sólo este aumento de la presión la
fase de arranque de la cabina 1 del ascensor. Al mismo tiempo es posible, que, según la

presión Pz medida con el sensor 18 de presión en carga, el aparato 20 de mando excite más o
menos la válvula proporcional de la unidad 15 de válvula de mando, ya que la unidad 15 de
válvula de mando está construida, como ya se mencionó, de tal modo, que actúe, igual que la
unidad 5 de válvula de mando, como válvula de retroceso, cuando no está aplicada a ella una
señal de mando y que actúe como válvula proporcional, cuando es excitada por el aparato 20
de mando a través de la línea 26 de mando. El valor absoluto de la señal de mando determina
en este caso el grado de apertura de la válvula proporcional.

El mando de la velocidad de la cabina 1 del ascensor durante el viaje ascendente se puede
realizar, por lo tanto, según el invento con la señal del sensor 18 de la presión en carga por
medio de la variación del grado de apertura de la válvula proporcional de la unidad 15 de
válvula de mando. Todavía se demostrará, que, según el invento, se puede gobernar,
respectivamente regular la totalidad del viaje ascendente y también del viaje descendente con
la ayuda del sensor 18 de la presión en carga y de un transmisor de valores nominales de la
presión en carga. Por lo tanto, por variación en función del tiempo y/o de camino de un valor
nominal de la presión y por comparación con el valor determinado por el sensor 18 de la
presión en carga, es posible una regulación.

La bomba permanece usualmente desconectada durante el viaje descendente. El control del
aceite hidráulico, que refluye del cilindro 3 elevador a través de la tubería 4 del cilindro hacia
el depósito, se realiza ahora únicamente excitando la válvula proporcional de la unidad 5 de
válvula de mando. El aceite hidráulico fluye de la conexión del lado de la bomba de la unidad
5 de válvula de mando a través de la tubería 14 de retorno, pasando por la unidad 15 de
válvula de mando. Según el invento sólo se evalúa la señal del sensor 18 de la presión en carga
para gobernar el comienzo del movimiento de la cabina 1 del ascensor. Si la cabina 1 del
ascensor se halla en reposo, el sensor 18 de la presión en carga suministra, como ya se
mencionó, la carga actual.


Durante un viaje descendente se abre, según una curva dependiente de la señal de carga
medida y de la presión Pz, la unidad 5 de válvula de mando recurriendo a su función de
válvula proporcional. En el momento en el que la presión Pp en la tubería 8 de la bomba abre
la válvula de retroceso de la unidad 5 de válvula de mando, disminuye el valor de la presión
Pz medida con el sensor 18 de la presión en carga.

Esto es un indicio de que la cabina 1 del ascensor se puede mover, de manera, que puede
arrancar el correspondiente proceso de mando con el aparato 20 de mando.

El movimiento propiamente dicho comienza en el instante en el que la pérdida de presión
rebasa un determinado valor mínimo, cuya magnitud es determinada por las pérdidas por
rozamiento y la compresibilidad del aceite hidráulico. La magnitud y el gradiente de la pérdida
permiten de forma ventajosa una información de la aceleración, que actúa sobre la cabina 1 del
ascensor. Los datos así obtenidos se someten a un desde el punto de vista de la seguridad
exigida, con otras fuentes de datos, por ejemplo transmisores de posición, que, en

100. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

100
combinación con el mando del ascensor, sirven para la iniciación del movimiento lento y la
parada de la cabina 1 del ascensor.


Debido a que en el estado de reposo de la cabina 1 del ascensor se determina su carga, se
puede diagnosticar cuando se rebasará, con el arranque de la bomba 10 y con la excitación de
la unidad 15 de válvula de mando, esta presión, de manera, que se abra la unidad 5 de válvula
de mando. Con ello es posible, que, variando la excitación de la unidad 15 de válvula de
mando, se reduzca de forma escalonada o continua el aumento de la presión Pp en la tubería 8
de la bomba. Con ello se soluciona el problema según el invento de que el proceso de arranque
pueda ser gobernado con una sensibilidad muy grande. Con ello, también es posible en el
marco del invento, que el aparato 20 de mando se ajuste por si solo de forma adaptiva.

De acuerdo con los valores experimentales es posible, que el aparato 20 de mando contenga
valores previamente programados, que se adapten automáticamente durante el
funcionamiento.

Ya se mencionó, que, con preferencia, se prevé un sensor 23 de la presión de la bomba. Con
ello es posible medir con este sensor 23 de la presión de la bomba la presión Pp en la tubería 8
de la bomba generada con la bomba y modificada con la segunda unidad 15 de válvula de
mando, de manera, que la presión en la tubería 8 de la bomba se hace medible, siendo con ello
también eventualmente regulable la variación escalonada o continua de la reducción del
aumento de la presión. Por ello no es necesario, que el aparato 20 de mando se limite a los
datos pronosticables del aumento de la presión. Dado que puede generar datos adicionales,
puede regular de forma efectiva la presión Pp.


VÁLVULAS DE FLUJO

Las válvulas de flujo son utilizadas para obtener diferentes valores de velocidad de avance,
retorno y rotación de los actuadores del sistema hidráulico y neumático, esto se obtiene por la
reducción del caudal a valores aproximados a las necesidades, este tipo de válvulas son
utilizadas en circuitos en los que la bomba tiene mayor capacidad la necesaria y bombas donde
el flujo es constante. Las válvulas de flujo se gradúan a un valor prescrito y se espera el valor
correspondiente, estas válvulas se dividen en dos: Estranguladoras y Reguladoras.



Tipo de válvulas de flujo.

1°- Válvulas Estranguladoras.- Son válvulas dependientes de la presión y viscosidad.
2°- Válvulas Reguladoras.- Son válvulas independientes de la presión y viscosidad

En toda válvula de flujo el caudal se varía en la sección de paso mediante agujas reguladoras u
otros elementos. Existen varios tipos constructivos de estas válvulas, tales como las válvulas
estranguladoras de aguja, válvula estranguladora de ranuras y válvula reguladoras de
diafragma.

101. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

101

Válvulas estranguladoras de aguja.


FIGURA 4.15

Principio de funcionamiento.

En el caso de las válvulas estranguladoras de flujo el fluido llega a través de la perforación A
del cuerpo cilíndrico de la válvula a la sección de estrangulación 1. la estrangulación del fluido
se efectúa por el desplazamiento axial de la aguja, que se logra girando a mano el botón, el
mismo que varia la sección 1 de forma continua, esta estrangulación tiene lugar en ambos
sentidos. Por lo que se da la diferencia de presión entre la entrada y salida.

Utilización de las válvulas de flujo.

a) Se utilizan cuando se requiere fuerza de trabajo del actuador hidráulico constante;
F= P*A = ctte; “A”: es el área transversal del actuador hidráulico siempre será
constante, “P”: la presión varia a costa del aumento o disminución del caudal o la
resistencia que el actuador hidráulico encuentre en su recorrido.
b) Cuando el actuador hidráulico trabaja con cargas variables y la variación de la
velocidad es deseable o no tiene importancia y cuando se requiere velocidad
constante a pesar de las variaciones de carga.
c) Se utiliza en circuitos en las que la bomba tiene mayor capacidad que la necesaria
y están equipadas con bombas de flujo constante.

Calculo del caudal en zona de estrangulacion


P
AQ


*2
*


Donde:
 : Factor de flujo.
 : Densidad.

102. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

102
h
1
 ; Como primera aproximación se considera: 0.72
P
: Diferencia de presión antes y después de la entrada a la
Estrangulación dada en Kg/cm
2
.
h : Factor de resistencia.

Este factor “h” depende de la longitud de la sección de estrangulación, para válvulas tipo
tobera o agujas se toma valores aproximados entre 0.6 y 0.9, para las de diafragma de 0.55 a
0.62, o calculando por la ecuación:

2
*
**64
h
DV
L
h



P
A
D
h
*42



Donde:
L: Longitud de estrangulación.
V: Velocidad del fluido.
2
h
D : Diámetro hidráulico

A: sección de estrangulación.
P: Perímetro de la sección.
 : Viscosidad Cinemática.



P
Q
A


*2 ; Área o sección máxima de paso de un estrangulador de apertura regulable
Es necesario que quede claro que, de la forma de la sección de paso o estrangulación depende
si, el flujo de una válvula es dependiente o independiente de la presión y viscosidad, como es
el caso que nos ocupa, el cambio del caudal del aceite a través del estrangulador a
consecuencia de la presión y viscosidad modifica el avance de los actuadores hidráulicos en el
trabajo. La alteración de la temperatura lleva consigo cambios de la viscosidad del aceite el
mismo que repercute sobre el caudal que pasa por el estrangulador. El caudal a través de la
sección de estrangulación es función de la variación de presión por tanto inversamente
proporcional.
Tenemos: Q = f( P); cuando  P es pequeño, Q es grande o viceversa. En síntesis, un buen
estrangulador debe tener el canal de paso o sección de estrangulación corto y sin cambios
bruscos de dirección de flujo, elementos que influyen en las perdidas de cargas o presión, “se
ha establecido que los estranguladores de ranura tienen las mejores características, por no
tener cambios bruscos de dirección y tener sección de paso corto”.


Estrangulación en un solo sentido.

Cuando se desea que la estrangulación sea solamente en un sentido
las válvulas estranguladoras llevan una válvula de bloqueo o
antirretorno incorporado el mismo que es dependiente de la
viscosidad y de la presión, siendo la simbología del conjunto la
indicada, en este caso el sentido de estrangulación es de A a B
siendo libre el retorno de B a A de A a B él lujo empuja el antiretorno contra su asiento, en

103. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

103
el sentido opuesto de B a A el flujo levanta dicho antirretorno de su asiento dando paso libre al
fluido de esta forma funcionan todas las válvulas que llevan antirretorno incorporado, a pesar
de ello una pequeña parte del fluido pasa a través de la sección de estrangulación produciendo
un efecto ventajoso que es el de la limpieza.

Estas válvulas generalmente son instaladas delante de la válvula direccional o antes de los
actuadores hidráulicos para influir en la velocidad de avance, de retorno y rotación de los
actuadores, ejemplo de instalación para controlar la alimentación tanto en el avance, retorno y
en la evacuación de descarga y retorno sostenido.













FIGURA 4.16

Válvula de frenado, mando por rodillo (instalación)

Estas válvulas tambien de flujo son dependientes de la
viscosidad y presión, se utilizan para la aceleración y
desaceleración continua del hazte del actuador hidráulico en
función del desplazamiento de masas movidas hidráulicamente
y el perfil de la leva, que hace parte del hazte del actuador
siendo su instalación más corriente como el de la figura.

La válvula 1, consiste en una válvula estranguladora de ranura
tipo vaina con perforaciones radiales, girando la tuerca al
interior de la vaina se estrangula las perforaciones de esta,
regulándose de esta forma la sección máxima de paso 1 del
fluido y ajustando la válvula al caudal dado o deseado.

Permitiendo utilizar toda la carrera y así dándonos aceleración o desaceleraciones.
La válvula 2, estranguladora de flujo secundario, sirve para graduar el paso de una pequeña
cantidad de fluido de forma que, cuando la válvula de estrangulación principal 1 se cierra
completamente, este flujo permite que el hazte se mueva lentamente hasta el fin de curso, “o
cuando el flujo principal ya a sido interrumpido”.

104. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

104

Principio de funcionamiento de la válvula principal, “válvula de frenado”.



FIGURA 4.18

En el interior de la carcaza 1, esta alojada la corredera de estrangulación 2, que es mantenida
en la posición inicial por el resorte 3, en esta posición inicial el fluido circula de A hacia P, de
forma libre.

El hazte del actuador sobre cuya velocidad se quiere influir lleva una leva fija, el rodillo de la
válvula de frenado desliza siguiendo el perfil de esta leva, a medida que aumenta el recorrido
del hazte del actuador hidráulico, el rodillo de la válvula es obligado a recorrer por la leva fija
en el hazte del actuador, haciendo que la corredera de estrangulación se desplace para la
izquierda estrangulando la sección 5, y disminuyendo la velocidad del hazte, cuando la
conexión de A hacia P esta completamente cerrada el actuador se detiene habiéndose
interrumpido la alimentación y la corredera de estrangulación habrá empujado al resorte hacia
la izquierda, para completar su recorrido se utiliza la válvula 2 estrangulador de flujo
secundario, conforme se explico en el diagrama de instalación, esta válvula da paso a una
pequeña cantidad de fluido de forma que cuando la válvula estranguladora principal se cierra
el flujo que pasa por esta permite que el hazte del actuador se mueva lentamente hasta el fin de
su recorrido.

Para mover o retornar el hazte se utiliza la válvula antirretorno instalada por delante a la
válvula permitiendo retornar el fluido libremente de P hacia A, en consecuencia el hazte del
actuador se mueve con velocidad máxima o en función del perfil de la leva.






1
3
2
4
6
7
8
9
5

105. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

105
Válvula estranguladora de flujo sensible dependiente de la presión e independiente de la
viscosidad.


En estas válvulas el flujo es
dependiente de la presión e
independiente de la viscosidad; son
válvulas usadas para caudales del orden
de 50 lts/min y presiones del orden de
210 kg/cm
2
, consiste en una carcaza 1,
en la que esta alojado un perno de
regulación 2, y un mecanismo de
regulación 3 con escala conectado al
casquillo 4 en el diafragma 6; La
regulación se obtiene girando el perno
2 por medio del botón del mecanismo
de regulación 3, la sección de
estrangulación esta formada por la
curva 5 del perno y diafragma 6 o
casquillo 4; el sentido de flujo es de A
hacia B. El tornillo 7, sirve para bajar y
subir el casquillo y de esta manera
ajustar a la posición 0 en el mecanismo
de graduación, también se ve el
pasador 8, que es de fijación que
impide que el casquillo gire.




VÁLVULAS REGULADORAS DE FLUJO.

Estas válvulas se diferencian de las estranguladoras debido a que en la sección de paso el
caudal se mantiene constante independientemente de la diferencia de presión entre la entrada y
salida “Es decir el caudal permanece constante cuando la presión varía consecuentemente la
velocidad del hazte del actuador lineal o el eje del actuador rotativos se mantiene constante”.

Las válvulas reguladoras de flujo pueden ser:

1.- Válvulas reguladoras de flujo sensible independientes de la variación de
presión y viscosidad.

2.- Válvulas reguladoras de flujo independientes de la variación de la presión
y dependientes de la viscosidad.

106. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

106
Válvulas reguladoras de flujo sensible independiente de la variación de presión y
viscosidad.

FIGURA 4.20

Las válvulas reguladoras de flujo sensible independientes de la variación de la presión y
viscosidad, se usan cuando se desea mantener la velocidad del hazte del actuador y el eje del
actuador rotativo constante aun con diferentes cargas que se presenten a lo largo de su
recorrido, en estas válvulas el caudal es independiente de la diferencia de presión entre la
entrada y salida, es decir el caudal permanece constante cuando la presión varia.

En su versión más elemental esta válvula esta compuesta por un cuerpo cilíndrico 1, resorte 2
de regulación de la presión de trabajo, este resorte interactúa con el diafragma 3 en el control
del caudal, él liquido fluye de A hacia B a través del diafragma y de las perforaciones por el
canal anular 5, la sección del diafragma es fija y depende de la elección.

Con el aumento de flujo se produce en el diafragma un aumento de presión, esto provoca que
el diafragma se desplace contra el resorte, con el aumento del flujo aumenta también P y las
secciones de paso 4 disminuye proporcionalmente, de esta manera el flujo permanece
constante.

También las presiones se mantienen constantes con compensadores de presión P3 – P2 = ctte;
fig 4. 21 siendo P2 = la presión de entrada de la válvula estranguladora y P3 = presión de salida
de dicha válvula, la misma que sufre influencias de las sobre cargas del actuador y se
transmite a la sección A3 del compensador de presión con lo que obstruye la sección de paso
del fluido manteniendo constante la velocidad

Ejemplo ilustrativo de su utilización:

DISEÑAR: Un circuito bomba – motor hidráulico, de un solo sentido de rotación con
compensador de presión que nos permita rotación constante. Otra opción para obtener
recorrido lineal o rotación constante es la utilización de compensadores de presión y válvulas
estranguladoras de flujo.

En la figura, P3 depende de la resistencia del actuador, P3 – P2: Constante; se logra con la
corredera de regulación también llamado compensador de presión, el resorte en la fase A3
mantiene a la corredera en su posición abierta, cuando fluye él liquido las presiones actúan

107. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________________________

107
sobre las superficies A2 y A3, la presión P2 actúa sobre
A2 por canales internos, y P3 sobre A3, al variar la
resistencia al recorrido del actuador también varia P3 y
con ello la caída de presión entre la entrada y salida de la
válvula.

Sin la corredera de estrangulación o compensadora de
presión estaríamos solamente frente a una válvula
estranguladora en la que varía el caudal, para evitar las
influencias de las variaciones de presión es necesario que
en el estrangulador se mantenga constante la diferencia
de presión P3 – P2, esto se logra con la corredera de
regulación, también llamado compensador de presión
que actúa como estrangulador variable, el resorte de la
fase A3 mantiene a la corredera en su posición inicial de
abierta. la corredera se moverá disminuyendo la sección
de paso y con esto el caudal y con esto hasta que la
presión P3 haya disminuido lo suficiente para que la
diferencia P3 – P2 se mantenga constante “la presión se
varia a costa de la disminución o aumento del caudal.

CIRCUITO DE APLICACIÓN

Diseñar: Un circuito hidráulico, bomba motor hidráulico utilice válvula reguladora de flujo
sensible para obtener rotación constante a la derecha.

Ligado al motor ya sea eléctrico o de combustión interna, la bomba
hidráulica comienza su trabajo de succión del aceite y envía a través
de las tuberías a la válvula direccional, estando ella en su posición
neutra, nos da libre circulación a través de la bomba a la válvula
direccional y de ella al tanque.

Los solenoides ya sean izquierda o derecho ligados de acuerdo a las
necesidades, envía el fluido al motor hidráulico haciéndolo girar con
una rotación que es función del caudal de la bomba, si no se tuviera
ninguna válvula reguladora de flujo, en el caso la rotación
corresponde al ajuste efectuado en la válvula reguladora de flujo
sensible y variable, el circuito diseñado lleva válvula de bloqueo o
antirretorno incorporado, el mismo que permite pasar el fluido
libremente después de la realización del trabajo de rotación, estas
válvulas de flujo sensible conforme se a indicado aun existiendo
variación de carga en el motor hidráulico a consecuencia de ello
variación de presión nos permite mantener constante el caudal que
pasa por ella y la rotación del eje de la bomba hidráulica. ??
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0.00 Bar

108. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________ 108

Capítulo V

SINCRONIZACION, COMANDOS, SERVO -VALVULAS
Y VALVULAS PROPORCIONALES

Sincronización del movimiento

La sincronización de movimientos consiste en obtener desplazamiento de dos o más
actuadores con la misma velocidad en trabajos simultáneos, generalmente las cargas a
vencer por cada actuador movimiento lineal o rotativo son diferentes por lo que, siendo
ellos alimentados generalmente por la misma fuente de energía es necesario tomar
precaución, para un torque se desplazan con velocidades distintas, para lo que esta se
utilizan diversos métodos de sincronización y ellos son:

Métodos de sincronización

1.- Sincronización utilizando válvulas reguladoras de flujo
2.- Sincronización utilizando motores hidráulicos y válvulas
3.- sincronización por medios mecánicos “Compensadoras de presión y válvulas
estranguladoras.”
4.- sincronización mediante actuadores lineales cilíndricos u otros en serie.

Circuitos de aplicación

1.- Diseñar, un circuito hidráulico compuesto de dos actuadores cilindros de doble efecto,
la sincronización debe ser en la carrera de avance, utilice válvula reguladora de flujo
sensible.



Conforme se ha indicado la sincronización en el circuito esta
en el sentido de avance mediante válvulas reguladoras de
flujo, independientes a la variación de presión y viscosidad,
el retorno se da en forma libre por la válvula de bloqueo
incorporado o instalado de forma paralela a la válvula de
flujo, por lo que en el retorno no se asegura el movimiento
sincronizado de los cilindros.

109. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________ 109
2 Diseñar, un circuito de dos cilindros sincronizado en ambos sentidos de su movimiento.



Para la sincronización de dos actuadores cilíndricos, en ambos
sentidos de su movimiento, se utilizan motores hidráulicos los
mismos que deben tener áreas iguales y deben estar acoplados en
conjunto, ser de doble sentido de flujo, igualmente es necesario que
las áreas de los cilindros sean absolutamente iguales, esta
disposición nos permite obtener la sincronización tanto en su
carrera de avance como de retorno.



FIGURA 5.2
3.- Diseñar, un circuito de dos cilindros hidráulicos de doble efecto sincronizado en su
carrera de avance utilice motores hidráulicos.


La sincronización de dos actuadores cilíndricos solamente en su
carrera de avance, se obtiene utilizando motores hidráulicos de
un solo sentido de flujo, al igual que los anteriores son
absolutamente necesarios que las áreas de los motores
hidráulicos sean, iguales, la válvula antirretorno o de bloqueo
que esta montada paralelamente nos permite el retorno de los
cilindros de forma libre y con una velocidad determinado por el
flujo de la bomba




FIGURA 5.3
4.-Diseñar, un circuito que sincronice el movimiento de avance de los haztes de dos
actuadores utilizando válvulas estranguladoras de flujo y un
pistón compensador de presión que se deslice en el interior de un
cilindro.
Ligada la válvula direccional 4/3 también llamada de inversión
de marcha, el fluido llega al cilindro compensador a través de las
válvulas estranguladoras de flujo y de ella a la parte trasera de los
actuadores cilíndricos, si sus cargas a vencer fueran iguales
mantendrían velocidades iguales, siendo así el cilindro con su
pistón flotante estará en equilibrio o en reposo, entre los orificios
de alimentación, si la velocidad del hazte de uno de los actudores
disminuye por algún esfuerzo adicional externo el caudal que
pasa por el estrangulador correspondiente se reduce y la presión
del lado correspondiente aumenta desplazando el pistón flotante
de forma que estrangule la alimentación del aceite hacia el

110. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________ 110
cilindro cuya velocidad es mayor.
Cuando la velocidad de los haztes se igualan también se igualan las presiones de los dos
lados del pistón flotante y retorna a su condición de equilibrio.

5.- Diseñar, un circuito hidráulico compuesto de dos actudores lineales de doble hazte y
doble efecto que se muevan de forma sincronizada, utilice el método de transmisión
hidráulica BOWDEN.

La condición básica para la sincronización en este método es que él área de los actuadores
sean absolutamente iguales.

En el presente circuito para lograr la
sincronización de estos dos actudores
conectados en serie, es necesario que
el movimiento del actuador 1
alimentado por la bomba sea copiado
por el actuador 2, es decir el fluido de
la cámara superior del actuador 1 es
trasladado a la parte inferior o cámara
del actuador 2, dándonos simplemente
el movimiento sincronizado de
ambos.

En este método generalmente se
presenta diferencias en la
sincronización debido a fugas internas
y externas, para eliminar este defecto
se conecta una tubería a las cámaras
superior e inferior de los actudores 2 y
1 y a esta la válvula direccional 4/3
que recibe el fluido de la bomba al
igual que la válvula del actuador 1, la
sincronización por actuadores
FIGURA 5.5
cilíndricos es bastante sencillo pero costoso. En este método la desincronización se presenta
de dos formas:

1.- El hazte del actuador izquierdo llega primero a accionar el interruptor 3, generalmente
esto es debido al poco fluido entre las cámaras del superior del actuador 1 e inferior del
actuador 2 es decir Q1 > Q2 para compensar esta falta de fluido se tiene la válvula
direccional 4/3 de accionamiento directo que recibe fluido de la bomba, esta válvula es
accionada por el interruptor 3, la línea de accionamiento es representada mediante una línea
interrumpida de esta forma se envía fluido a la cámara inferior del actuador hasta que
también llegue a su posición superior y accione el interruptor 4, desconectando el
electroimán a.

111. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________ 111
2.- El hazte del actudor 2 llega primero a la posición superior y acciona el interruptor 4, se
da esto siempre y cuando existe demasiado fluido en las cámaras superior del actuador 1
consecuentemente en la cámara inferior del actuador 2, en este caso el solenoide b de la
válvula direccional 4/3 es accionado por interruptor 4 enviando fluido por la línea
de pilotaje con lo que se abre la válvula de bloqueo o antirretorno por el que el líquido en
demasía fluye hacia el tanque

COMANDOS

1.- Concepto de Comandos.-

El concepto de comandos esta relacionado con la forma ya sean Mecánica, Neumática,
Hidráulica, Eléctrica o Electronica con los que son accionados los elementos intermedios o
válvulas direccionales los mismos que al ser accionados envían fluido hidráulico,
neumático o eléctrico a los actuadores que son de diferentes tipos, también llamados “parte
operativas del sistema de producción”, por otra parte también se dice que los comandos
controlan mediante señales eléctricas, neumáticas, hidráulicas o mecánicas, el conjunto de
operaciones o maniobras de los actuadores.

Los comandos y parte operativa tienen como elementos intermedios e importantes a las
válvulas direccionales o de inversión de marcha, también denominados “distribuidores”,
pudiendo ellos ser Electro-neumáticos, Electro-hidráulicos, Neumáticos, Hidráulicos, o
finalmente pudiendo ser eléctricos “contactores”, los electro-hidráulicos y electro
neumáticos reciben señales eléctricas de relees, contactores, llaves fines de curso, censores
incorporados en el actuador, temporizadores, programas, P.L.C.s u otra tecnología en
función de los sistemas o procesos de producción y precisión del proceso, los elementos
intermedios o Válvulas Neumáticas e Hidráulicas reciben señales Neumáticas e
Hidráulicas como señales de comando y las válvulas de comando mecánico son accionados
mediante palancas manuales, levas, válvulas de rodillo, todas las válvulas direccionales o
de inversión de marcha son llamados elementos intermedios de la parte operativa y
comandos dándonos alo largo del proceso diferentes condiciones de avance, retorno,
paradas intermedias, aceleraciones o desaceleraciones en función de la alimentación o
distribución del fluido en cantidades requeridas para el movimiento de los actuadores o
parte operativa “esto cuando los circuitos o sistemas están equipados con válvulas
proporcionales”.
Es común existir comandos eléctricos y contactores distribuidos en la estructura de las
maquinas y como actuadores motores eléctricos pudiendo ser estos de velocidad
constante o variable, resistencias de calentamiento, actuadores cilíndricos y otros.

Representación esquemática de un proceso automático de producción.

De todo lo indicado concluimos que el conjunto que permite automatizar un sistema de
producción o actividades de prestación de servicios comprende de tres partes, indicado en
la representación esquemática y es aplicado tanto para sistemas hidráulicos, neumáticos
como eléctricos:

1.- Parte operativa o actuadores.

112. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________ 112
2.- Parte intermedia o conjunto de válvulas, también llamadas pre-accionadores.
3.- Parte de comando que emite señales de mando y recibe información de retorno.

Circuito electro neumático
FIGURA 5.6

 Tarjetas eléctricas “ producción en serie”
 Modulo totalmente Neumático para ambientes explosivos “ industria petrolera,
Química”
 Autómatas programables “ Señales Numéricas o Analógicas”

REPRESENTACIÓN ESQUEMÁTICA DEL PROCESO AUTOMATICO
DIALOGO MAQUINA – HOMBRE.


















ELEMENTOS
INETRMEDIOS ELEMENTOS
INETRMEDIOS

OPERADORES O
ACTUAORES
EMITE SEÑAL
DE COMANDO
INFORMACION
DE RETORNO
Accionadores o
pare operativa
Elementos
intermedios o
preaccionadores
Proceso Censore
s
PLCs



Tecnología
de mando
EMITE SEÑANALES DE MANDO


DIALOGO



MAQUINA
HOMBRE

Comunicación
Otras partes de
mando
FIGURA5.7

113. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________ 113
La comunicación con otras partes de mando o maquina es debido a que muchas otras
maquinas pueden intervenir o cooperar en el mismo proceso de producción.
El dialogo hombre –maquina, consiste en el análisis de las señales de retorno enviados por
los censores que acompañan a los actuadores cuando están incorporados a lo largo del
proceso, nos informan sobre la evolución de las maquinas o de los actuadores,
información con los que se hacen los ajustes necesarios, estas informaciones pueden ser
relacionado con la aceleración, velocidad, desplazamiento, paradas intermedias,
temperatura, caudal y otros.

Conclusiones.

1.- Los comandos emiten órdenes mediante señales Eléctricas, Hidráulicas, Neumáticos, a
las válvulas direccionales “elementos intermedios” o contactores y estos a través de esas
ordenes envían fluido Hidráulico, Neumático o eléctrico a los actuadores, y los actuadores
mediante censores envían señales de retorno para coordinar sus acciones a lo largo del
proceso.

2.- Debido a la interacción entre los actuadores, los comandos y las válvulas o elementos
intermedios se llega a la automatización de procesos de producción industrial y prestación
de servicios que nos da como ventajas.

a) La reducción de costos de producción, esto se consigue por la reducción de gastos
de mano de obra, tanto en el proceso productivos o de mantenimiento, economía en
la utilización del material de producción o de mantenimiento “menor perdida”,
economía en el consumo de energía.

b) La automatización también nos facilita y nos da la seguridad en la realización de
trabajos peligrosos y pesados, en consecuencia mejora las condiciones de trabajo.

c) Nos da mejor calidad del producto, limita los recursos humanos, nos da
productividad y multiplicando los controles automatizados.

d) La automatización también nos permite realizar operaciones difíciles e imposibles
de controlar manualmente, ejemplo operaciones muy rápidas, fabricación de
embalajes y miniaturas.

Síntesis, funciones básicas de los P.L.Cs.

Detección, lectura de los sensores distribuidos a lo largo del proceso. Mandar, enviar
señales con lo que son accionados los elementos o parte intermedia lo mismo que al ser
accionados envían fluido Hidráulico o Neumatico a los actuadores.

Dialogo hombre maquina.- Analiza la señales de retorno enviadas por los sensores que
acompaña a los actuadores a lo largo del proceso.

Programación.- elaborar en un Software todas las acciones deseadas que los actuadores
hagan

114. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________ 114
Representación de un proceso automático con actuador comando eléctrico













1.- Los contactores o parte intermedia son los que reciben señal de mando eléctrico del
autómata programable o PLCs. y envían corriente eléctrica al motor, conmutando
simultáneamente las tres fases que alimenta al motor que es el actuador o parte operativa
que realiza el trabajo mecánico deseado.
2.- El contacto auxiliar comprueba el cierre del contacto e informa al autómata programable
por medio de una señal de retorno. El autómata programable se presta particularmente bien
al mando de las maquinas de producción equipados con cilindros neumáticos, estas señales
eléctricas emitidas por los módulos de salidas se transforman cada una por una válvula
eléctrica en señal neumática que dirige el distribuidor.

GRAFCET “Francés” o función CHAT en ingles.

El grafcet; representa la sucesión de las etapas en el ciclo de trabajo, es un comando que
controla la evolución del ciclo de trabajo etapa por etapa, estas etapas son controladas por
transmisores dispuestos entre cada etapa, es necesario indicar que cada una de las etapas
pueden comprender una o varias acciones u operaciones, a cada transmisión corresponde
una receptividad. Condición que debe cumplir para poder franquear la transmisión, lo que
permite el paso o evolución de una etapa a la siguiente.


Etapa inicial o comienzo de funcionamiento


Evaluación de la información de las acciones u operación “transmisoras”

Acciones asociada a la etapa 1 -Trabajo de avance
Trabajo de limpieza Receptibilidad
Trabajo de cierre
Transmisor, Información o Receptibilidad

Acciones asociadas a la Etapa 2
Transmisor
El grafcet es también conocido como un lenguaje grafico aplicado sobre todo a
procesos automáticos secuénciales de producción industrial. Este sistema tiene 0
2
1

115. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________ 115
la ventaja de establecer con facilidad en un supuesto fallo, la etapa en la que estaría
localizada la falla.

Ejemplo con comando “GRAFCET”.

1.- Esquema del diseño básico y los elementos principales con los que cuenta el equipo
hidráulico.




FIGURA 5.9


1. Brazo de curvado
2. Eje central
3. Matriz de conformado
4. Mordaza de apriete
5. Soporte


A. Actuador lineal (solidario al brazo de curvado) de doble efecto
B. Actuador lineal de doble efecto(de soporte)
C. Actuador rotativo de giro limitado


La matriz de conformado es una matriz circular donde se aloja el tubo, posee el radio que
quiere darse a la tubería. Las mordazas de apriete se activan gracias a los actuadores
cilíndricos hidráulicos sobre la tubería.

El motor hidráulico transmite la fuerza necesaria para doblar la tubería, la tubería es
sujetada en el brazo de curvado y el soporte contrarresta la reacción que se produce en la
tubería durante el proceso de doblado.

El circuito propuesto es el siguiente:

116. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________ 116 0
1
2
3
4
5
6
A +
B +
C +
A
B
C
1.2
2.2
3.2
1.3
2.3
3.3
GRAFCET DE LA SECUENCIA








































FIGURA 5.11

CIRCUITO HIDRAULICO DE LA DOBLADORA DE TUBOS

Se muestra el GRAFCET de secuencia, donde se puede apreciar todas las fases del ciclo y
las señales que originan cada una de estas fases.

117. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________ 117
El actuador (A) es el que amordaza el tubo, el (B) es el soporte de apoyo y el (C) es el
actuador de giro. Los distribuidores (1.1), (2.1) y (3.1) son de doble pilotaje hidráulico.
La válvula (1.2) es de accionamiento por pedal y retorno por muelle; las válvulas de rodillo
(2.3) y (3.3) son captores de señal. Las válvulas secuenciales (1.3), (2.2) y (3.2)
Son las que originan las señales debido a la sobre presión que se originan en estas líneas.

Esto describe que el ciclo se origina a través de la válvula a pedal, para que el cilindro (A)
avance, luego el cilindro (B) y por ultimo el motor (C) y comience el retorno de los
actuadores en el siguiente orden: cilindro (A), cilindro (B) y
el motor (C). Tal como describe el esquema mostrado.

También se efectuó el análisis de movimientos y tiempos, con el fin de determinar las
señales permanentes de presión en los pilotajes de las válvulas distribuidoras, y entender de
manera grafica la secuencia que cumple el circuito tanto en la actividad de los actuadores
como los pilotajes o señales.
REPRECENTACION GRAFICA


FIGURA 5.12

118. Sistemas Hidráulicos_________________________________________________ 118
DIMENSIONAMIENTO

Los tubos a ser dobla dos van en el rango
de 1 a 2 pulgadas, vale decir: 25, 29, 32,
38, 42, 45, 50 mm en espesores de 0.9,
1.2 y 1.6 mm.

Para el cálculo de las fuerzas se hacen los
cálculos de elasticidad del tubo:
Mmax = δ*3.14*(D
4
-(D-2e)
4
)/32*D
F = Mmax/0.04
Motor:
Momento requerido para doblar los tubos
es:

Mreq = 60 Kg m => 588 N




Elección de la tecnología en la automatización

La automatización industrial toma formas muy diferente, para que una industria sea
competitiva la elección se debe hacer tanto para la parte operativa “P.O” como pora la parte
de comando “P.C”, el criterio básico es tomar en cuenta: El mejor precio global de la
instalación

Tipos de Tecnologías

1.- Cableada
2.- Programable

El campo de aplicación de cada tecnología: “Tecnología cableada, relees
electromagnéticos, mandos neumáticos, Tecnología programada; tarjetas electromagnéticas
estándares y específicos, micro y mini ordenadores, automáticos y programables, centro o
cerebro del sistema industrial en la que se integran de forma sencilla, diferentes sistemas
automatizados tales como, actuadores, preaccionados, captores y otros”.

El campo de aplicación de cada tecnología, tanto en la parte operativa como de comando.
En la parte operativa tenemos, los actuadores hidráulicos, neumáticos, automáticos
programables, micro y mini ordenadores, tarjetas eléctricas estándares, tarjetas eléctricas
específicas y otros.

esp.diametro
M (kg m)
F (kg)
M (kg m)
F (kg)
M (kg m)
F (kg)
0.9
1.2
1.6
8.32 13.97 24.55 35.15
208.07 349.13 613.72 878.85
10.7 18.1 32.03 46.03
267.5 452.47 800.82 1150.75
13.59 23.23 41.5 59.9
339.71 580.82 10.37.39 1497.65
25 32 42 50

119. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 108
Objetivos de los comandos

 Facilitar las operaciones de ajuste para optimizar la producción
 Facilitar la operación de mantenimiento.
 Facilitar la puesta a punto de la maquinaria dentro de excelentes condiciones de
seguridad para el operador
 Permitir realizar las adaptaciones y las evoluciones necesarias
 Generar información de producción
 Facilitar reparaciones rápidas del sistema

Diseño de un proceso de automatización industrial

El diseño de un proceso de automatización industrial sigue el siguiente procedimiento:

120. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 109
Tipos de comandos secuenciales

a) Comando secuencial mecánico
b) Comando secuencial eléctrico
c) Comando secuencial Neumática
d) Comando secuencia Hidráulico

A) Circuito secuencial con comando mecánico

Se dice comando secuencial mecánico debido a que la corredera de la válvula direccional,
“válvula de inversión de marcha o parte intermedia” es accionada o se desplaza por medios
mecánicos, tales como palanca manual, levas, válvulas de rodillo, dándonos movimientos
sucesivos preestablecidos de los actuadores.

En el circuito para comenzar el ciclo de trabajo el
operador acciona la válvula manual de palanca 4/3
dando inicio el movimiento del hazte hasta
alcanzar la válvula 3/2 de rodillo, siendo esta
accionado da inicio al movimiento del hazte del
actuador cilíndrico de doble efecto, debido a que
al accionar la válvula de rodillo se abre la
alimentación del fluido hidráulico para el actuador
cilíndrico 2, el retorno de los actuadores se da de
forma simultanea tan luego se acciona la válvula
direccional de comando mecánico.
FIGURA 5.13

B) Circuito secuencial con comando eléctrico


Se dice comando secuencial eléctrico debido a que la corredera de la válvula direccional es
accionada o se desplaza mediante señales eléctricas, en el caso van accionados por llaves
de fin de curso eléctricos,
sensores incorporados en los
actuadores pudiendo también
ser accionados por
temporizadores y programas,
los mismos que envían señales
eléctricas a los solenoides de
las válvulas direccionales o de
inversión de marcha dándonos
movimientos secuenciales o
inversiones de los actuadores
en función a requerimientos
preestablecidos.

121. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 110
C) Circuito secuencial con comando hidráulico automático

Estos circuitos generalmente son
utilizados en maquinas herramientas,
nos permiten mecanizar automatizar el
trabajo de piezas mediante la utilización
de válvulas direccionales accionados
hidráulicamente, válvulas 3/2 de
rodillos, válvulas de contrapresión o
secuenciales, permitiéndonos obtener de
forma automática el movimiento de los
actuadores hidráulicos en forma
preestablecida, haciendo que el final de
la operación del actuador 1 sea el inicio
de la operación del cilindro 2. En
maquinas herramientas también existe
la necesidad de obtener diversos
avances “de rápido a lento o viceversa”
las actuales maquinas transfer que
mecanizan de forma total las piezas lo
realizan con solo estrangular el caudal
de flujo hidráulico, llaves fin de curso
hidráulicas, presostatos etc.

DIVISIÓN CONSTRUCTIVA DE LAS VALVULAS DIRECCIONALES

Constructivamente las válvulas direccionales o de inversión de marcha se dividen en:
válvulas direccionales de correderas lineales y rotativas.

Funcionamiento de las válvulas direccionales de corredera lineal
a) De centro y actuadores hidráulicos abiertos.
b) De centro y actuadores hidráulicos cerrados.
c) De centro abierto y actuadores hidráulicos cerrados.

1. a. Válvulas direccionales de centro y actuadores hidráulicos abiertos

Hacia el cilindro Del cilindro Cilindro Cilindro Del cilindro Hacia el cilindro

122. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 111
Estas válvulas estando en su posición neutra ponen en comunicación todos los orificios de
la válvula y se emplean en casos en los que, el movimiento del hazte del actuador
hidráulico cualquiera que fuere no requiere ningún bloqueo ni paradas intermedias, si se
requeriría bloqueo o paradas intermedias debe utilizarse válvulas de bloqueo con
antirretorno incorporado o válvula de doble bloqueo.

DISEÑAR; un circuito hidráulico, compuesto de un actuador hidráulico de doble efecto
con bloqueo en su carrera final de avance, y control automático en la operación mediante
presostato, utilice válvula direccional de centro y elementos hidráulicos abiertos.
El circuito debe tener dos bombas hidráulicas una de flujo variable y la otra de flujo
constante, la de flujo variable y flujo constante debe utilizarse simultáneamente para la fase
de avance rápido y solamente la de flujo constante para el avance lento o realización del
trabajo.


La utilización de válvulas de centro abierto nos
permiten estando ella en su posición neutra y las
bombas en funcionamiento enviar todo el fluido de
retorno al tanque, cuando ligado el solenoide
izquierdo el flujo de la bomba pasa a la parte
posterior del cilindro hidráulico avanzando con una
velocidad que es función del flujo de las dos
bombas, tan luego surja la resistencia al avance la
presión aumenta con ello la bomba de flujo variable
es centrada cortándose el flujo correspondiente a esa
bomba quedando el flujo solo de la bomba de caudal
constante siendo, el avance del hazte del actuador
de forma lenta hasta el fin de su recorrido y alcanzar
la presión de trabajo regulada en el presostato
desligando el motor de las bombas, puesta la válvula
direccional en su posición neutra y siendo ella de
centro y elementos abiertos actúa la válvula de
bloqueo no permitiendo el retorno de aceite del
actuador mismo exista acción de alguna fuerza
externa, caso la presión disminuye hasta la presión ajustada en el presostato 2, este
accionara la bomba para su funcionamiento y compensar la perdida de presión. Para el
retorno del cilindro se invierte la ligación del solenoide llegando el flujo a la parte
delantero del cilindro.
En los circuitos electro hidráulicos, la presión hidráulica hace que se conecte con el
eléctrico mediante presostatos que reciben señales hidráulicas, como en e caso presente y
los circuitos eléctricos se conectan con la hidráulica mediante electro válvulas, sensores
instalados a lo largo del recorrido, pulsadores eléctricos, PLcs., temporizadores u otros
elementos.



1. b. Válvula direccional de centro y actuadores hidráulicos cerrados

123. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 112

Hacia el cilindro Del cilindro Cilindro Cilindro Del cilindro Hacia el cilindro


En estas válvulas, en su posición neutra la corredera cierra todos los orificios de la válvula
direccional, tienen aplicación al margen de muchos casos en situaciones en las que la
misma bomba alimenta simultáneamente varios cilindros o actuadores hidráulicos en la
que cada una de las cuales acciona simultáneamente otro mecanismo de la maquina y
cuando se hace necesario evitar caídas de presión durante la maniobra de la válvula

Diseñar, un circuito hidráulico compuesto de tres cilindros siendo uno de ellos telescópico
de doble efecto, el segundo cilindro de doble efecto con amortización regulable tanto en el
avance y el retorno, finalmente un cilindro de simple efecto utilice válvulas direccionales
de centro y elementos cerrados.

Se observa que por medio de
una ramificación se logra
alimentar con fluido a los tres
actuadores a través de tres
válvulas de centro y elementos
cerrado, en el ejemplo se ve que
todas las conexiones de las
válvulas que alimenta los
cilindros telescópicos, de doble
efecto y de simple efecto están
bloqueados, estando la válvula
F FIGURA 5.19 direccional en su posición
neutra. La conexión de descarga del actuador de simple efecto está conectada al tanque, en
esta situación la presión existente llega hasta las válvulas direccionales y esta regulada por
la válvula limitadora de presión pilotada, este tipo de instalación es en paralelo nos permite
movimiento simultaneo de varios cilindros o actuadores hidráulicos, si el caudal y la
presión que la bomba nos proporciona es suficiente para vencer la resistencia que los
actuadores hidráulicos encuentran en su recorrido, caso contrario el caudal tomara el
sentido que corresponde al actuador hidráulico con menos resistencia y este será el que
salga primero, llegando el aceite al actuador que salida al final en función a la resistencia
que encuentra de esta forma de su recorrido, la presión aumenta hasta alcanzar la necesaria

124. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 113
para accionar el próximo, en síntesis el orden de salida de los actuadores es función de las
presiones o resistencias existentes.

1. c. Válvula direccional de centro abierto y actuadores hidráulicos cerrados


FIGURA 5.20
Se emplean para obtener el bloqueo hidráulico del hazte del actuador. Con estas válvulas,
cuando ella se encuentra en posición neutra el aceite a presión se descarga por los orificios
transversales de la corredera hacia él deposito, en ciertos circuitos el aceite en lugar de
dirigirse hacia el depósito fluye hacia otras válvulas y efectúa otras operaciones
suplementarias, estas válvulas al margen de muchas aplicaciones pueden emplearse en
casos que sea preciso mandar hidráulicamente varias operaciones consecutivas.

Diseñar, un circuito hidráulico para accionar un motor de
doble sentido de rotación “guinche “utilice válvula
direccional centro abierto y actuador o motor hidráulico
cerrado y debe tener control de rotación a la derecha.

Estando la válvula direccional en su posición neutra por
su condición de centro abierto deja pasar el fluido
hidráulico libremente al tanque, y el motor hidráulico no
podrá ser accionado a ninguno de los sentidos aun exista
fuerza externa debido que la válvula direccional de
elementos cerrados y centro abierto, para hacer girar el
motor a la derecha se liga el solenoide izquierdo él
numero de rotaciones es regulado por la válvula
FF FIGURA 5.21 reguladora de flujo sensible, para la inversión del sentido
de rotación del motor hidráulico se liga el solenoide derecho, pasando el fluido libremente
a través de la válvula de bloqueo haciendo girar a la izquierda sin control de rotación la
misma que será función del caudal que la bomba nos proporciona

Diseñar, un circuito hidráulico de dos actuadores cilíndricos de doble efecto utilice
válvulas direccionales en serie, otra aplicación de válvulas direccionales de centro abierto
y actuadores cerrados es la instalación o diseño de sistemas hidráulicos con válvulas en
serie. Con este tipo de instalación no se puede accionar simultáneamente varios actuadores
hidráulicos sin que exista influencia mutua de fuerzas y velocidades, lo que significa que
para mover el hazte del actuador 2 con una cierta fuerza es necesario que una cierta presión
actué sobre la superficie o parte posterior del actuador 2, esta presión actuara también
sobre la ??
AV
NT
RT

125. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 114

superficie anular del actuador
cilíndrico 1. La presión necesaria para
el avance del hazte del actuador 2
vendrá dado por la carga externa que
actué sobre él hazte del actuador 1,
que se traduce en presión que actúa
sobre la superficie anular del actuador
1.
Si la fuerza resultante de la presión
que actúa sobre el actuador 1 es
mayor que la suma de las fuerzas del
actuador 2, los haztes de ambos
cilindros saldrán, siendo la velocidades de los haztes de los actuadores 1y2, relación de las
superficies del embolo del actuador 1 y la superficie anular del actuador 1.

Válvulas en maquinas móviles
Las válvulas direccionales en maquinas o
equipos móviles tales como palas cargadoras,
motó niveladoras, retroexcavadoras, grúas y
otros presentan características diferentes en su
instalación por la necesidad de realizar las más
diversas operaciones accionando
simultáneamente varias válvulas de palanca, el
accionar varias válvulas a la vez el caudal se
dirige hacia donde menos esfuerzo existe, por lo
que las válvulas están construidas con válvulas
antirretonos incorporados las mismas que no
permiten el retroceso de un u otro actuador
cuando otros estuvieran sometidos a diferentes
esfuerzos.
El esquema representa un circuito hidráulico de
un motor hidráulico de rotación continua,
motor hidráulico de giro limitado y un actuador
lineal de doble efecto. Es necesario recordar que
los motores hidráulicos que mueven masas de
grande peso tienen que estar protegidos de los
grandes esfuerzos a que les somete las
paradas bruscas o por efecto de descuidos en la
operación siendo los elementos de protección
generalmente válvulas limitadoras de presión.

Por otra parte es necesario indicar que estas válvulas de maquinas móviles son equipadas
con válvulas 6/3 de accionamiento manual “comando mecánico” con palanca, el sistema
hidráulico de equipos móviles generalmente llevan intercambiadores de calor para el
enfriamiento del aceite debido a que el mismo esta sometido a elevados esfuerzos y trabajo
continuo.

126. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 115 22
22
036.0360002*120*1502
__2
108.0108000150*7201
__1
mmmAs
friccióndeAreaAs
mmmAs
cortedeAreaAs




RETROEXCAVA DORA

Calculo de la fuerza de corte

El valor máximo de la fuerza de corte (Ft) Puede ser calculado, aproximadamente, del
modo siguiente:

Se considera un volumen de suelo, el cual será removido, en el que centraremos nuestro
estudio para determinar el esfuerzo resistente al corte, mediante la ecuación de Coulomb.



Volumen del suelo resistente al corte









El comportamiento del suelo durante el proceso de excavación obedece a la teoría de falla
al esfuerzo de corte. Para este caso existen dos planos de falla: El As1 corresponde al
primer plano de falla, en este plano el esfuerzo normal al comenzar la excavación es cero,
luego a medida que se va removiendo el suelo se deposita parte en el interior de la cuchara

127. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 116
y parte sobre el nuevo suelo que se remueve, siendo el peso de este que ejerce el esfuerzo
normal, aumentando de esta manera la resistencia al corte.


Para el cálculo del esfuerzo normal se considerara que dos veces el volumen que va a ser
removido se deposita sobre la misma área.

Entonces:
][88.4343
108.0
1.469
][1.469][8.47
0130.0*2*1845
][01296.0
120.0*150.0*720.0
______1
*2*
1
3
Pa
NKgWr
Wr
mVr
Vr
doueloremoviVolumendesVr
removidosueloeldepositasedondeAreaAs
VrWr
As
Wr
n
n
s
n
















En el plano As2 no existen esfuerzos normales, siendo la resistencia cohesiva la única que
actúa de forma directa.

Para hacer la situación más crítica y considerar como un factor que asegure que se va a
vencer la resistencia al corte del suelo, al área As1 se suma el área As2 que no esta
sometido a esfuerzos normales, obteniendo así el área A1.

][144.01
036.0108.01
211
2
mA
A
AsAsA




Por lo tanto la ecuación de coulomb para el presente estudio se expresa de la siguiente
manera:
036.0*1000*85144.0*)29tan*88.43431000*85(
º29
][88.4343
][85
2*1*)tan*(





Fex
Pa
kPaCu
AsCuACuFex
n
n




128. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 117
Del cual se obtiene la fuerza que se debe aplicar en la punta de la cuchara para remover el
suelo. ][97.1594][73.15646 KgNFex 


Además de la fuerza para mover el suelo, cuando la cuchara esta dentro la zanja las
paredes están friccionando los raspadores de la cuchara, esta fricción no es nada mas que la
resistencia cohesiva del suelo, que actúa directamente sobre parte del largo del perfil de los
raspadores, por lo tanto se debe sumar a la fuerza de excavación:

Entonces se tiene: ][00.260][00.2550
015.0*85000*2
**2
][015.0
][4.0
][038.0
____arg
_
*
)____(__
2
KgNF
F
CuAF
mA
mL
mH
fricciónlaactuadondeoLL
fricciónAnchoH
LHA
ladosoloundefriccióndeAreaA
A
F
Cu
f
f
ff
f
f
f
f
f
fff
f
f
f













Entonces la fuerza total de excavación será:



Análisis estático para el diseño

Para realizar el análisis estático, se considera la posición que se muestra en la figura. Que
esta orientada en la dirección longitudinal respecto, el cual corresponde al plano X-Y
Para el análisis de esta estructura se debe cumplir con las ecuaciones de estática que dice la
sumatoria de fuerzas y momentos es igual a cero, siempre y cuando se consideran
estructuras en equilibrio estático. ][1855
26097.1594
KgFext
Fext
EFexFext
f




129. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 118

Posición más critica en el instante de comenzar la excavación
En algunas estructuras es posible lograr encontrar las fuerzas que cumplan con esas
ecuaciones de la estática de manera simple. Sin embargo, existen otras estructuras en las
que resulta muy complicado de encontrar la solución. En este caso, es una estructura
hiperestática y no se puede analizar mediante las ecuaciones de equilibrio pero como
estamos analizando los elementos hidráulicos solamente, que son encargados de dar la
fuerza necesaria para vencer la resistencia al corte del suelo, entonces; al hacer la
sumatoria de momentos alrededor de los puntos E, B y H que son las conexiones de una
sección a otra, los puntos L, I, son considerados puntos empotrados

Previamente es necesario hacer una consideración sobre la carrera de cada actuador

Calculo de la carrera de los actuadores

Según los requerimientos de movimiento de cada articulación en la excavadora podemos
calcular mediante geometría la carrera de cada actuador teniendo en cuenta el alcance total
que se desea obtener, altura máxima de elevación y de excavación, estos datos fueron
sacados de una estructura ya diseñada previamente.

Trazado del campo de acción del
brazo

En este caso, con este método, se debe
determinar las dimensiones de máximo
alcance del actuador del brazo. Para
esto se tiene que ubicar los puntos
donde se fijara los extremos del
actuador, la base en la parte superior del
mecanismo de giro (L) y la cabeza se
fija en el interior de la estructura del
brazo (K). Luego se traza un círculo que
describe la trayectoria de K, haciendo
centro en I y trazando un radio de I
hasta K, el brazo gira 120º donde es la
posición de máxima elevación. Donde el punto K es posición de máxima elevación y de
mínima longitud del actuador. Luego se hace lo mismo pero en sentido inverso para
Actuador del brazo Actuador de la pluma
Actuador de la cuchara

130. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 119
encontrar el máximo descenso y máxima longitud del actuador. Las longitudes de LK y
LK’, se restan para obtener el tamaño del curso del actuador que es la medida que necesita
para completar la selección del actuador del brazo
][75514362191' mmLbLKLKLb 


Trazado del campo de acción de la pluma

Se traza dos círculos de centros en J, el
primero tomando un radio de longitud
totalmente retraída del actuador de la pluma,
el segundo se toma un radio de longitud
totalmente extendida del actuador de la
pluma, luego para determinar el arco de
desplazamiento de la pluma, se traza el
círculo que describe la trayectoria del punto
G, haciendo centro en F y radio de F a G, este
círculo corta en los puntos G y G’, que
además describe el arco de desplazamiento de
la pluma.
][69510851780' mmLbJGJGLp 

Trazado del campo de acción de la cuchara

Se traza dos círculos de centros en H, el
primero tomando un radio de longitud
totalmente retraída del actuador de la
cuchara, el segundo se toma un radio de
longitud totalmente extendida del actuador
de la cuchara, luego para determinar el
arco de desplazamiento del mecanismo
basculante que a su vez transmite el
movimiento angular ala cuchara, se traza
el círculo que describe la trayectoria del
punto E, haciendo centro en C y radio de
C a E, este círculo corta en los puntos E y
E’, que además describe el arco de
desplazamiento de la cuchara.
][5609501510' mmLbHEHELc 

131. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 120
Trazado del campo de acción de los estabilizadores

El tamaño de las patas de
estabilización está sujeto a las
dimensiones de los cilindros
hidráulicos. En la figura se muestra el
diseño del campo de acción de las
patas de estabilización, se ubica el
punto N en el acople y teniendo la
longitud extendida del cilindro se fija
el punto M de manera que el tractor se
levante 150[mm] quedando en el aire
las ruedas traseras. El punto M’ se
ubica trazando un circulo de radio
igual a la longitud retraida del
actuador. Finalmente para encontrar el
punto O, se unen los puntos M y M’, y del punto medio se traza la perpendicular que corta
al eje que pasa por N y cuya intersección es el centro donde se fijaran las patas de
estabilización y que describe la trayectoria de M

TRAZADO DEL CAMPO DE ACCIÓN DE LOS ACTUADORES QUE ROTAN LA
PALA EXCAVADORA


Para lograr un movimiento rotacional en
una excavadora se utilizan dos
actuadores lineales AB y A’B’, los
cuales están dispuestos de forma que
nos den 120º de rotación, estos
actuadores está articulados en su parte
media y acoplados entre si en sus
cabezas, para calcular la carrera
necesaria de los actuadores medimos
desde A a B que está situado en un
punto de la trayectoria de radio de 40
cm que trazará el eje de modo que
forme 30º con la horizontal, donde
tendremos la longitud mas extendida y la menos extendida de los actuadores cuya
diferencia nos dará la carrera necesaria

][6.3014.309611'' mmABBACarrera 

132. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 121
Cálculo de las fuerzas en los actuadores hidráulicos





][4.5695
26.0
8.1480
0*)36.01.0(8.1480
0)7.16(**38.0)7.16(**35.017.0*5.41278.0*5.1808
038.0*)7.16(*35.0*)7.16(*17.0*78.0*
038.0*35.0*17.0*78.0*
0
_
KgHE
HE
HE
CosHESenHE
CosHESenHEFF
HEHEFF
M
CUCHARAACTUADORHE
extXextY
XYextXextY
B










133. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 122 ][8.16842
26.0
13.4379
0*)3.004.0(13.4379
0)7.8(**30.0)7.8(**27.062.0*5.41228.2*5.1808
030.0*)7.8(*27.0*)7.8(*62.0*28.2*
030.0*27.0*62.0*28.2*
0
_
KgJG
JG
JG
CosJGSenJG
CosJGSenJGFF
JGJGFF
M
PLUMAACTUADORJG
extXextY
XYextXextY
F












Cálculo del momento necesario para vencer las fuerzas de fricción

Fricción en la oreja superior


Fuerzas de fricción en las orejas superiores
del acople
]*[192004800*41*1
][48008004000111
][8004000*2.01*1
][460023000*2.01*1
][40001__;][230001
___2.0
cmKgTfRM
KgyfxfTf
KgFyfy
KgFxfx
kgFyKgFx
Lubricadobrnce
















][9.20985
35.0
07.7345
0*)11.024.0(07.7345
0)3.12(**11.0)3.12(**13.162.0*5.41292.3*5.1808
011.0*)3.12(*13.1*)3.12(*62.0*92.3*
011.0*13.1*62.0*92.3*
0
_
KgLK
LK
LK
CosLKSenLK
CosLKSenLKFF
LKLKFF
M
BRAZOACTUADORLK
extXextY
XYextXextY
I










134. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 123
Fricción en la oreja inferior


Fuerzas de fricción en la oreja inferior del
acople
][64.6142]*[62680434801920021
]*[4348010870*42*2
][1087055010320222
][5502750*2.02*2
][1032051600*2.02*2
][27502__;][516002
___2.0
NmcmKgMMMT
cmKgTfRM
KgyfxfTf
KgFyfy
KgFxfx
kgFyKgFx
Lubricadobronce












Calculo de la fuerza necesaria para vencer el momento resistente


][1567
40*62680
0
KgF
F
MMT
M







][18632
][22.27211
46.1
)90(
*1)90(*11567
46.1
2
1
___;*
2
1
1
*22__;*11
)90(2)90(*11567
211567
º64.1
22.31
KgF
KgF
bCos
FaCosF
A
A
P
A
A
F
PAFPAF
bCosFaCosF
xFxF
b
a











135. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 124

Calculo de los parámetros de selección para los actuadores hidráulicos
Para la selección de los actuadores hidráulicos se requiere, de la presión, la fuerza axial,
para calcular el diámetro del cilindro y luego seleccionar del catálogo.
Para el cálculo asumimos una presión teórica de Pt=200[bar] y tomaremos en cuenta las
pérdidas localizadas y distribuidas englobándolas en un 10% de la presión total, entonces
tendremos P=Pt-0.1Pt
Actuador de la cuchara

][64][4.6
1416.3
64.31*4*4
......;
4
][64.31
180
4.5695
][4.5695__;
][1801.0
__
2
2
mmcmDc
Ac
Dc
Dc
Ac
cmAc
KgHEF
Pt
F
Ac
Ac
F
Pt
barPtPtP
CUCHARAACTUADORDIAMETRO












El diámetro calculado del pistón se normaliza al valor más cercano en el catalogo entonces
se tiene D=80[mm] y 45[mm] el diámetro del hazte
Verificación de la presión:
][3.113
26.50
4.5695
bar
Ac
F
P
HE


Calculo del área y presión de retorno
Diámetro actuador cuchara

136. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 125  
 
56.165
4.34
4.5695
][4.345.40.8
4
4
222
22



r
r
r
r
her
A
F
P
cmA
dDA



Para la verificación al pandeo Le=Lmax (HE’) obtenida en el trazado del campo de acción
de la cuchara y tiene los dos extremos articulados. El factor de seguridad es n=2
SATISFACE
FF
kg
n
P
F
KgP
mmHELLe
mmkgE
mm
Dc
I
L
IE
P
PANDEOALÓNVERIFICACI
HE
__6.91484.5695
max
][6.9148
2
2.18297
max
][2.18297
1510
9.201288**21000
][1510'max
]/[21000
][9.201288
64
45*
64
*
**
__
2
2
2
4
44
2
2












min]/[14.28min]/[6.2814526.50*560*
min]/[560]/[3.93
6
560
][6
][560
_
3
lcmAaVaQc
cmsmm
Ta
carrera
Va
sTa
mmcarrera
QcCAUDAL

















Verificación del pandeo
Caudal Qc

137. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 126
Actuador de la pluma
][109][9.10
1416.3
57.93*4*4
......;
4
][57.93
180
8.16842
][8.16842__;
][1801.0
__
2
2
mmcmDp
Ap
Dp
Dp
Ap
cmAc
KgJGF
Pt
F
Ac
Ac
F
Pt
barPtPtP
PLUMAACTUADORDIAMETRO











El diámetro calculado del émbolo se normaliza al valor más cercano en el catalogo
entonces se tiene D=125[mm] y 70[mm] el diámetro del hazte.
Para la verificación al pandeo Le=Lmax (JG’) obtenida en el trazado del campo de acción
de la cuchara y tiene los dos extremos articulados. El factor de seguridad es n=2
Verificación de la presión:
][2.137
7.122
8.16842
bar
Ap
F
P
JG

]

Calculo del área y presión de retorno
 
 
][96.199
23.84
8.16842
.
][23.8475.12
4
4
222
22
bar
Ar
F
rP
cmA
dDA
r
her






Diámetro actuador pluma

138. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 127 SATISFACE
FF
kg
n
P
F
KgP
mmJGLLe
mmkgE
mm
Dp
I
L
IE
P
PANDEOALÓNVERIFICACI
JG
__8.385488.16842
max
][8.38548
2
6.77097
max
][6.77097
1780
12.1178588**21000
][1780'max
]/[21000
][12.1178588
64
70*
64
*
**
__
2
2
2
4
44
2
2













min]/[64min]/[6396772.122*25.521*
min]/[25.521]/[9.86
8
695
][8
][695
_
3
lcmAaVaQp
cmsmm
Ta
carrera
Va
sTa
mmcarrera
QpCAUDAL







][122][2.12
1416.3
6.116*4*4
......;
4
][6.116
180
9.20985
][9.20985__;
2
2
mmcmDb
Ab
Db
Db
Ab
cmAb
KgLKF
Pt
F
Ab
Ab
F
Pt
Actuador







Verificación al pandeo
Caudal Qp
Actuador del brazo

139. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 128



El diámetro calculado del émbolo se normaliza al valor más cercano en el catalogo
entonces se tiene D=125[mm] y 70[mm] el diámetro del hazte pero la fuerza de
compresión nominal no alcanza por eso tomamos el inmediato superior cambiando el
diámetro a 160[mm] y 90 [mm]

Para la verificación al pandeo Le=Lmax (LK’) obtenida en el trazado del campo de acción
de la cuchara y tiene los dos extremos articulados. El factor de seguridad es n=2

Verificación de la presión:
][4.104
06.201
9.20985
bar
Ab
F
P
LK



Calculo del área, velocidad y presión de retorno
 
 
][69.152
44.137
9.20985
.
][44.137916
4
4
222
22
bar
Ar
F
rP
cmA
dDA
r
her






140. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 129 SATISFACE
FF
kg
n
P
F
KgP
mmLKLLe
mmkgE
mm
Db
I
L
IE
P
PANDEOALÓNVERIFICACI
LK
__5.695259.20985
max
][5.69525
2
139051
max
][139051
2191
34.3220623**21000
][2191'max
]/[21000
][34.3220623
64
90*
64
*
**
__
2
2
2
4
44
2
2












min]/[1.91min]/[18.910806.0.201*453*
min]/[453]/[5.75
10
755
][10
][755
_
3
lcmAaVaQb
cmsmm
Ta
carrera
Va
sTa
mmcarrera
QbCAUDAL






][6.45][56.4
1416.3
4.16*4*4
......;
4
][4.16
180
2950
][2950__;
_
2
2
mmcmDb
Ab
Db
Db
Ab
cmAb
KgNMF
Pt
F
Ab
Ab
F
Pt
DORESTABILIZAACTUADOR








Verificación de pandeo
Caudal Qb
Actuador estabilisador

141. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 130


El diámetro calculado del émbolo se normaliza al valor más cercano en el catalogo
entonces se tiene D=63[mm] y 36[mm] el diámetro del hazte.
Para la verificación al pandeo Le=Lmax (LK’) obtenida en el trazado del campo de acción
de la cuchara y tiene los dos extremos articulados. El factor de seguridad es n=2

Verificación de la presión:
][64.94
17.31
2950
bar
Ab
F
P
LK



SATISFACE
FF
kg
n
P
F
KgP
mmNMLLe
mmkgE
mm
De
I
L
IE
P
PANDEOALÓNVERIFICACI
NM
__2.37472950
max
][2.3747
2
3.7494
max
][5.7494
1510
95.82447**21000
][1510'max
]/[21000
][95.82447
64
36*
64
*
**
__
2
2
2
4
44
2
2














Verificación al pandeo

142. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 131 min]/[4.10min]/[1047317.31*336*
min]/[336]/[56
10
560
][10
][560
_
3
lcmAaVaQe
cmsmm
Ta
carrera
Va
sTa
mmcarrera
QeCAUDAL







ACTUADORES DE ROTACIÓN

][8.43][38.4
1416.3
12.15*4*4
......;
4
][12.15
180
2.2721
][1.27221__;
][1801.0
__
2
2
mmcmDr
Ac
Dr
Dc
Ac
cmAr
KgF
Pt
F
Ar
Ac
F
Pt
barPtPtP
ROTACIÓNACTUADORDIAMETRO












El diámetro calculado del pistón se normaliza al valor más cercano en el catalogo entonces
se tiene D=50[mm] y 28[mm] el diámetro del hazte
Verificación de la presión:
][6.138
63.19
2.2721
bar
Arot
F
P
AB



Caudal Qe

Diámetro actuador rotación

143. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 132
Calculo del área y presión de retorno  
 
][02.202
47.13
2.2721
][4.138.25
4
4
222
22
bar
A
F
P
cmA
dDA
r
r
r
r
her







Como podemos ver la presión de retorno puede llegar a necesitar mas de lo que suministra
la bomba por eso elegimos el diámetro que le sigue en el catálogo que es 63 y 36 [mm], el
recálculo es el siguiente
 
 
][6.129
99.20
2.2721
][99.206.33.6
4
4
222
22
bar
A
F
P
cmA
dDA
r
r
r
r
her







Para la verificación al pandeo Le=Lmax (HE’) obtenida en el trazado del campo de acción
de la cuchara y tiene los dos extremos articulados. El factor de seguridad es n=2
SATISFACE
FF
kg
n
P
F
KgP
mmBALLe
mmkgE
mm
Dc
I
L
IE
P
PANDEOALÓNVERIFICACI
HE
__4.228792.2721
max
][4.22879
2
77.45758
max
][77.45758
1.611
95.82447**21000
][1.611''max
]/[21000
][95.82447
64
36*
64
*
**
__
2
2
2
4
44
2
2














Verificación al pandeo

144. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 133 min]/[4.9min]/[9.947699.20*5.451*
min]/[5.451]/[25.75
4
301
][4
º120][301
_
3
lcmAaVaQc
cmsmm
Ta
carrera
Va
sTa
mmcarrera
QrotCAUDAL






CALCULO DE LAS TUBERÍAS

][1.5
36.20*44
][36.20
9000
183240
min]/[183240min]/[24.183
min]/[9000]/[5.1
_
2
3
cm
A
D
cm
V
Q
A
cmlQ
cmsmV
Datos
succiónTubería




 ][4
)1*84500(2
57.4*1*8
)(2
**
]/[1
4500
8
2
mm
sP
DPs
e
cmkgP
s
Datos
Espesor












][2.2
8.3*44
][8.3
48000
183240
min]/[183240min]/[24.183
min]/[48000]/[8
_
2
3
cm
A
D
cm
V
Q
A
cmlQ
cmsmV
Datos
presiónTubería




 ][24.0
)200*44500(2
2.2*200*4
)(2
**
]/[249
4500
4
2
cm
sP
DPs
e
cmkgP
s
Datos
Espesor












][1.3
635.7*44
][635.7
24000
183240
min]/[183240min]/[24.183
min]/[24000]/[4
_
2
3
cm
A
D
cm
V
Q
A
cmlQ
cmsmV
Datos
retornoTubería




 ][18.0
)60*84500(2
1.3*60*8
)(2
**
]/[603.0
4500
8
2
cm
sP
DPs
e
cmkgPP
s
Datos
Espesor












Caudal Qrot

145. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 134
SELECCIÓN DEL TIPO DE TUBERÍAS

Siendo los tubos de succión, presión y retorno, son tubos normalizados, negros, trefilados
en frio y sin costura, que vienen con sus extremidades cerradas con tapas de plástico, a
objeto de evitar la entrada de contaminantes, las características del material obedecen a la
norma DIN 1629.
Para este proyecto se utilizara el:
SCHED 180 debido a que la presión es mayor a 200 bar pero menor que 700 bar.

SELECCIÓN DE LAS MANGUERAS FLEXIBLES

Se escoge las mangueras que son: Tubería Flexibles SAE 100R2 que tienen las máximas
características de resistencia a la temperatura, a la abrasión, a la reacción de productos
químicos.

θi en mm θo en mm Presión de
trabajo [bar]
Presión de
prueba [bar]
Presión de
estallido[bar]
Radio de
curvatura[mm]
13 23.1 245 490 980 175


CALCULO DE LA CAPACIDAD VOLUMETRICA DEL TANQUE

Se sabe que para calcular el tanque se usa la siguiente fórmula
LtsV
V
Q
Q
V
5.421
15.1*)24.183
3
24.183
(*)5.1(
%15)
3
)(5.12.1(





CARACTERISTICAS DEL ACEITE

El aceite hidráulico a utilizar es el: H-L DIN 51524 equivalente al LUB- AOH48
producido en Y.P.F.B.

Este es un aceite mineral con aditivos para aumentar, que tiene las propiedades de:
Resistencia a la corrosión y oxidación.
Resistencia a alta presión, temperatura, envejecimiento y aditivo antiespumante.


SELECCIÓN DE LOS COMPONENTES HIDRÁULICOS DEL SISTEMA

1) Selección de la bomba hidráulica

Variables:
-Pmax requerida por el sistema 200[bar]

146. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 135
Del catálogo tenemos una presión máxima de 400[bar]
-Caudal requerido cuando se mueven simultáneamente la cuchara, pluma y el brazo
in]183.24[l/mQtotal
[l/min]1.19Qbrazo
64[l/min]Qpluma
n]28.14[l/miQcuchara





El caudal máximo de la Bomba del catálogo es 234.9[L/min]

-Volumen geométrico dado en cm3/rev
]/[96.157
8.0*1450
1000*24.183
*
1000*
3
revcm
nn
Q
Vg
v

Del catálogo seleccionamos en Vg=160 TN160

-Potencia teórica
][61][44.81
450
24.183*200
450
*
Kwcv
QtPs
Pt 


-Potencia real absorbida por la Bomba ][66][5.88
92.0
44.81
. Kwcv
n
Pt
realP
m


Momento torsor: ][43.70
8.0*92.0*1000
200*160*62.1
*1000
**62.1
Kpm
n
pVg
M
mv





Por lo tanto escogemos una bomba de pistones axiales que actúa con una presión máxima
de 400 [bar]

Código de pedido:

- A2F - O 160 / 6 1 R - P B B 05

- (-): Aceite mineral, sin designación
- A2F: Máquina a pistones axiales.
- (-): Cojinetes de eje mecánico sin designación
- O: Accionamiento, bomba de circuito abierto.
- 160: Tamaño nominal, cilindrada(Vg)
- 6: Serie
- 1: Índice para tamaño nominal 10…180
- R: Sentido de rotación derecha
- P: Juntas de NBR(nitril – caucho)
- B: Extremos de eje, eje cilíndrico con chavetero.
- B: Brida, ISO 4 agujeros.

147. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 136
- 05: Conexión de tuberías de trabajo



2) Selección de los actuadores lineales

Actuador de la cuchara

Variables para la selección:
-Diámetro del émbolo normalizado 80[mm]
-Diámetro del hazte normalizado 45[mm]
-Presión de trabajo 113.3[bar]
-Carrera 560[mm]
-Necesidad de fijación: doble articulación


Actuador de la pluma

Variables para la selección:
-Diámetro del émbolo normalizado 125[mm]
-Diámetro del hazte normalizado 70[mm]
-Presión de trabajo 137.2[bar]
-Carrera 695[mm]
-Necesidad de fijación: doble articulación


Actuador del brazo

-Variables para la selección:
-Diámetro del émbolo normalizado 160[mm]
-Diámetro del hazte normalizado 90[mm]
-Presión de trabajo 104.4[bar]
-Carrera 755[mm]
-Necesidad de fijación: doble articulación

CD L1 MP5 80 45 560 D 1X B 1 C F U M W W
CD L1 MP5 125 70 695 D 1X B 1 C F U M W W
CD L1 MP5 160 90 755 D 1X B 1 C F U M W W

148. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 137
Actuador estabilizador

-Variables para la selección:
-Diámetro del émbolo normalizado 63[mm]
-Diámetro del hazte normalizado 36[mm]
-Presión de trabajo 94.64[bar]
-Carrera 560[mm]
-Necesidad de fijación: doble articulación


Actuadores que dan rotación

-Variables para la selección:
-Diámetro del émbolo normalizado 63[mm]
-Diámetro del hazte normalizado 36[mm]
-Presión de trabajo 130[bar]
-Carrera 301[mm]
-Necesidad de fijación: doble articulación

CD L1 MT4 63 36 301 D 1X B 1 C F U M W W XV=150

Selección de la válvula limitadora de presión

DBD S TN 30 K 10 / 200

- S: Con tornillo regulador y tapa protectora
- TN30: Tamaño Nominal 30
- K: Tipo de conexión; con tornillo para empernar uno mismo
- 10 / 200: Número de serie y grado de presión

Se puede observar que en el sistema hidráulico se tiene una válvula limitadora de presión
para cada actuador para garantizar que la presión sea la requerida.

Selección de la válvula direccional 6/3

Esta válvula es la más utilizada en equipos móviles y por lo tanto es la válvula más
importante

6 WMM10 E’ 10 / F - -

- 6: Número de posiciones
- WMM10: Tipo
- E’: Válvula 6/3 de centro cerrado y elementos cerrados con una posición para
mantener siempre la presión
- 10 / F : Serie 10 y con traba (F)
CD L1 MP5 63 36 560 D 1X B 1 C F U M W W

149. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 138
- (-) : Sin estrangulación en la válvula
- (-) : Tipo de lubricante, sin designación HLP óleo hidráulica 51524 o DIN 5152

- CIRCUITO HIDRÁULICO
T1
ABC
T2P
A BA
A
0.00 Bar
T1
ABC
T2P
T1
ABC
T2P
T1
ABC
T2P
T1
ABC
T2P
T1
ABC
T2P
A
A
B
A
B
A
B
A
B
A
B
A B
A A
B
A
B
A
B
A

150. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 139
SELECCIÓN DE LOS FILTROS

Filtro de retorno al tanque

F R T - T B 1 1 4 - F 10 S / 10 N - B

- FRT: Filtro en el retorno para montaje sobre el deposito.
- B: Salidas roscadas BSP.
- 114: 1 ¼’’ medida nominal en función a perdidas de carga a través del cuerpo del
filtro
- F10: grado de filtración, fibra 10µm, norma NAS 1638 clase 7
- S: Elemento filtrante estándar.
- 10: N. de serie donde las dimensiones son invariables
- B: Válvula by-pass, presión de apertura 1.7 bar

Este filtro tiene una sensibilidad de 10µm, y puede absorber partículas muy finas, por lo
cual tiene una gran capacidad de absorción.

Filtro de succión

151. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 140
SELECCIÓN DE LA VÁLVULA DE FLUJO





Válvulas direccionales de corredera lineal y tipos de comandos


1.- Comando manual mecánico de accionamiento
directo
Las válvulas direccionales de comando manual o
mecánico pueden ser de corredera o embolo lineal y
giratoria, siendo las mas utilizadas la de corredera
lineal o embolo; que a su vez pueden ser conforme
se ha indicado de centro abierto y cerrado, de centro
y actuadores hidráulicos abiertos, de centro y
actuadores hidráulicos cerrados.




Características de las válvulas direccionales de corredera

1.- Construcción relativamente sencilla en relación a la rotativa o giratoria

2.- Reducidas pérdidas, en consecuencia buen rendimiento y diversas aplicaciones

Estas válvulas constan de la carcaza 1 pudiendo ser cilindros o rectangulares, la misma que
tiene perforación longitudinal y una serie de canales periféricos radiales indicados con él
numero 2, en el interior de la perforación longitudinal se mueve una corredera central,

152. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 141
estableciendo o interrumpiendo conexiones en los conos de control 3, los canales
periféricos se comunican con las conexiones del exterior.
En el diseño la válvula se encuentra en la posición inicial neutra posición en la que no
existe ninguna fuerza externa sobre la corredera, en consecuencia las conexiones A, B
están interrumpidas, y P, T están en comunicación, si ahora por ejemplo movemos la
corredera hacia la derecha se establece las conexiones P y B y entre A y T. El retorno de la
corredera a su posición se produce por medio de los resortes

Observación: Las fugas en estas válvulas dependen del juego o ajuste de la presión de
trabajo y de la viscosidad del fluido, es por ello que estas válvulas no son aptas para
funcionar con agua.

Válvulas direccionales o inversión de marcha electricas 4/3,3/2, 2/2, 4/2

GENERALIDADES
Estas válvulas son de accionamiento o comando directo e indirecto. La inversión de
marcha de los actuadores hidráulicos con estas válvulas es hecho con la ayuda de una
señal eléctrica al electroimán de la válvula direccional o de forma automática utilizando
interruptores, llaves fin de curso, presostatos, temporizadores, PLCs, censores, son
utilizados para procesos de automatización, los elementos que reciben señal eléctrica son
los solenoides o electroimanes los mismos que son conductores arrollados con múltiples
espiras que tienen núcleos de hierro que aumentan el campo magnético y son de 4 tipos:

1.- Válvulas con electroimanes de corriente continúa funcionando en seco
También llamados electroimanes secos.
2.- Válvulas con electroimanes de corriente continúa funcionando en aceite
También llamados electroimanes Húmedos.
3.- Válvulas con electroimanes de corriente alterna funcionando en seco.
4.- Válvulas con electroimanes de corriente alterna funcionando en aceite,
También llamados electroimanes húmedos.

Los solenoides o electroimanes de corriente continua ofrecen alta seguridad y suavidad,
no se queman cuando por algún motivo se traba la corredera y son recomendados para una
gran frecuencia de cambio de posiciones. Los electroimanes húmedos que funcionan
inmersos en aceite son aptos para instalaciones en la intemperie y en climas húmedos, el
núcleo al moverse en el aceite, provoca un reducido desgaste, buena evacuación de calor y
un funcionamiento suave.

153. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 142
Válvula direccional eléctrica 4/3 de corredera de comando eléctrico y accionamiento
directo

FIGURA 5.24
Las válvulas direccionales eléctricas de accionamiento directo son construidos con
solenoides o electroimanes y comandos por señal eléctrica. La puesta en marcha del
actuador provenientes de llaves, fin de curso, censores, temporizadores, P.LCs o actuador
programado se efectúa mediante los elementos indicados, este tipo de válvulas se utiliza
para caudales medianos del orden de 45 lts /min., y presiones del orden de 220 Kg. / cm
2
.
A la vez conforme se ha indicado pueden ser de electroimanes húmedos y secos, en la
figura se muestra una válvula eléctrica con solenoides o electroimanes húmedos de
corriente continua a la izquierda, y otro electroimán húmedo de corriente alterna a la
derecha. El núcleo del electroimán esta siempre comunicado con el canal T o corredera en
consecuencia sumergido en el aceite y el vástago de la corredera esta conectado al núcleo
del electroimán.
Los resortes 6 se apoyan contra la carcaza de los electroimanes por medio de un casquillo y
una arandela ubica la corredera en su posición central.

Válvula direccional de comando electro hidráulico de corredera 4/3 “accionamiento
indirecto o pilotado”


FIGURA 5.25

154. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 143

PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO

Estas válvulas pilotadas están compuestas de la válvula principal 2, y de la válvula piloto
1. En estas válvulas la señal eléctrica que actúa sobre los electroimanes de la válvula piloto
es ampliada hidráulicamente y mueve a la corredera principal 3, esta corredera principal es
centrada por resortes o mantenida en su posición inicial por los resortes 4,2 y 4,1; estando
la válvula en su posición central o neutra las cámaras 7 y 6 están descomprimidas y el
aceite pasa por la válvula principal hacia el tanque, son utilizadas para capacidades del
orden de 700lts /min.

La válvula piloto es alimentada con fluido hidráulico por el canal de pilotaje 5, esta
alimentación puede ser interna o externa, excitando los electroimanes de la válvula piloto,
se envía el fluido sea a la cámara derecha o izquierda de la corredera principal, por
ejemplo si excitamos el electroimán izquierdo la corredera de la válvula principal se
moverá a la derecha y el fluido es enviado a la cámara 7, haciendo que la corredera de la
válvula se desplace, la cámara 6 esta descomprimida conectando el tanque. En
consecuencia la presión piloto actúa sobre la corredera principal estableciendo la conexión
P con A y B con T, si se desexita el electroimán la corredera piloto se centrara y la cámara
7 es conectada con él con el tanque, descomprimiéndose y los resortes recuperan su
posición a consecuencia nos da el centrado de la corredera principal

Diseñar, un circuito de una prensa hidráulica cuyo descenso sea frenado, igualmente el
retorno utilice válvula direccional 4/3 pilotado y centro abierto.

El cilindro inicialmente es alimentado o llenado por gravedad
mediante la válvula de bloqueo, estando la válvula hidráulica
funcionando y la válvula direccional en posición neutra, siendo
ella de centro abierto y elemento hidráulico cerrado el aceite
retorna al tanque. Para iniciar la carrera de trabajo o el avance
del hazte se acciona el solenoide izquierdo, este descenso se da
frenado debido a la válvula de flujo que se encuentra en la
línea de descompresión.

Al final de la carrera de descenso el operador acciona el
solenoide izquierdo enviando el aceite a la parte delantera del
cilindro y enviando una pequeña cantidad de aceite a presión a
la válvula de bloqueo dando la apertura para devolver al tanque
el aceite alimentado al cilindro por gravedad, el ascenso al
igual que el descenso se da frenado debido a la existencia
de una válvula de flujo en la línea de retorno .

155. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 144
Diseñar, un circuito hidráulico de una prensa
compuesto de tres cilindros verticales siendo el cilindro
principal central y sobre alimentado mediante una
válvula de rellenado o bloqueo, utilice válvula
direccional 4/3 de centro cerrado y elementos cerrados
pilotado y válvula de presión también pilotada “
observación “ las prensas generalmente necesitan
grandes esfuerzos de deformación los cuales se
obtienen con cilindros voluminosos, para evitar el
empleo de bombas grandes es la fase de avance rápido
se utilizan válvulas de prellenado que no son otra cosa
que válvula antirretorno o bloqueos pilotados.

Estando la válvula direccional pilotado en su posición
neutra, si no es accionado ninguno de sus solenoides él
hazte de los actuadores cilíndricos tanto laterales como
centrales están retraídos, para comenzar el descenso se
liga el solenoide de la válvula direccional pilotada
correspondiente al lado paralelo dándonos el avance
rápido de los cilindros laterales, el aceite para el
cilindro central viene por gravedad del deposito
auxiliar superior mediante la válvula antirretorno
también llamado válvula de prellenado. Una vez que

los cilindros laterales apoyan sobre la pieza se eleva la presión debido al aumento de
resistencia, presión a la que se regula la válvula de secuencia dando paso el aceite hacia el
cilindro principal o central en consecuencia dándonos el avance hasta asentar en la prensa a
lo que se cierra la válvula de prellenado y comienza el trabajo conjunto de los tres cilindros
con gran fuerza y pequeña velocidad.
El retorno de los cilindros se consigue ligando el solenoide de lado cruzado
simultáneamente se abre la válvula de prellenado debido a que va una pequeña cantidad de
fluido a presión por la conexión X y desbloquea la válvula antirretorno.

Diseñar, un circuito hidráulico para trabajos rápidos y lentos de un actuador hidráulico
cilíndrico de doble efecto, utilice válvula
direccional 4/2 para el avance rápido hasta
llegar a la válvula fin de curso FC2 y de esta
FC3 avance lento. “Aplicaciones maquinas
opera trices y prensas”.
Con la bomba accionada y la válvula
direccional siendo de centro cerrado, la
presión en las válvulas direccionales aumenta
hasta llegar al valor regulado en la válvula
limitadora de presión la misma que da paso
todo el fluido al deposito, la utilización de este
tipo de válvula centro cerrado y elementos
hidráulicos abiertos nos permite mover el

156. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 145
cilindro con cualquier fuerza externa si se aplica.
El avance del actuador se hace ligando el solenoide izquierdo de la válvula direccional
4/3 llegando el fluido de la bomba a la cámara trasera del actuador comenzando su carrera
de avance rápido debido a que el fluido de la cámara de frente o camara anular sale
libremente para el tanque a través de la válvula 4/2 y 4/3 esto se da hasta llegar a la
válvula fin de curso FC2 la misma que desliga la válvula 4/2 para frenar y se de el avance
lento debido a que, el fluido es obligado a pasar por la válvula estranguladora.
Para el retorno del hazte si se quiere de inmediato debe ser ligado el solenoide derecho de
la válvula direccional 4/3 y es hecho por la llave fin de curso FC3 permitiendo de esta
manera que el fluido de la bomba pase libremente por la válvula antirretorno llevando a la
cámara de frente retornando él hazte con velocidad máxima hasta encontrar la válvula fin
de curso FC1 donde el hazte podrá parar desligando el solenoide derecho y comenzar el
próximo ciclo de trabajo. Si se desea permanecer parado por algún tiempo ya sea en el fin
de avance o retorno debe utilizarse temporizadores, o debe programarse en un P.L.C.

SERVO VÁLVULA DIRECCIONAL ELECTRO- HIDRÁULICA

La palabra servo es sinónimo de multiplicación de esfuerzo, esto significa obtener grandes
esfuerzos con la aplicación de una fuerza pequeña, por lo tanto las servo válvulas son
elementos hidráulicos que con auxilio del líquido hidráulico y la aplicación de pequeñas
fuerzas nos permite obtener grandes esfuerzos (pequeña entrada – salida grande).


Algo común en nuestro medio es el servo dirección en equipo automotor y en equipos de
construcción.
La utilización de las servo válvulas en automóviles y en equipos de construcción nos
permite obtener grandes fuerzas en las ruedas cuando se aplica una pequeña fuerza en el
volante.

Campos de aplicación de las servo-válvula

El campo de aplicación de este servo-válvula está:

a) En sistemas de dirección de automóviles, equipos de transporte y construcción.
b) En circuitos de maquina herramientas “fresadoras de moldes, tornos y cepilladoras.
c) En circuitos de procesos automáticos de producción industrial en las que se
requiere precisión absoluta y respuestas rápidas
d) Cuando se quiere mantener aun bajo cargas variables una determinada velocidad
prescrita de los actuadores “mantener el valor real deseado “. Lo cual significa que
dado un valor ese valor es controlado y medido constantemente transformándolo en
una magnitud comparable con el valor dado o prescrito, si el valor real y el
prescrito no coinciden se enviara una señal eléctrica por la diferencia de manera
que el valor real iguale al valor prescrito “nos permite corregir”.
e) En la robótica, en la industria petroquímica, siderurgia, aeronáutica, control de
turbinas a gas.

157. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 146
Características técnicas

Estas válvulas nos permite controlar caudales hasta el orden de 700 lt /mín. y presiones del
orden de 320 Kg. /cm
2
.

Estas son válvulas pilotadas constituidas por un sistema de placas de choque, el retorno de
su embolo o corredera puede ser por señal barométrica, electrónica o mecánica

Partes constructivas de las servo-válvula

Las servo-válvulas direccionales constan de tres partes: La primera parte (1) esta
compuesta de un electromotor de mando, la segunda etapa de un amplificador hidráulico 2
que acciona a la corredera de la válvula direccional o tercera parte (3).
El electromotor de mando que es el que comanda esta compuesto por:

a) Un imán permanente
b) Un solenoide o electroimán
c) Un ancora con placa de choque

El conjunto de estos tres elementos transforman la señal eléctrica en desplazamiento de la
placa de choque proporcional a la intensidad de dicha señal eléctrica, veamos que él ancora
y la placa de choque son una sola pieza y están aislados del fluido hidráulico por un tubo
elástico delgado, en la figura se identifica con él numero 10.


Electromotor de mando


Amplificador hidráulico




Válvula principal con
corredera lineal




FIGURA 5.29

Principio de transformación de la placa de choque en magnitud hidráulica

La transformación de la señal eléctrica en desplazamiento de la placa de choque
consecuentemente fuerza hidráulica de salida, se da en el amplificador o segunda etapa, se
comienza excitando los electroimanes lo cual hace que él ancora rote y produzca un

158. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 147
momento sobre el tubo elástico de protección siendo este momento proporcional a la
magnitud de la rotación que a su vez es función de la magnitud de corriente eléctrica.


El desplazamiento de la placa de
choque debido a la torsión puede
ser a la derecha o izquierda, es la
que transforma la señal eléctrica en
hidráulica, el sentido de rotación es
dado por la polaridad de la señal
eléctrica en la alimentación con
FI Amplificador respecto al electroimán que puede
FIGURA 5.30 ser positivo o negativo.

Con I negativo al sur se creara la repulsión y la rotación será a la izquierda,
entrando positivo existe atracción y la rotación será a la derecha” las líneas de fuerza
siempre salen de norte a sur “. En síntesis, la transformación de la señal eléctrica en fuerza
hidráulica se da en la etapa 2 o amplificador, siendo los componentes principales de este
amplificador, la placa de choque, la válvula de flujo regulable y la válvula de flujo
constante.

Las válvulas D1 de flujo constante que se encuentra en el diseño son accionadas por la
presión piloto Pt, al pasar el fluido por estas válvulas experimenta una caída de presión PA
y PB en cada lado, esta caída de presión es función de la sección de paso, si las secciones
de paso fueren iguales como en el caso de las válvulas de flujo constante D2 Tendremos,
PA = PB. En las válvulas de D2 del flujo variable, la sección de paso sé varia con la placa
de choque P, desplazándose la placa de choque sé varia la distancia d de esta placa a las
válvulas de flujo variable, por ejemplo si por la torsión a consecuencia de la intensidad de
corriente se desplaza la placa a la izquierda la distancia a D2 se hace menor y de la derecha
mayor variando las presiones de manera inversa, menor sección mayor presión o viceversa
“PA aumenta y PB disminuye “. Esta diferencia de presión P se utiliza como señal o
elemento de fuerza de las cámaras o parte posterior de la válvula principal que desplaza la
corredera estableciendo o cortando la comunicación del fluido los elementos hidráulicos
del consumo.

Las válvulas D1 están calibradas de forma tal que la diferencia de presión P sea lineal en
función de la corriente eléctrica. Intensidad grande presión grande consecuentemente
fuerza en el desplazamiento de la corredera, para el funcionamiento de esta válvula la
alimentación del fluido piloto se realiza por la conexión P, antes de llegar a la válvula fija y
válvula de flujo variable el aceite es filtrado por el elemento 7

Estas válvulas como todas son centradas por los resortes y cuando no existe señal eléctrica
I = 0 en estas condiciones la placa de choque esta centrada, en consecuencia las presiones
entre las válvulas fijas y regulables son iguales y sobre ambas caras de la corredera actúa la
misma presión en esta situación las conexiones A y B están interrumpidas entrando al
concepto de sistema abierto, para dar inicio al funcionamiento debe darse una señal
eléctrica de manera que la placa de choque se desplace.

159. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 148

VÁLVULA PROPORCIONAL

Tipos de válvulas proporcionales

a) Válvula proporcional de dirección.
b) Válvula proporcional de presión.
c) Válvula proporcional de flujo.

a) Válvula proporcional de direccional

Son aquellas que nos permite realizar programas, controles automáticos, reducción y
aumento de presiones y caudales de acuerdo a las necesidades, igualmente nos permiten
controlar diferentes sentidos de movimientos o inversiones de marcha de los actuadores,
aceleraciones y desaceleraciones, todo mediante botones de contacto, válvulas fin de curso
proporcionales , programas, PLCs “ en síntesis son utilizados donde se requieren alta
(presición) en la operación y control de flujo, son fabricados con tableros electrónicos con
posibilidades de ligación directa en microprocesadores o microcomputadoras, pude ser
directamente operadas o preoperadas”.

Características técnicas

Presión de servicio hasta 350 Kg. /cm2.
Caudal hasta 1600Lt/min.
Tamaño nominal de 10- 32.
Tiempo de respuesta extremadamente rápida.
Los componentes de la válvula proporcional son:

a) Válvula piloto
b) Válvula principal

En este tipo de válvula, los programas, controles automáticos, controles de
desplazamientos de, velocidad, aceleración y desaceleración del actuador, es hecho por el
dispositivo que es la válvula piloto, la misma que hace parte de esta válvula proporcional y
trabaja mediante señales eléctricas. En función de la intensidad de la señal eléctrica nos da
diferentes magnitudes de alimentación del fluido hidráulico a los diferentes actuadores del
circuito consecuentemente aceleración y desaceleración.

Válvula piloto

La válvula piloto esta compuesta por los electroimanes proporcionales 6 y 7, son
electroimanes de corriente continua a baño de aceite o húmedos que transforman una señal
eléctrica en una fuerza hidráulica proporcional a dicha señal eléctrica entre sus
componentes también están los émbolos pilotos 4 y 5 y los electroimanes a y b de
excitación. La válvula principal es una direccional y esta compuesta por la carcaza 8,
corredera principal 9 y resortes de centrado 10 y 11, cuando la señal eléctrica es cero las

160. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 149
dos cámaras 12 y 13 de la válvula principal están descomprimidas y a través de los
émbolos pilotos el fluido va hacia el tanque por el canal interno de pilotaje x o y

Principio de funcionamiento

Excitando el electroimán b, él embolo piloto izquierdo 4 se desliza hacia la derecha
permitiendo que el fluido liquido de la línea piloto “ interno del canal P externo del canal
x” se dirige a través de las perforaciones longitudinales hacia la cámara 12. En la cámara
actúa una presión que depende de la fuerza del electroimán, esta presión proporcional ala
corriente eléctrica empuja a la corredera contra el resorte 11 con una presión que depende
de la fuerza del electroimán “mayor fuerza del electroimán > presión > mayor
desplazamiento de la corredera” de esta manera se consigue un caudal que es función de la
intensidad de la corriente eléctrica.

Las válvulas proporcionales pueden ser equipadas con un compensador de presión a objeto
de lograr un caudal independientemente de la caída de presión en la sección de
estrangulamiento o de paso.























FIGURA 5.31

El retorno del embolo de la corredera de la válvula direccional a su posición central se da
por la acción de recuperación de los resortes, cuando I = 0 independientemente de la
presión piloto.

Circuito hidráulico con válvula proporcional para

161. Sistemas Hidraulicos_______________________________________________________ 150
Frenagem controlado de maquinas lijadoras o sopladoras


FIGURA 5.32



FIGURA 5.33

162. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 151

Capítulo VI

PROYECTOS HIDRÁULICOS

6.1 Elaborar un proyecto hidráulico o neumático consiste en diseñar el circuito
hidráulico o neumático en función de nuestras necesidades, procesos de producción
industrial o proceso de prestación de servicios consiste en dimensionar el diámetro del
o de los actuadores cilíndrico y diámetro del hazte, espesura de las paredes de los
actuadores; que pueden ser cilíndricos, rectangulares u otros, fuerzas de avance y
retorno, velocidad de avance del hazte, velocidad de retorno, diámetro y espesura de las
tuberías, seleccionar las tuberías en función de la presión de trabajo, determinar la
perdida de carga, distribuidas y localizadas, seleccionar las válvulas direccionales o
distribuidores, censores, llaves fin de curso hidráulicas, eléctricos, neumáticos y
temporizadores, todo ello en función del proceso “manual o automático”, determinar la
potencia, tipo y capacidad volumétrica de la bomba, potencia del motor que acciona a la
bomba, seleccionar el o los motores hidráulicos o neumáticos cuando se requiere torsión
o par movimientos de rotación o sincronización de movimientos, finalmente prever la
seguridad, accesibilidad para el mantenimiento y manual de operaciones.

6.2 RECOMENDACIONES TÉCNICAS

a) El fluido hidráulico debe obedecer a la norma DIN 51524 y DIN 51525,
caracterizado por las letras H-L y H-LP, la temperatura de trabajo del aceite debe estar
dentro el rango de 0º a 80ºC máximo o aceites caracterizados con las letras H-LP y
H.E.D. Aceite Ester fosfato para trabajos a temperatura superiores a 150ºC, para
sistemas neumáticos el aceite utilizado es de ISO VG32.

b) Las velocidades del fluido hidráulico deben ser:

-Tubos de succión o aspiración
mínimo 0.5 m/s
máxima 1.5 m /s
-Tubos de presión hasta100 kg /cm2
mínima 2m /s
máxima 4 m/s
-Tubos de presión hasta 315 Kg /cm2
mínima 3 m/s
máxima 12 m /s
-Tubos de retorno
mínima 2 m/s
máxima 4 m /s
c) En los proyectos hidráulicos y neumáticos debe observarse que él hazte de los
actuadores cilíndricos u otros no sea cargado con fuerzas transversales, siendo el
recorrido del hazte grande debe verificarse su pandeo mediante la formula de Euler o
diagramas, para la verificación del pandeo los mismos que están dado en función de la
fuerza que debe ejercer el hazte del actuador.

163. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 152
N
F
c trabajode maxima carga ;
L N
E I
F
2
2






Donde:

F = Fuerza que soporta él hazte dado en Kg
I = Momento de inercia dado en cm 4
E = Modulo de elasticidad cuyo valor es de 2.2 *10
6
Kg. /cm
2
L = Longitud del hazte en cm
N = coeficiente de seguridad que varia entre 2.5 a 3.5

El pandeo se produce cuando la tensión máxima o fuerza que ejerce del hazte es mayor
al limite de fluencia del material, es necesario enfatizar que él hazte de los actuadores
generalmente están sometidos a esfuerzos de tracción y compresión

d) La instalación de los filtros.

1.- Debe ser de tal manera que no dificulte el trabajo de limpieza o signifique
interrupción del funcionamiento de la instalación.

2.- Los filtros por otra parte deben ser adecuados para su correcta retención de
impurezas, para bombas de engranaje las líneas de retorno se utilizan filtros con
capacidad para retención de impurezas hasta 25 µm, para las líneas de presión los
filtros tienen una capacidad de retención de 10µm y para las líneas de succión de 30
µm, siendo menores estos valores cuando en la instalación se utilizan bombas de
pistones. La selección de los filtros debe sujetarse a la norma ISO 4406, esta norma nos
permite el control de contaminantes en tamaño y cantidad de las partículas en función
de la sensibilidad de un determinado sistema o equipo que es función de las tolerancias
y precisión con la que se fabrican. En síntesis, el nivel de filtrado depende del tipo de la
bomba y de la presión de trabajo, el fabricante generalmente recomienda el grado de
filtrado para el adecuado funcionamiento, a mayor presión mayor debe ser la capacidad
de filtrado, para sistemas neumáticos los filtros dependen de la calidad del aire
comprimido que se requieren, estos filtros al margen de retener partículas sólidas
también deben retener líquidos de agua y aceite.

f) Intercambiadores.- Los intercambiadores de calor enfriados con agua, son utilizados
sobre todo para sistemas de funcionamiento continuo, o cuando la temperatura de
funcionamiento pasa los 80 ºC. Para su dimensionamiento o selección debe considerarse
la temperatura del aceite, la temperatura de entrada del agua, y la temperatura del
ambiente. Para sistema Neumático también existe intercambiadores de calor
generalmente conocidos como enfriadores posteriores, dependiendo del tipo de
compresor utilizado y generalmente las instalaciones tienen secadores de aire y no
enfriador posterior.

164. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 153
g) Tanques.- La función del depósito o tanque es la de almacena el fluido hidráulico,
almacenar una cantidad suficiente como para alimentar de aceite a los actuadores y
garantizar también una reserva mínima en el circuito.
Los tanques de aceite o reservorios industriales estacionarios deben ser instalados
generalmente fuera del cuerpo de la maquina, de tal forma que exista facilidad para su
llenado, se ha establecido que reservorios con hasta 4000 lts. sean rectangulares y
encima de ese volumen sean redondos, la capacidad de ellos debe ser proyectada para
un mínimo de 3,5 a 5 veces el caudal de la bomba. Internamente debe ser protegida
contra la oxidación y consecuentemente corrosión, con una tinta generalmente de
cromato de zinc, esta protección debe ser hecha previa limpieza de todas las impurezas
internas que puede existir, igualmente debe ser instalado en los tanques un indicador de
nivel.

El tubo de succión debe quedar 100mm encima de la base del tanque, la línea de
retorno no debe estar cerca de la línea de succión. Los tanques de aceite para
instalaciones móviles deben tener un volumen, V = 1.2 a 1.5 (Q/3 + Q) + 10 a 15% de
espacio para la cámara de aire, Q/5 se utiliza solamente en casos que se tenga problemas
de espacio en su instalación.

h) Tuberías.- Las tuberías del sistema hidráulico que son, las de succión, presión y
retorno, deben ser sin costura, neutralizadas “tratadas”, generalmente vienen sus
extremidades cerradas con tapas de plástico. Las características del material están
conforme a la norma DIN 1629 siendo un ejemplo el ST 35 NBK, los diámetros más
comerciales son los de 10, 14, 16, 20, 30, 38 mm. Las tuberías de succión se
recomienda sean lo mas rectas y cortas que se puedan, y se debe tener cuidado que sus
uniones estén perfectamente selladas a objeto de evitar la entrada de aire al sistema
hidráulico. Comercialmente es muy común encontrar estos tubos negros trefilados en
frió con las características de:

- SCHED 90 para presiones de hasta 80 bar
- SCHED 80 para presiones de hasta 200 bar
- SCHED 180 para presiones hasta de 700 bar

i) Mangueras Flexibles.- Las mangueras flexibles son construidas con trenzado de
alambre de acero que se las identifica conforme se a indicado con la norma DIN SAE y
la Norma Europea EN83 y ellas son.

SAE 100R1, SAE100R2.
EN83, Tipos 1ST, 2ST, 1SN, 2SN.

n) El proyectista debe considerar que las tuberías tienen que soportar choques
hidráulicos “golpes de arietes”, por lo que es conveniente sean suficientemente
resistentes. En instalaciones Neumáticas no se considera este fenómeno.

165. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 154
EJEMPLOS DE PROYECTO HIDRÁULICO

Dimensionar un circuito hidráulico de comando o accionamiento mecánico que trabaje
con 2 actuadores cilíndricos de doble efecto, siendo el consumo de los mismos 30
lts/min., el hazte recorre 20 pulg. en 4 seg. Considere la presión disponible 150 kg/cm
2

en la fase de avance.

Datos:

Q = 30 lts/min = 30000 cm
3
/min.
L = 20” = 50.8 cm.
T = 4 seg.
P = 150 kg/cm
2

V = L/T = 50.8/4 = 12.7 cm/seg.


a) Calculo del diámetro de los cilindros:
4
2
D
A


 ; 
2
4
A
D

AVQ  ; 2
37.39
607.12
000.30
cm
V
Q
A 



cmD 5
1416.3
2
37.39
4



b) Calculo de la fuerza de avance:
Kg
A
P
A
PF
a 475.2657275.29575.2952
2
10.0
2




c) Calculo de la fuerza de retorno:
rrr APF  FIGURA 6.1






?
0.00 Bar

166. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 155

d) Calculo de la presion de retorno: r
ra
r
A
FF
P



)(
4
22
dDA
r 

222
75.15)22.25(
4
1416.3
cm


Donde:

d= Diámetro del hazte se calcula en función de la carga que debe vencer el hazte en su
recorrido o fuerza de avance, la misma que viene dado en tablas o puede ser calculado
mediante formulas de la resistencia de materiales en el caso determinaremos en función
de la carga y por la tabla #3 tenemos 7/8” o 2.22 cm.


TABLA # 3
CARGA
RECORRIDO DEL HASTE EN
PULGADAS
EN KG 10 20 40 60 70 80 100 120
750 13/16 1.1/16
1500 11./16 15/16 1.3/16 1.3/8 1.1/2
3000 13/16 7./8 1.1/8 1.3/8 1.9/16 1.5/8 1.7/8
5000 1 1.1/8 1.5/16 1.9/19 1.3/4 1.7/8 2.1/8 2.3/8
10000 1.3/8 1.7/16 1.5/8 1.7/8 2 2.1/8 1.7/16 2.3/4
20000 2 2 2.1/8 2.3/8 2.1/2 2.5/8 2.7/8 3.1/4
40000 2.3/4 2.3/4 2.7/8 3 3 3.1/4 3.1/2 3.3/4
75000 3.3/4 3.3/4 3.7/8 4 4 4.1/8 4.3/8 4.1/2
150000 5.3/8 5.3/8 5.3/8 5.1/2 5.1/2 5.1/2 5.3/4 6


Diámetro del hazte
(en pulgadas)
2
/728.168
75.15
475.2657
cmkg
A
F
P
r
a
r 

rrrrr
rrr
APAPF
kgAPF


10.0
466.265775.15728.168

167. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 156

e) Calculo de los diámetros de las tuberías de presión, succión y retorno.

1. Tubería de succión:
Datos:

V = 1.5 m/s = 9000 cm/min
Q = 30 l/min = 30.000 cm
3
/min


Por otra parte: cm
A
D 06.2
1416.3
33.344





2. Tubería de Presión.
Datos:

V = 12 m/s = 72.000 cm/min
Q = 30 l/min = 30.000 cm
3
/min 4167.0
000.72
000.30

V
Q
A
cm
2
Por otra parte cm
A
D 728.0
1416.3
4169.044






Equivalente a un diámetro de 5/16”.

3. Tubería de Retorno.

Datos:

V = 4 m/s = 24.000 cm/min
Q = 30 l/min = 30.000 cm
3
/min
2
25.1
24000
000.30
cm
V
Q
A 


Por otra parte cm
A
D 26.1
1416.3
25.144







Equivalente a un diámetro de ½”.

168. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 157
f) Cálculo de la espesura de los cilindros, se calcula mediante la formula:
)(
2
200
mm
sP
k
D
e
i







Donde:

k.= Limite de fluencia del material dado en kg/mm
2
; para cilindros k = 36
kg/mm
2

Material ST52
P = Presión 168.728 kg/cm
2
.
s = Factor de seguridad 1.75.
Di = Diámetro interno 50 mm
)(4.1
2
75.1728.168
36200
50
mme 






g) Cálculo de la espesura de las tuberías, se calcula mediante la formula:
)(
)(2
cm
sP
DPs
e 






Donde:

s = Factor de seguridad cuyo valor es de 8 para los de succión y retorno y 4 para los de
presión.
P = Presión de trabajo del sistema.
D = Diámetro de la tubería.
δ = Tensión de tracción máxima cuyo valor es de 3500 a 5000 kg/cm
2
.

Tuberías de succión.

Datos:

P = 1 kg/cm
2

δ = 3.500 kg/cm
2

D = 2.059 cm
s = 8
)(0023.0
)18500.3(2
059.218
cme 




169. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 158
Tuberías de presión.

Datos:
P = 168.7 kg/cm
2

δ = 3.500 kg/cm
2

D = 0.7937 cm
s = 4 )(09.0
)7.1684500.3(2
7937.07.1684
cme 




Tuberías de Retorno.

Datos:
P = 0.3 P = 56.19 kg/cm
2

δ = 3.500 kg/cm
2

D = 1.26 cm
s = 8 )(09.0
)19.568500.3(2
26.119.568
cme 





Selección de la válvula direccional

Se dice selección debido a la diversidad y complejidad de válvulas que existen, tales
como mecánicas o manuales, hidráulicas, electro hidráulicas, dimensionarlas seria
difícil, teniendo el alcance de todo un proyecto de grado, por lo que hablaremos de
simple selección, se la hace con datos técnicos de catálogos del fabricante, el mismo que
nos indica las características de la válvula en función del caudal necesario, la presión de
trabajo y otros elementos característicos del sistema hidráulico.
En caso de que no se tenga ninguna especificación del catalogo sobre el caudal que deja
pasar debe adoptarse una válvula cuyo diámetro de sus conexiones sean igual o
inmediatamente superior del diámetro de la tubería donde se utilizara la válvula.
En nuestro proyecto se dice que el sistema hidráulico es de accionamiento manual y
trabaja con cilindros de doble efecto, por lo que se concluye que debe utilizarse válvula
direccional de comando mecánico 4/3 entrando al catalogo técnico con la presión de
trabajo y el caudal obtenemos válvula con las siguientes características.

Tipo X/WMM, TN10, Válvula que trabaja dentro de un rango de presiones de 315
kg/cm
2


PARÁMETROS DE SELECCIÓN DE UNA VÁLVULA DIRECCIONAL

1. Saber si el proceso es automático o manual.
2. Saber si los cilindros son de doble o simple efecto.
3. Saber la capacidad volumétrica de los elementos hidráulicos del sistema
(consumo de los actuadores).
4. Saber la presión de trabajo o el torque necesario.

170. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 159

CUADRO PARA LA SELECCIÓN DE VÁLVULAS DIRECCIONALES


TIPO DE VÁLVULA MANDO MANDO TIPO Qmax PRES. TAM
DIREC INDIR MAX
l/min. NOMI
De rodillo X WMM 14 315 5
De rodillo X WMM 30 315 6
De rodillo X WMM 80 315 10
Palanca manual X WMM 30 315 6
Palanca manual X WMM 80 315 10
Palanca manual X H- WMM 180 350 16
Palanca manual X H- WMM 450 350 25
Palanca manual X H- WMM 1100 350 32
Hidráulico X WH 80 315 10
Hidráulico X H-WH 180 350 16
Hidráulico X H-WH 450 350 25
Hidráulico X WH 1100 350 32
Electro imanes CA o CC húmedos X W 60 315 6
Electro imanes CA o CC húmedos X WE 100 210 10
Electro imanes de CC secos X W 100 210 10
Electro imanes de CC secos X WE 100 315 15
Electro imanes de CC húmedos X WE 100 315 10
Electro imanes de CC húmedos X WE 30 60 6
Electro imanes de CC húmedos X WEH 30 100 6

Protegidos contra explosión
Electro imanes de CC húmedos X WE 30 210 6

Protegidos contra explosión por baja tensión
Electro imanes de CC húmedos X WE 80 315 10

Protegidos contra explosión y ambientes salinos

171. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 160


Selección y cálculo de la potencia de la bomba

a) La selección es función de las necesidades del proyecto o de los procesos de
producción “presión, caudal constante o variable, condiciones de trabajo, capacidad
volumétrica es función del consumo de los actuadores hidráulicos, función de las
necesidades de combinación, bomba-motor hidráulico, de las necesidades de obtener
torques o potencia constante o variable”.
b) La potencia depende del tipo de la bomba, características constructivas y del ajuste
entre sus partes móviles, siendo las más importantes la potencia teórica y la potencia
real absorbida.

Potencia teórica

CVCV
QP
N
ts
t
112.11
450
307.168
450








Ps = Presión de salida en kg/cm
2
.
Qt = Caudal teórico calculado de la bomba l/min.

Potencia absorbida por la bomba
CV
N
N
m
t
ab 12
92.0
11




nt , rendimiento total de la instalación se obtiene considerando el rendimiento de la
bomba, los actuadores, perdidas en tuberías, válvulas restricciones y es del orden de
80%.

El pedido de compra de la bomba al igual que los otros elementos sea hecho mediante
código, el caudal se considera en cm
3
/rot. “llamado desplazamiento o volumen
geométrico”, y esta dado mediante la formula: 1000
**
vg
nV
Q


rotcm
n
Q
V
v
g
/
1000
3






También es necesario verificar el momento de torsión para seleccionar el tipo de eje ya
sea cilindro o cónico y esto se verifica mediante la siguiente formula.
kpm
PV
M
mv
g
t 



1000
62.1

172. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 161
Para actuadores rotativos “motor hidráulico” el volumen de aceite adsorbido se calcula
usando la siguiente formula: rotcm
nQ
V
nV
Q
ab
v
g
v
g
ab /
1000
;
1000
3









kpm
pV
M
mvg



1000
62.1 

La potencia se calcula de la formula:
Kw
PQM
CV
tt





600975




Calculo del intercambiador.

Datos:

Q = 30 lt/min = 1800 lt/h.
t.1 = 80°C (entrada del aceite).
t.2 = 35°C (salida del aceite).
γ = 0.9 kg/lt (peso especifico del aceite).
Cp = 0.5 kcal/Kg (calor especifico).

Es común la utilización de sistemas en contra corriente por la eficiencia en la
refrigeración.


1. Calculo de la potencia térmica.

Pt = V1 x Cp x ∆t x γ

Pt = 1800 x 0.5 x 45 x 0.9 = 36450 kcal/h

2. Calculo de la diferencia media logarítmica de temperatura.












0
1
01
ln
....
T
T
tt
TLMD

66.29
15
50
ln
1550
.... 







TLMD

173. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 162
3. Calculo del coeficiente de transmisión del calor.



eii
e
hdh
d
U
1
1
300 a 400 kcal / hm
2
°C

Este coeficiente de transmisión de calor para los aceites es de 300 a 400 kcal/hm
2
°C.
Donde:

de = Diámetro externo en mm.
di = Diámetro interno en mm.
hi = Coeficiente de película interior o coeficiente de transmisión por convección
interna kcal/hm
2
°C.
he = Coeficiente de película exterior o coeficiente de transmisión por convección
externa dan en kcal/hm
2
°C.
k = Coeficiente de conducción del material.
fi = Factor de incrustación de suciedad en kcal/hm
2
°C

4. Calculo del número de tubos.
nldS
e

De donde
8327.82
1012.01416.3
1.3
1





ed
S
n

Tubos

5. Calculo de la capacidad volumétrica del tanque

En instalaciones estacionarias estos tanques deben ser proyectados mínimo de 3.5 a 5
veces la capacidad volumétrica de la bomba dado en lts/min para el presente caso
tendremos:

V = 5 x 30 = 150 lts

En instalaciones móviles se recomienda calcular el volumen del tanque por la formula:

V = 1.2 a 1.5 (Q / 3 + Q) + 15%

6. Características del aceite

El aceite hidráulico a utilizar es el H-L DIN 515224 equivalente al LUB-AOH48
producido por Y.P.F.B.

174. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 163
CALCULO DE LAS PERDIDAS DE CARGA O ENERGÍA

La determinación de las perdidas de carga o energía es importante debido a que, en todo
proceso de producción significa perdidas de productividad, imprecisión en procesos de
automatización.

TIPOS DE PERDIDA DE CARGA O ENERGÍA

a) Perdidas distribuidas y localizadas.
b) Perdidas debidas a la viscosidad del fluido.
c) Perdidas debidas a las fugas internas y externas.

a) Pérdidas distribuidas y localizadas.- Las pérdidas distribuidas y localizadas,
internas y externas debe merecer especial atención debido a que ellos nos ocasionan
problemas en el funcionamiento del sistema hidráulico y pérdidas de productividad e
imprecisión en procesos automáticos, estas perdidas distribuidas y localizadas se
determinan a partir del teorema de Bernoulli, este análisis indica que las perdidas por
fricción del fluido en su movimiento es responsable por la degradación de la energía
mecánica, por lo que la ecuación de Bernoulli deducida a partir de la interpretación
geométrica y el análisis de las energías es:
p
g
V
g
Vdp
zz
P
P










1
2
22
2
2
2
1
21



Siendo ∆p, perdida de energía por unidad de peso del fluido. Desarrollando de tiene:
p
g
V
g
Vpp
zz 


















22
2
2
2
121
1

p
g
Vp
z
g
Vp
z 
22
2
22
2
2
11
1



De la que concluimos que la energía disponible en una sección cualquiera delante del
punto 1 se conserva, es igual a la energía existente en la sección anterior disminuida de
aquella que fue perdida entre esos puntos, considerando que V1 = V2, y la de la sección
transversal a lo largo de su recorrido obtenemos la formula universal de la perdida de
carga conocida como la educación de DARCY-WISSBACH, dado por:
gd
Vl
fp
2
2



, y las otras


Ecuaciones ya conocidas para el cálculo de las pérdidas distribuidas en función de la
variación de la energía cinética y el coeficiente de fricción “f”.

175. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 164
b) Pérdidas debido a la viscosidad del fluido líquido.- La utilización del fluido
líquido de viscosidad adecuada es importante debido a que la viscosidad se opone al
movimiento de las partículas, esa resistencia ocasiona perdidas de energía mecánica.

c) Pérdida de carga o energía debido a fugas internas y externas.-

a) Perdidas por fugas internas, estas perdidas se dan a consecuencia de la variación
de la viscosidad del fluido, por el desgaste interno de las piezas, por sellos o
retenes inadecuados, por presiones superiores al régimen del trabajo del sistema.
Estas perdidas no hacen que el sistema pierda aceite, el aceite regula por el
interior de ella.
b) Perdidas por fugas externas, se dan por fugas a través de retenes, mangueras,
tuberías mal ajustadas, sellos, o’ring, retenes de cilindros, estas fugas de margen
de significar perdidas de potencia o capacidad productiva son las más
perjudiciales debido a que contamina el sistema y aumenta el riesgo de averías,
estas dos ultimas se evitan con la selección adecuada del aceite, operación y
cuidados de mantenimiento.
La perdida de carga por fricción en tuberías también se calcula con la formula.
4
*
***
r
LZVk
P




Donde:
P
= perdida de presión dado en K/cm
2

k = coeficiente de fricción = 0,00815
V = caudal del aceite dado en L/s
Z = viscosidad cinética del aceite 60 (c.s.t.) a 50ºC
L = longitud de la tubería
r = radio de la tubería

Las perdidas localizadas tales como en empalmes en T, codos de 90º, se calcula
mediante la formula.
f
Dk
L
e
*



Donde:

Le= longitud de la tubería equivalente dado en mts. k
= sumatoria de coeficiente de perdida
D = diámetro interior de la tubería
f = coeficiente adimensional de fricción
k = 1,8 coeficiente de perdida para empalme
k = 0,9 coeficiente de perdida para codo de 90º

176. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 165
Determinación de las pérdidas de carga.

Determinar las perdidas de carga o energía localizada y distribuida y en que porcentaje
influye en la presión

DATOS
Q = 10 l/min = 0.167 l/seg.
P = 150 kg/cm
2
ν = 0.4 cm/seg
γ = 0.9 kg/litro


















FIGURA 6.14



SOLUCIÓN

1. Determinar el régimen en que circula el fluido, en las tuberías de 1”, L = 170 m.

23202.206
4.054.2
167.012731273




d
Q
N
R


“régimen laminar”

2. Determinación del coeficiente de fricción “f” en tuberías de 1”.
306.0
2.209
6464

RN
f

177. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 166
3. Calculo de la perdida de carga de „‟ΔP‟‟.
gD
VLf
p



2
2
AVQ  ; A
Q
V 81.921054.2
33.0170306.0
2
2




p
 
22
3
2
254.0
min
104
4
dm
dm
d
Q
V




mp 293.11 segdm
mdm
V
60
min1
10
1
min
35.197 
smV /3289.0

4. Determinación del coeficiente de fricción “f” en tuberías de ½”, L = 150 m.
2320488.418
4.027.1
167.012731273







d
Q
N
R


“régimen laminar”.

5. Determinación del coeficiente de fricción:
1529.0
483.418
6464

RN
f


6. Cálculo de la pérdida de carga Δp:
gd
VLf
p



2
2

81.921027.1
317.11501529.0
2
2




p



Δp = 159.33m
 
segm
segdm
mdm
dm
dm
d
Q
V /317.1
600
5.790
60
min1
10
1
min
5.790
127.0
min
104
4
22
3
2






7. Calculo de perdidas de carga en accesorio.-

Se calcula en función de la energía cinética y es dado por ΔP = f x V
2
/2g.

178. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 167
8. Perdidas de carga en codos estándar de 90° y media pulgada.-
g
V
fP
2
2


tFf 30


f: Coeficiente de fricción a determinarse.
Ft : Coeficiente de fricción en el codo o zona de turbulencia, se calcula en función del
diámetro y es dado por la tabla a seguir.

FACTORES DE FRICCIÓN PARA ACCESORIOS
“CODOS”

Ø(mm) 12.7 20 25 32 40 50 65 80 100 125 150 200 250 300 400 450 600
Ø(mm) 1/2" 3/4. 1 1.1/4 1.1/2 2 2.1/2 3 4 5 6 8 10 12 16 18 24
Ft 0.027 0.025 0.023 0.022 0.021 0.019 0.018 0.018 0.017 0.016 0.015 0.014 0.014 0.013 0.013 0.012 0.012

f = 30Ft = 30 0.027=0.81
mt
g
v
fP 07.0
62.14
4.1
81.92
317.1
81.0
2
22





9. Calculo de la perdida de carga en ampliación gradual de ½ a 1”.






FIGURA 6.15
θ = 60°
Para: ;452/    
4
2
2
12/
6.2

 

sen
f
 0625.05.0
254.0
127.0 4
2
14





  
6.10
0625.0
562.0454.0
6.2 f

06.0
62.19
33.0
6.10
2
22
2

g
V
fP
mt

179. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 168

10. Calculo de la perdida de carga para codos diámetro 1”.
g
V
fP
2
2



f = 30Ft = 30 x 0.023 = 0.69
0038.0
62.19
108.069.0
81.92
3289.0
69.0
2




P
mt.

11. Calculo de la perdida de carga en la reducción gradual de 1 a ½”


FIGURA 6.16
θ = 60°
Para: θ ≤ 45°;     
36.4
0625.0
272.0
0625.0
)75.0(454.0
8.0
12/
8.0
4
2




sen
f

0625.0)5.0(
254.0
127.0
4
2
14




385.0
62.19
317.1
36.4
2
22
2

g
V
fP
mt

12. Calculo de la perdida carga total
142.171
Ldt ppP
mt

13. Transformación de la presión inicial de trabajo establecido a metros.

Pi = 150 kg/cm
2
; γ = 0.9 kg/dm
3

67.1666
1
10
9.0
1
100
150
3
33
3
2
22
2




m
dm
dm
kg
m
cm
cm
kg
p
i

mt
53.1495142.17167.1666 
t
if
P
pp

mt

180. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 169

14. Transformar la presión de 1495.3 m a kg/cm
2
.
22
2
2
33
3
100
1
1
10
9.03.1495
cm
m
m
dm
dm
kg
mp
t



pt = 134.6 kg/cm
2


“Presión final de trabajo, la misma que debe ser tomada en cuenta si se desea que la
presión inicial de trabajo se mantenga en 150 kg/cm
2
.

15. Comparación porcentual.
2.10100
6667.1666
142.171

%

De pérdida de presión o energía mecánica.

1.-TRAYECTO DE UN ELEVADOR HIDRAULICO PARA UNA ESTACION DE
SERVICIOS

Datos iniciales para el dimensionamiento.-
 Recorrido del hazte = 200( Cm )
 Tiempo = 50 ( Seg )
 F = 5000 ( Kgf )
Esquema del circuito hidráulico.-



















FIGURA 6.2 ?
0.00 Bar
?

181. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 170

Calculo diámetro del hazte.- El hazte se puede obtener de dos formas una de tablas la
cual depende de la carga y del recorrido, otra por resistencia de materiales haciendo el
calculo del pandeo del hazte.

En este tipo de circuitos hidráulicos es aconsejable calcular el diámetro del hazte por
pandeo ya que el cilindro principal esta verticalmente acomodado.

Calculo: Para este caso donde tenemos un extremo libre y el otro articulado se calcula el
pandeo de la siguiente forma:

Le = 2* L = 400 (cm) Esbeltez mecánica: λ=√ (E*π
2
)/σp

P = 5000 Kgf Admisible: λg = π√ (E/0.8*Re)


Con la formula de Euler si: λ ≤ λg

P = (E*I*π
2
)

/ L
2
e


Con la formula de Telmazer si: λ ≤ λg

P= d
2
* π
2
*((Le/4)-0.62* λ)/4*N
Calculo:

λ = √(E* π
2
)/ σp = λ = √(2.2*10
6
*3.14
2
)/2450 λ = 94.14
eR
E
g
*8.0
*

= 1235*8.0
10*2.2
6
g = 2459.148g
Usamos la formula de tetmazer, por que g

Despejando el diámetro:








 62.0
4
*
*4*
eL
NP
d
= 







14.94*62.0
4
400
*
5.3*4*5000

d
cmd 13.23


Obtenemos un diámetro de hazte  d = 23.5 (cm)

Con esta tabla de especificaciones de la fábrica chiaperini pudimos comprobar que el
diámetro encontrado por pandeo es el correcto.

182. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 171
Calculo del diámetro del cilindro.-






















Para elevadores hidráulicos se tiene una relación para el cálculo del diámetro del
cilindro que están en función del diámetro del hazte que es:

D/d = 1.2

Ya teniendo el diámetro del hazte ( d ), podemos calcular ( D ):

D = 1.2*20.2 (cm)
D = 28.2 (cm)

Calculo del área transversal del cilindro.-

A = (π*D
2
)/4= (3.14*28.2
2
)/4=625 (cm
2
)

Calculo de la velocidad de la salida del hazte.-

Teniendo como datos (L) y (T) podemos calcular la velocidad:

V = L/T =200/50 =4 (cm/seg)




MB-E 3TH / 8
PLUS
MB-E 4TH / 10
PLUS
CJ-E RF / 10
CJ-E 3th / 8
CJ-E 4th / 10
CJ-E 7th / 12
CJ-E 15th / 1212
CJ-E 21th / 121212
Modulo Capacidad
de Carga
Pistones
Nº Diametro
1.000
2.000
3.000
4.000
5.000
7.000
15.000
21.000
1
2
3
1
1
1
1
2
6"
4"
6"
8"
8"
12"
12"/12"
12"/12"/12"
Especificacion de Elevadores

183. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 172
Dimensionamiento del sistema hidráulico de una volqueta para 12 m
3
de capacidad
de tolva:

1. Diseño del circuito electro – hidráulico





















FIGURA 6.3



2. Dimensionamiento de los elementos

Datos de entrada:

L = 6 m
B=2.6 m
P = 156960 N (peso de la carga mas peso de la tolva)
Realizando el análisis de fuerzas que actúan en la tolva: ?
0.00 Bar
??
R1
UP
STOP
R1
R1R1
S1
R2
S2
DOW N
STOP
R2
UP STOP DOW N 21 21
Bomba unidireccional de cilindrada fija con un eje

184. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 173

FIGURA 6.4

∑MA = 0 ∑Fy = 0
FxL – Px(L/2)= 0 Ry + F – P = 0
F = (156960x3)/6=78480[N] Ry = P - F
F = 8 [Ton] Ry = 156960 - 78480
Ry = 78480 [N]
a) Calculo del actuador (Cilindro telescopico)

Para poder usar el catalogo de “HINEUMAJ”(Tablas 1 y Grafico 1),
necesitamos conocer dos datos, la fuerza que se precisa y la carrera del cilindro
(Stroke).
Entonces procedemos a calcular dichos datos.
La fuerza necesaria que nuestro actuador necesita para garantizar que F = 8 [Tn].
Para encontrar la carrera de nuestro cilindro lo hacemos por medio de simple
geometría:

FIGURA 6.5

Del triangulo: (por la ley de cósenos)

h
2
= 2L
2
- 2L
2
cos60
h = 6 [m]

185. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 174
Observando el grafico N
o
1 en el eje de las coordenadas encontramos la fuerza en [Tn]
FIGURA 6.6

Para F = 10 [Tn] nuestros posibles diámetros ØT[mm] (diámetro de la primera etapa del
cilindro) son varios desde ØT = 68[mm] hasta ØT =147[mm] (contorno moderado)
representados por las rectas de color rojo, pero ahora también debemos tratar de hacer
cumplir la carrera h = 6 [m], para esto usamos la tabla N
0
1 donde lastimosamente
notamos que el fabricante no construye cilindros con este tamaño de carrera 875 [cm] o
8.75[m] que seria el inmediato superior a h = 6[m] y además cumple el rango de
diámetros que interceptan con nuestra fuerza F = 10[Tn] . Por tanto escogemos este
cilindro.

186. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 175


Ahora podremos determinar la presión de trabajo que se extrae del grafico 1
proyectando la intersección de la fuerza con la recta del diámetro escogido, que en
nuestro caso es P = 153 [bar]

REFERENCIA Y Y CARRERA
A B C D E F G M vol00 H I B 1 2 3 4 5
294 100 - 183 45 61 390 26 25 98 25 293 30 25 80 16X1,5 1 10,4
295 100 - 338 45 61 500 26 25 98 25 348 30 25 80 16X1,5 1,3 12,3
296 107 - 399 45 61 620 26 40 100 40 409 30 25 80 1 2 1,6 15,1
297 100 - 419 45 61 700 26 40 100 40 449 30 25 80 1 2 2 16,3
298 107 - 499 45 61 820 26 40 100 40 509 30 25 80 1 2 2,1 18,2
201 107 - 496 61 76 595 31 45 115 45 406 30 25 95 1 2 2,5 23
202 107 - 496 61 76 295 26 45 115 45 506 30 25 95 1 2 3,3 26
203 107 197 589 68 88 950 36 45 128 45 594 40 30 108 1 2 5,1 40
204 107 154 584 88 107 930 36 45 148 45 589 40 30 128 1 2 7,8 41
305 110 - 283 45 61 76 570 26 45 115 45 293 30 25 95 1 2 1,9 15,4
306 110 - 399 45 61 76 910 26 45 115 45 409 30 25 95 1 2 3,1 20,8
307 110 200 391 61 76 91 875 31 45 128 45 406 30 25 108 1 2 4,5 26
308 110 200 454 61 76 91 1060 36 45 128 45 460 30 30 108 1 2 5,5 30,1
310 110 200 413 68 88 107 895 36 45 148 45 418 40 30 128 1 2 6,2 37
311 110 200 502 68 88 107 1160 36 45 148 45 507 40 30 128 1 2 8 45
312 110 200 548 68 88 107 895 36 45 148 45 553 40 30 128 1 2 9 49
313 110 200 540 88 107 126 1160 36 45 170 45 545 40 30 150 1 2 12,6 55
314 110 200 494 88 107 126 1300 36 45 170 45 499 40 30 150 1 2 11,2 52
315 110 200 579 88 107 126 1260 36 45 170 45 584 40 30 150 1 2 13,8 58
316 110 200 - 88 107 126 1125 35 45 170 45 694 50 35 150 1 2 17 72
317 - 200 - 107 126 147 1380 45 50 198 50 699 50 35 178 1 2 23,2 99
445 103 203 394 45 61 76 91 1710 26 45 128 45 409 30 25 108 1 2 5 25
447 103 209 449 61 76 91 107 1670 36 45 148 45 464 30 30 128 1 2 8,4 40
418 103 - - 68 88 107 126 1190 36 45 170 45 346 40 30 150 1 2 7,7 43
419 103 203 497 68 88 107 126 1380 36 45 170 45 502 40 30 150 1 2 12,9 61
420 103 203 543 68 88 107 126 910 36 45 170 45 548 40 30 150 1 2 14,5 64
421 103 203 582 68 88 107 126 1520 36 45 170 45 587 40 35 150 1 2 15,8 71
451 103 203 - 68 88 107 126 1705 36 45 170 45 687 50 35 150 1 2 19,7 81
422 - 203 494 88 107 126 147 1470 45 50 198 50 507 50 35 178 1 2 17,6 77
423 - 203 579 88 107 126 147 1810 45 50 198 50 592 50 35 178 1 2 21,7 88
424 - 203 - 88 107 126 147 2250 45 50 198 50 702 50 35 178 1 2 27 103
425 - 203 - 107 126 147 170 2200 45 50 233 50 702 50 35 204 1 2 36 114
426 - 203 - 107 126 147 170 1760 45 50 238 50 592 50 35 204 1 2 29,5 116
429 - 203 - 107 126 147 170 2590 45 50 238 50 802 50 35 204 1 2 46 130
525 - 206 - 88 107 126 147 170 1805 45 50 38 50 510 50 35 204 1 2 25,8 104
526 - 206 - 88 107 126 147 170 2230 45 50 38 50 555 50 35 204 1 2 31,9 120
527 - 206 - 88 107 126 147 170 2780 45 50 38 50 705 50 35 204 1 2 39,9 140
528 - 206 - 88 107 126 147 170 2035 45 50 38 50 556 50 35 204 1 2 29 111

187. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 176
De la tabla 1 extraemos todas las dimensiones geométricas del cilindro según el grafico
N
o
2


FIGURA 6.7




Del grafico N
o
2 adoptamos el tipo de sujeción B = 391 [mm] (flecha azul) que
escogemos convenientemente.

b) Verificación del pandeo

Como se trata de un hazte telescopico de carrera muy larga hay que verificar que el
cilindro no falle al pandeo; para eso usamos la formula de resistencia de materiales:
F = (π
2
IE)/NL
2
I = Mr
2


I1 e I2 son de cilindros huecos, I3 es de cilindro macizo

Como el fabricante proporciona el peso total del cilindro (26[Kg]) asignamos un
porcentaje a cada cilindro para averiguar el peso:

 Al cilindro 3 le asignamos el 25% del peso total

188. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 177
M3 = 0.25 (MT) = 0.25 (26) = 6.5 [Kg]

 Al cilindro 2 le asignamos el 20% del peso total por ser mas delgado pero la
misma longitud.

M2 = 0.2 (MT) = 0.2 (26) = 5.2 [Kg]


 Al cilindro 1 le asignamos el 30% del peso total por ser macizo

 KgMM
T 8.726*3.03.0
1 

Calculando las inercias
 
4
2
2
33 9386
2
76
5.6 mmrMI 







 
4
2
2
22 2.4837
2
61
2.5 mmrMI 







 
4
2
2
11 3628
2
61
8.7
2
1
2
1
mmrMI 








Calculando fuerzas L

   

Kg
NL
IE
F 34.4466
393
10*2.29386.0
2
62
2
2
3 



cm6
156
434.4466
3
2
3  




Como el diámetro de la tabla es mayor al calculado con la formula del pandeo además
que este calculo es menor debido a que hay un espesor, entonces cumple el
requerimiento de presión sin pandeo.

   

Kg
NL
IE
F 6.2424
383
10*2.24837.0
2
62
2
2
2 





cm4.4
156
46.2424
2
2
2  



189. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 178

Igual que en el cilindro 3 el cilindro 2 cumple con los requerimientos

   

Kg
NL
IE
F 1918
373
10*2.23628.0
2
62
2
2
1 



cm9.3
156
41918
2
2
1  




También el cilindro 1 cumple con los requerimientos de pandeo.

c) Calculo del tiempo de extensión del cilindro

Teniendo los diámetros y longitudes de las tres etapas del cilindro, calculamos el
tiempo aproximado que tardara el cilindro en extenderse por completo, para esto
asumimos un caudal de 30 Lts/min.














s
mL
Q
3
000530.0
min
30




FIGURA 6.8

190. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 179
 Para la primera etapa del cilindro

s
V
L
t
s
m
A
Q
V
mrA
T
16.2
17.0
37.0
17.0
0029.0
0005.0
0029.0
2
061.0
2
1
1
1
1
1
2
22
12
11




















 




 Para la segunda etapa del cilindro

s
V
L
t
s
m
A
Q
V
mrA
T
6.4
11.0
38.0
11.0
0045.0
0005.0
0045.0
2
076.0
2
2
2
2
2
2
2
22
22
22




















 




 Para la tercera etapa del cilindro

s
V
L
t
s
m
A
Q
V
mrA
T
07.5
076.0
39.0
076.0
0065.0
0005.0
0065.0
2
091.0
2
3
3
3
3
3
2
22
32
33




















 




El tiempo aproximado que tarda el cilindro en extenderse será:
stttT
t 128.1107.56.416.2
321 

191. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 180
d) Calculo de los diámetros de las tuberías de presión, succión y retorno

i. Tuberías de succión

cm
A
D
cm
V
Q
A
cmL
Q
succ
succ
2
33.3*4*4
33.3
9000
30000
min
30000
min
30
2
3































min
90005.1
cm
s
m
V
succ

ii. Tuberías de presión

cm
A
D
cm
V
Q
A
cm
s
m
V
pres
pres
pres
26.1
25.1*4*4
25.1
24000
30000
min
240004
2



















e) Calculo del espesor de los cilindros

Se calculan con la formula de resistencia de materiales: ne
P

2


Cilindros de acero SAE 1045 







2
316445
cm
Kg
Kps







2
156
cm
Kg
P
Factor de seguridad n=2

 Para la tercera etapa del cilindro
mmee
ne
P
4
)
2
3164
(2
)6.7(156
2
33
3
3



192. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 181
 Para la segunda etapa del cilindro
mmee
ne
P
3
)
2
3164
(2
)1.6(156
2
22
2
2



 Para la carcasa
mmee
ne
P
C
C
C
5.4
)
2
3164
(2
)1.9(156
2
2




Comprobamos estos espesores con los del cilindro elegido
 cmemme 5.1157691
3233 

 cmemme 5.1156176
2122 

 cmemme
CCC 7.11791108
2 


f) Calculo del espesor de las tuberías
 sP
sP
e




2


i) Líneas de succión s = 8 para la línea de succión

 
mmcme
pres 8.338.0
150845002
21568






ii) Líneas de presión s = 4 para líneas de presión

 
mmcme
pres 11.0
156845002
26.11568





 
mmcme
ret 4.224.0
156845002
26.11568





Tomamos mmee
presret
4.2 porque s = 8 para la linea de retorno y asegura mas
espesor de la tubería.

193. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 182 

5
2
1
1088.5
81.92
076.0
20.0

 xP
g) Calculo de las perdidas



1) Pérdidas en la válvula direccional

Las pérdidas de carga en este tipo de válvulas es
pequeña llegando a considerarse despreciable.

2) Perdidas en la válvula estranguladora

Las perdidas en la válvula estranguladora porque solo
hace efecto cuando el fluido esta de retorno, por ende
cuando el hazte este de bajada la bomba ya no esta en
funcionando por que baja por si sola, por la acción del
peso de la tolva.

3) Pérdidas localizadas
Estas perdidas se dan en los codos, restricial, válvulas
y otros, se calcula em funcion de la ecuacion de Darcy
Weissbach y la ecuacion es dado por la formula:

∆P1 = f(V
2
/2g)










FIGURA 6.9

d/D 0.10 0.32 0.45 0.55 0.63 0.71 0.78 0.84 0.90
f 0.50 0.47 0.42 0.38 0.34 0.30 0.25 0.20 0.09
83.0
91
76

D
d
Aproximando a la tabla 0.84

Para 0.84  f = 0.20

194. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 183
 Disminución de la primera etapa a la segunda

80.0
76
61

D
d de la misma tabla para 0.80

Para 0.84  f = 0.20


4
2
1
1023.1
81.92
11.0
20.0

 xP


4) Pérdida en las tuberías


26.102.1
3012731273

dv
Q
N
R














s
cm
s
mm
v
22
26.1126
21.29715
RN


2
4
1
104.2
3164.0

 x
N
f
R

 

mx
x
dg
fLv
P
5
222
1 1078.2
8.902.12
076.04104.2
2





Las perdidas totales serán las sumas de las perdidas parciales:

mxxxxP
T
4645
1008.21037.11023.1108.5





 










22
2
2
3
3
4
5
100
1
1
10
1
9.0
1008.2
cm
Kg
cm
m
x
mm
dm
x
dm
Kg
xmxP



2. PROYECTO DE UNA CIZALLA HIDRAULICA

FUNDAMENTO TEORICO

Antes de fabricar una pieza de lámina metálica se saca una pieza bruta de
dimensiones adecuados a partir de una lámina grande, mediante el cizallamiento,
corte o troquelado, donde la hoja se corta a esfuerzos cortantes, los que se
desarrollan entre un dado o matriz (figura 1)

195. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 184
La fuerza máxima (“F” en libras) requerida en las operaciones de corte

Se expresa con la ecuación SeLSeDF 

Donde:

S= Resisten del material al corte (lb/pulg
2
).
E=Espesor de la lamina (pulg).
L= longitud del corte (pulg).

NOTA: en la siguiente tabla 1 se dan valores aproximados “S”

Material Resistencia al corte (lb/pulg
2
) “S”
Alumínio 2S 5000
Alumínio 52S, 61S, 62S 9000-11000
Alumínio 75S 12000-18000
Zinc 22000
Acero 0.10C 34000
Acero inoxidable 57000
Acero al silício 65000
Niquel 35000

Desarrollo

Uno de los mecanismos mas útiles, de entre los que existen en la practica constituye el
denominado cizalladota hidráulica de escuadrar, previsto para cortar planchas metálicas.
En (a) de la fig. 1 se muestra el circulo hidráulico, los dos actuadores (A) al unísono
(sincronizadamente) y unidos mecánicamente se encargan de cortar la plancha,
mediante el dado (1) previamente los actuadores (B) se encargan de sujetar la plancha
mediante adaptador (2).

Observando ahora el circuito hidráulico, se puede apreciar que la función que cumple
las válvulas secuencia, es esencial para que se desarrollen todas y cada una de las fases
del ciclo. Para es preciso tarar (regular) esas válvulas a las presiones adecuadas, todas
ellas naturalmente por debajo de la presión tarada en la válvula de máxima de presión o
de seguridad del circulo, se utilizan válvula reguladoras de flujo sensible con
antirretorno, el mismo que permite pasar el fluido libremente después de la realización
del trabajo de los actuadores, estas aun existiendo variación de carga en los actuadores

196. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 185
hidráulicos (A), a consecuencia de ello variación de presión, nos permite mantener
constante el caudal que pasas por ella y la rotación del eje de la bomba hidráulica.

La válvula 4/2 inicialmente deja pasar fluido hidráulico a los actuadores lo que
garantiza que estos no se caigan, al accionar el solenoide 1 mediante una señal eléctrica
obtenemos el avance de los actuadores (B), llegando primero el fluido de la bomba ala
cámara trasera de los actuadores (B), comenzando su carrera de avance esto hasta llegar
a sujetar la plancha y alcanzar una presión establecida a la que esta regulada la válvula
secuencial y en consecuencia esta se abre y el fluido es enviado ala parte trasera de los
actuadores (A) dando lugar al corte de las plancha.

ESQUEMA DE CIRCUITO DE LA CIZALLADORA HIDRAULCA DE
ESCUADRAS


FIGURA 6.10

197. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 186
REPRESENTACION GRAFICA Y ALGEBRAICA DE LA SECUENCIA DEL
CIRCUITO

FIGURA 6.11
La secuencia se produce de la forma siguiente B+A-A-B

DIEMENCIONAMIENTO DEL PROYECTO
Datos iniciales



Donde : Fa1=Fa2=Fa 2
2
21
0
F
Fa
FFa
FFaFa
Fy





FIGURA 6.12


Ancho =1m=100cm=39.37pulg
e (espesor) =1/8 pulg = 0.3175 cm ;
V= 0.48 m/s =48 cm



FIGURA 6.13
De tablas S para acero SAE - S= 3400 [Lb/pulg
2]
= 1543.6[kg/pulg
2
] 
Según texto  necessariamente para cortar plancha esta dada por F= 0.7*e*l*s

ACTUADOR A
F= ][5.53176.154337.39
8
1
7.0 kg
Fuerza de avance

- De un solo actuador Fa =5317.5/2=2658.754[kg] (F. real que ya quiero que tenga mi
actuador)  Seria la fuerza de avance

198. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 187

Freal=Fteorica -Ffriccion ; Ffriccion =0.1 *Fteorica

Frea l=Favance ; Freal = Fteorica [1-0.1]  Fteorica= Freal/0.9=2658.757/0.9=2954.17[kg]
Se requiere una Pmax 200[Kg. /cm
2
] (Presión en el avance)

-Área del cilindro  ][54.29
9.0200
2754.2658
9.0
2
]1.01[
2
2
cm
P
Fa
A
AP
Fa 









-Diámetro del cilindro ][336.4
54.292
2
4
2
4
2
cm
A
D
D
A 













Fr=258.603 *11.423

-Diámetro del hazte se lo calcula en función de la fuerza de avance, que también
viene dado en tablas. Por tablas tenemos, para el recorrido del hazte requerido (25 cm)

D= 13/16[pulg]=2.063[cm]

-Fuerza de retorno ArFrFa
Ar
Fr /)(Pr;
Pr
 )(*
4
22
dDAr 
 
Fr=258.603*11.423 ; Pr=2954.17/11.423 ; Ar=  ][423.11063.2336.4
4
222
cm

Fr=2658.754[kg] Pr= 258.603[kg/cm
2
]

-Caudal min]/[85]/[4.1]/[9.141754.2948
3
LsLscmAVQ 

ACTUADOR B
-Fuerza de avance FaB=FaA+0.FaA=2658.754[1+0.1]=2924.629[kg] ;
de un solo actuador Requerimiento P=110[kg/cm
2
]


-Área del cilindro  ][08.59
9.0110
2629.2924
9.0
2
2
cm
P
Fa
A 







-Diámetro del cilindro ][8.3
5
08.594
5
4
cm
A
D 





Fr=258.603 *11.423

-Diámetro del hazte de tablas con FaB y con un recorrido <10[pulg]

d= 13/16[pulg]=2.063[cm]

199. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 188

-Fuerza de retorno Fr=FaB 2924.629[Kg]
-Presión de retorno Pr= 2924.629/8.1=360.8[kg/cm
2
]
-Área de retorno   ][1.8063.28.3
4
222
cmAr 


-Caudal min]/[12]/[2.0]/[23608.594
3
LsLscmAVQ 


CALCULO DE LOS DIAMETROS DE LAS TUBERIAS

1) tubería de succión
Datos :
V=1.5[m/s]=9000 [cm/min]=150[cm/s] ; 
A
D


4
QA= 85[L/min] =85000[cm
3
/min] ; ][6.3
7.104
cmD 



2) tubería de Presión
Datos :
V=12[m/s]=72000 [cm/min] ; ][3.1
34.14
cmD 



QA=85000[cm
3
/min]

3) tubería de Retorno
Datos :
V=4[m/s]=24000 [cm/min] ; ][2.2
04.44
cmD 



QA=85000[cm
3
/min]


CALCULO DE LA ESPESURA DE LOS CIINDROS.

a) ][09.32
75.16.258
36200
3.4
2
200
mm
sP
k
Di
e
A








b) ][0.42
75.18.360
36200
37
2
200
mm
sP
k
Di
e
B








200. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 189
CALCULO DRE LAS ESPESURA DE LAS TUBERIAS
)(2 SP
DPS
e





Donde: S=8 para las succión y retorno
S=4para las de presión
P=presión de trabajo del sistema
D=diámetro de las tuberías
 =tensión de tracción máxima cuyo valor es de 3500 a 5000 [kg/cm
2
]

-Tubería de succión
Datos
P 1[kg/cm
2
](presión Atmosférica) 
=3500[kg/cm
2
]  
][101.4
1835002
6.318
3
cme





D=3.6[cm]
S=8

-Tubería de presión
P=258.6+390.5=649.1[kg/cm
2
] 
=5000[kg/cm
2
]  
][7.0
1.649450002
3.11.6494
cmS 



D=1.3[cm]
S=4

-Tubería de retorno
P=0.3P=194.73[kg/cm
2
] 
=5000[kg/cm
2
]  
][4.0
73.194850002
2.273.1948
cmS 



D=2.2[cm]
S=8

SELECCIÓN DE VALVULA DIRE CCIONAL

Se dice selección debido a la complejidad y diversidad de válvulas que existen se la
hace con datos técnicos de catalogo del fabricante, este nos da características de la
válvula en función del caudal necesario, la presión del trabajo y otros elementos
característicos del sistema hidráulico.
Si no se tiene lo anterior, debe adoptarse una válvula cuyo diámetro de sus conexiones
sean iguales o inmediatamente superiores al diámetro de la tubería donde se utiliza la
válvula.

Entrando a catalogo técnico con la presión de trabajo y el caudal obtenemos valvuelas
con siguientes características.

201. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 190
Tipo de
válvula
Mando
directo
Mando
indirecto
Tipo Qmax
l/min
Pres
Max
Tamaño
nominal
Electroimanes
de CC seco
X WE 100 315 15

De nosotros Pt=200+1100=310[kg/cm
2
]
XWE, TN15; válvula que trabaja en un rango de Pres de 315[kg/cm
2
]

POTENCIA ABSORBIDA POR LA BOMBA

Se eligió una bomba de pistón por el requerimiento de presión del trabajo
P>310[kg/cm
2
]
- Características de la bomba de pistón
1.- Gracias al numero de pistones (impares) existe continuidad en la descarga del aceite
y poca pulsación (# de pistones generalmente 7 a11)
2.- Tolerancia reducidas entre pì9dtone y cilindros del orden de 0.0012[mm
3.-Nos dan presiones y rendimientos volumétricos mayores que los de paletas y
engranajes. El rendimiento volumétrico de estas bombas es del orden del 95%

-Potencia teórica CVQPNCV
tstt 689.139450/7.62962)858.360(450/)( 

Ps= Presión de salida [kg/cm
2
]
Qt= Caudal teorico [l/min]

-Potencia absorbida por la bomba
CVab=CVt/ m=68/0.92=74[CV]
Qreal=Qt*1.2=102000[cm
3
/min]=102[L/min]

Desplazamiento o volumen geométrico
Vg= ]/[5.84
95.01450
10004.1161000
3
revcm
Q
v






 ]/[8.503108.360
2
12
cmkgPPP 


Momento torsor 84.0
95.0
8.0
1000
62.1




v
t
mh
mmh
t
PVg
M




].[27.8
84.01000
8.505.8462.1
mkpM
t 





Potencia de la bomba
P=8.27 50.8=0.87[KW] =0.87[CV]

202. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 191 ][
975
CV
M
P
t

; t
PQ
P



600
Nota:
Se selecciona un motor de pistones axiales tipo MCS serie 5 por su característica
Vg 600[cm
3
/rev].

CALCULO DE LA CAPACIDAD VOLUMETRICA DEL TANQUE

V=3.5  85=297.5 [Lts].

CARACTERSTICA S DEL ACEITE

El aceite hidráulico a utilizar es el H-L DIN 51524 equivalente al LUB-AOH46
producido por YPF.

SELECCIÓN DE VALVULAS DE PRESION
-Válvula limitadora de presión




-Válvula secuencial

F

DZ

5

D

P

3

10

210
Sin
demon
Sin
demon
Sin
demon

____

203. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 192
Selección de la Válvula de flujo

Selección de filtro
-Succión

-Presión



LF

BH

60

G

10

B

1

0

L24
Sin
denom

BYP
Sin
denom

____

- Retorno


Tipo de sujeción MF2 Brigada rectangular en el extremo de la base
Diámetro del pistón 125 D=125mm
Diámetro del vástago 70 d=70 mm
Longitud de carrera 25 Longitud de carrera
Principio constructivo A Brida en cabeza y base
Serie IX 10 hasta 19 medidas de instalación de
conexiones invariables conexiones invariables
Conexión de tubería 1 arriba –mirando hacia el vástago ubicado en cabeza
y base

204. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 193
Versión de vástago H Templado y cromado duro
Extremo del vástago G Rosca según ISO
Amortiguamiento de K Lado base, auto ajustable
posición final
Versión de junta M sistema de juntas stándar (adecuadas para aceite
mineral según DIN 51 524 H aceite mineral según DIN 51 524 HL, HLP y HFA)
Opción 1 W Si opción
Opción 2 W Si opción
Indicación Las presiones de servicio dadas valen para aaa
a aplicaciones libre de golpes. Para cargas extremas,
aaa por ej. Alta sucesión de ciclo, deben preverse aa a
a sistemas e fijación y conexión a vástago para
resistencia resistencia permanentes

CILINDRO REDONDO
Código CDM1 MF2/68/45/20ª1X/F1 HGUMWW
Descripción
Modo de operación CD Cilindro diferencial
Serie MI Serie MI
Tipo de sujeción MF2 Brida rectangular en el extremo de base
Diámetro del pistón 63 D=63mm

Válvula limitadora de presión

Código DBDH 30 G1X/100
Numero de material 00424237
Descripción
Tipo de producto DBO Válvula limitadora de presión mando directo
Tamaño nominal 30 tamaño nominal TN 30 Qmax =aprox. 350 L/min
Pmax=315 bar
Conexión G para conexión roscada
Elemento de ajuste H volante
Serie 1X Serie 10 hasta 13, medidas de instalación y
conexiones invariable
Presión de ajuste 100 Presión de ajuste hata100 bar
Junta juntas NDR adaptada para aceite mineral (ML, MLP) según DIN
5 51524 NETO (aceite de catza) fluidos hidráulicos ra
ra rápidamente degradadables en forma biológica según
V VDMA 24500
Diámetro de vástago 45 d=45 mm
Longitud de carrera 20 longitud de carrera
Principio constructivo A Brida en cabeza y base
Serie IX 10 hasta 15 medidas de instalación y conexiones
invariable invariable
Conexión de tubería E Conexión de brida ISO/DIN 6162.2 (2.5-31.5 version
versión MPa)

205. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 194
Conexión de tubería J Arriba mirando hacia el vastago ubicado en cabeza y b
base
Versión de vástago H Templado y cromado duro
Extremo de vástago G Roscado según ISO 6020/1 KK =M33x2A =45
NV=36
Amortiguación de U Sin
Posición final
Versión de junta M Sistema de juntas stándar (Adecuadas para aceite
mineral mineral según DIN 51 524 HL HLP y HFa)
Opción 1 W sin opción
Opción 2 W sin opción
Indicación las presión de servicio dadas valen para aplicación
libre libre de opciones. Para cargas extremas. Por ej.
Sucesión Sucesión de ciclo deben preverse sistemas e fijación
y y conexión a vástago para resistencia permanentes


PROBLEMA

Se precisa un momento torsor de 10 kgm. “F*r” y rotación de 150 a 600 rpm máximo,
sabiendo que se tiene un motor hidráulico de pistones cuyo volumen de absorción es de
50 cm
3
/rpm, y un momento torsor especifico de 0.065 kgm/kg*cm
2
;

CALCULAR

a) El caudal de la bomba.
b) La presión de trabajo de la bomba.
c) La potencia necesaria para el motor hidráulico.
d) La potencia del motor eléctrico cuyo rendimiento es 0.9

DESARROLLO

a) Calculo del caudal de la bomba. 301050600
3


absVRPMQ
l/min

b) Calculo de la presión de trabajo de la bomba. 154
065.0
10

espec
tor
t
M
M
P
kg/cm
2



c) Potencia necesaria para el motor hidráulico;
El momento torsor o torque es representado por la formula
n
CV
M
t 2.716
de donde 37.8
2.716
60010
2.716





nM
CV
t

206. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 195

d) Potencia del motor eléctrico que acciona la bomba.
11
9.0450
15430
450







m
m
n
PQ
N


PROBLEMA

Con una instalación bomba motor hidráulico se debe transportar 15 toneladas, el
conjunto tiene un coeficiente de fricción de 0.3, velocidad de 85 m/min; diámetro del
engranaje conductor 90 mm, volumen de absorción del motor hidráulico 70 cm
3
/rpm, y
una relación de transmisión de 2.5, rendimiento del 90%.

CALCULAR

a) El torque total
b) Torque necesario en el eje de rotación final.
c) Rotación en el eje del motor hidráulico.
d) Calculo del caudal de la bomba.

DESARROLLO


a) Torque total:

F = Peso * μ = 15000x0.3 = 4500 kg

r = 0.045 m

Mt = F× r = 4500 x 0.045 =202.5 kg

b) Calculo del momento torsor en el eje de
rotación final. FIGURA 6.17
81
5.2
5.202

t
t
tf
r
M
M
kg




c) Calculo de la rotación en el motor hidráulico.
301
1090
85
3






D
V
n
rpm

207. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 196 1
22
P
P
Dd 2
12 






d
D
PP
d) Calculo del caudal del motor hidráulico.
3
1070301


absVRPMQ
= 21 l/min

e) Calculo de la presión de operación del motor hidráulico.



n
QP
n
CV
M
t
450
2.7162.716
Q
nM
P
t



2.716
450
636
2.15090
9874305
217162
9.030145081
1 


P
kg/cm
2


f) Calculo del momento torsor unitario específico.
31.0
656
5.202

tuM
Kgm/kg*cm
2


PROBLEMA

En un cilindro multiplicador con embolo de diámetros de 190 mm y 150 mm, actúa una
presión de 140 kg/cm
2
, sobre el diámetro mayor. Calcular la presión resultante sobre el
diámetro menor.






FIGURA 6.18
62.224
150
190
140
22
1
2
1
12 












d
D
P
A
A
PP
kg/cm
2






Se tiene como incógnitas D y d, se ha establecido que el valor mínimo de d es 120 mm
48.177
160
350
120
2
d
mm

208. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 197
Calculo de una grúa hidráulica.













FIGURA 6.19

Capacidad máxima: 400 kg = 4 ton.
Angulo de elevación: 72°.
Angulo de inclinación: 20°.
Peso propio (barra sup): 500 kg.

La situación más critica se presenta cuando se encuentra en posición horizontal debido
al momento que es mayor. 50
50
tan

α = 45°


FIGURA 6.20



∑MA = 0
400 x 100 – Ry x 50=0
Ry = 12000 kg
Rx =12000 kg
R = 16970.56 kg

209. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 198 9.137
68.126
17470
1
1

PA
F
P
Circuito hidráulico












FIGURA 6.21

Calculo del cilindro hidráulico.










FIGURA 6.22

Adoptamos una bomba de engranajes.

P = 210 kg / cm
2
(el mas usado)

F1 = 16970 + 500 = 17470 kg
F2 = 500 kg
3.82
210
17470
1
1

P
F
A
P
cm
2
3.10
2.8344





uu
A
D
P
P
cm

Adoptamos: Dp = 5” = 12.7 cm.

Por tanto:

68.126
4
7.12
4
22


P
P
uD
A cm
2
kg/cm
2

210. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 199
Según catalogo REXROTH seleccionamos:

Cilindro hidráulico tipo CD 210 B 125/56

Pmax = 210 kg/cm
2

PN = 140 kg/cm
2

RP 17240

Calculo del recorrido del pistón (S)

20° Lc
2
= 50
2
+ 50
2
– 2 x 50 x 2cos70°

50° Lc = 57 cm
70°
50 L
2
pc = 50
2
+ 50
2
–2.50 x 50 x 50cos162°
Lpc = 99 cm



50

70°

50 Lpc

S = Lpc – Lc = 99-57
S = 42 cm

FIGURA 6.23
En función a la carga y el recorrido del pistón de la tabla 1 hallamos el diámetro del
hazte mínimo.

Dh = 2” = 5.08 cm
Área del hazte: 26.20
4
2



Dhu
A
h
cm
2


Área de la corona:
Ac = Ap – Ah = 1268-20.26

Ac = 106.42 cm
2
698.4
42.106
500
2 P
kg/cm
2

211. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 200
Adoptamos:

V1 = 10 cm/seg.
V2 = 12 cm/seg. 2.4
10
42
1
1
1
1

V
S
t
t
S
V seg

5.3
12
42
2
2
2
2

V
S
t
t
S
V seg
Calculo del caudal:
8.126668.12610
11 
PAVQ
cm
3
/seg

I 3
3
1
1000
1
min1
60
8.1266
cm
litroseg
seg
cm
Q 

Q1 = 76 litros/min
3
3
22
1000
1
min1
60
04.127742.10612
cm
litroseg
seg
cm
AcVQ 


Q2 = 76.62 litros/min
II 1
1
1
t
V
Q
4268.126
1  SApV


V2 = 53 x 20.56 cm
3

768.1266
2.4
56.5320
3
1

seg
cm
Q
Litros/min 2
2
2
t
V
Q

4242.106
2  SApV


V2 = 4469.64 cm
3

62.7604.1277
5.3
64.4469
3
2

seg
cm
Q
Litros/min

P = 137.9 kg/cm
2
= 2000 Pi
Q = 76.6 litros/min

212. Sistemas Hidráulicos________________________________________________________________ 201
Seleccionamos una bomba de engranaje.

n = 1700 rpm.

Y un motor eléctrico de 30 HP.

Seleccionamos una bomba de engranajes.

TIPO G3 Pmax = 250 kg/cm
2

RP 10038 PN = 140 kg/cm
2


- Válvula direccional 4/3 por una palanca manual.

TIPO WMM 10 Serie 10
RP 22320 Pmax = 350 kg/cm
2

Qmax = 100 lt/min
PN = 140 kg/cm
2


- Válvula de flujo con estrangulación en el retorno.

TIPO MK Pmax = 315 kg/cm
2

RP 27542 PN = 140 kg/cm
2


-Válvula reguladora de presión.

TIPO DB
RP 25803 Pmax = 315 kg/cm
2

Qmax = 330 lt/min

- Válvula accionamiento del manómetro.

TIPO AF6
RP 30060 Pmax = 350 kg/cm
2


- Filtro hidráulico de presión.

TIPO DF
RP 31278 Pmax = 420 kg/cm
2

Qmax = 330 lt/min

- Filtro hidráulico de retorno.

TIPO RF
RP 31378 Pmax = 50 kg/cm
2

Qmax = 1300 lt/min

213. UNIVERSIDAD MAYOR DE SAN SIMON
FACULTAD DE CIENCIAS Y TECNOLOGÍA
DEPARTAMENTO DE ING. MECANICA
ELECTROMECANICA
























Docente: Ing. Fanor Rojas M.
Fecha: II - 2008

Cochabamba – Bolivia