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Generación de Energía en la Ingeniería Industrial




Enviado por ivan_escalona



    1. Montaje de la
      bomba
    2. Admisión y salida de
      presión
    3. Bombas de pistones
      .
    4. Consideraciones de
      inspección y puesta en marcha de las bombas a
      pistones
    5. Sistema internacional de
      unidades
    6. Diagrama de trabajo de un
      compresor de pistón
    7. Rendimiento de los
      compresores
    8. Compresores de aire a
      pistón
    9. Tabla de características
      técnicas de los compresores a
      pistón
    10. Compresores de
      tornillo
    11. Nuevos desarrollos en los
      compresores rotativos
    12. Bibliografía y Sitios WEB
      de interés para Ingenieros
      Industriales

    Una bomba  hidráulica es un dispositivo tal
    que recibiendo energía mecánica de una fuente exterior la
    transforma en una energía de presión
    transmisible de un lugar a otro de un sistema
    hidráulico a través de un líquido cuyas
    moléculas estén sometidas precisamente a esa
    presión .

    Se dice que una bomba es de desplazamiento No
    positivo cuando su órgano propulsar no contiene elementos
    móviles; es decir, que es de una sola pieza, o de varias
    ensambladas en una sola.

    A este caso pertenecen las bombas
    centrífugas, cuyo elemento propulsor es el rodete
    giratorio. En este tipo de bombas, se transforma la
    energía mecánica recibida en energía
    hidro-cinética  imprimiendo a las partículas
    cambios en la proyección de sus trayectorias y en la
    dirección de sus velocidades. Es muy
    importante en este tipo de bombas que la descarga de las mismas
    no tenga contrapresión pues si la hubiera, dado que la
    misma regula la descarga  , en el caso límite que la
    descarga de la bomba estuviera totalmente cerrada, la misma
    seguiría en movimiento NO
    generando caudal alguno trabajando no obstante a plena carga con
    el máximo consumo de
    fuerza
    matriz
    .

    Por las características señaladas, en los
    sistemas
    hidráulicos de transmisión hidrostática de
    potencia
    hidráulica  NUNCA se emplean bombas de desplazamiento
    NO positivo.

    Se dice que una bomba es de desplazamiento positivo,
    cuando su órgano propulsor contiene elementos
    móviles de modo tal que por cada revolución
    se genera de manera positiva un volumen dado o
    cilindrada, independientemente de la contrapresión a la
    salida. En este tipo de bombas la energía mecánica
    recibida se transforma directamente en energía de
    presión que se transmite hidrostáticamente en el
    sistema hidráulico.

    En las bombas de desplazamiento positivo siempre debe
    permanecer la descarga abierta, pues a medida que la misma se
    obstruya, aumenta la presión en el circuito  hasta
    alcanzar valores que
    pueden ocasionar la rotura de la bomba; por tal causal
    siempre  se debe colocar inmediatamente a la salida de la
    bomba una válvula de alivio o de seguridad. con
    una descarga a tanque y con registro de
    presión,

    MONTAJE DE LA
    BOMBA

    Cuando una bomba es movida en forma directa mediante un
    motor
    eléctrico con otras medios, es
    necesaria acoplar los ejes mediante un manchón
    elástico tal como vemos en la Fig.2.1.

    La acción del manchón o acoplamiento
    elástico permite corregir desviaciones angulares y axiales
    como las indicadas en las Fig. 2.2  y  2.3 que de no
    eliminarse , significaría someter a los rodamientos de la
    bomba a una sobrecarga para la cual no han sido originalmente
    calculados , provocando su desgaste prematuro.

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    MONTAJE LATERAL POR POLEA O
    ENGRANAJE

    Cuando es necesario disponer de un montaje lateral del
    motor con respecto a la bomba, la transmisión puede ser
    realizada por engranajes , cadena o correa pero en todos los
    casos esta disposición significaría una carga extra
    para los rodamientos de la bomba.

    Algunas bombas vienen preparadas para soportar estas
    cargas adicionales y otras no. Cuando están construidas
    para este tipo de montaje, presentan en su interior un rodamiento
    extra ubicado en el frente de la carcaza 

    Cuando su efectúa, verifica o corrige un montaje
    lateral como el de la Fig. 2.4, debe tratarse que la distancia
    entra el motor y la bomba sean la mínimas posible a los
    efectos de minimizar las cargas sobre el eje de esta
    última .

    Las bombas que no disponen de este rodamiento extra para
    el montaje que describimos, pueden ser utilizadas, si se provee
    una disposición como la que muestra la Fig.
    nro. 2.5  donde el motor transmite el movimiento sobre un
    eje con rodamiento y este queda acoplado a la bomba mediante un
    manchón elástico . Este eje soporta, con sus
    rodamientos la carga extra.

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    Una cuidadosa inspección de los rodamientos de
    las bombas en funcionamiento permitirá detectar en forma
    inequívoca vicios de montaje que como hemos visto son de
    fácil solución , y redundan en una mayor vida
    útil de la bomba. 

    ADMISIÓN Y SALIDA DE
    PRESIÓN

    En la mayoría de las bombas la sección del
    orificio de admisión es mayor que el de presión,
    esta regla casi y en general queda alterada en las bombas de giro
    bi-direccional donde ambos orificios presentan el mismo
    diámetro.

    La razón de las diferencias de diámetros
    anotada, queda justificada por la necesidad de ingreso de aceite
    a la bomba al valor
    más bajo posible ( máximo 1,20 metros por segundo)
    quedará como consecuencia una mínimas
    pérdidas de carga , evitándose de esta forma el
    peligro de la cavitación

    En ningún caso debe disminuirse por razones de
    instalación o reparación el diámetro nominal
    de esta conexión que invariablemente esta dirigida al
    deposito o tanque como así también mantener la
    altura entre el nivel mínimo de aceite de este
    último y la entrada en el cuerpo de la bomba (Ver Fig.
    2.6) de acuerdo a la indicado por el fabricante. Para las bombas
    a engranajes, paletas y pistones sin válvulas,
    los fabricantes dan valores de succión del orden de los 4
    a 5 pulgadas de mercurio cuando ellas operan con aceites minerales ,
    disminuyendo este valor a 3 pulgadas de mercurio cuando las
    bombas operan con fluidos sintéticos .

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    En general podemos decir que la distancia h de la
    Fig. 2.6. no debe superar nunca los 80
    centímetros.

    Las bombas de pistones con igual válvula de
    admisión y salida no proveen una succión suficiente
    para elevar el aceite y funcionar sin cavitación por ello
    se recurre al llenado o alimentación por
    gravedad como vemos en la Fig. 2.7.

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    La observación de lo anotado permitirá
    el funcionamiento correcto de las bombas instaladas asegurando su
    eficiencia,
    mediante una aspiración  correcta y  preservando
    la vida útil de las mismas al limitar las posibilidades de
    la cavitación por una altura a excesiva o una
    sección de aspiración menor es la
    indicada.

    Uno de los problemas que
    frecuentemente se presentan, es la aspiración de aire por parte de
    la bomba, teniendo por consecuencia un funcionamiento deficiente
    , perdida de presión, excesivo desgaste y funcionamiento
    sumamente ruidoso.

    Afortunadamente los puntos por los cuales puede ingresar
    aire a la bomba están perfectamente localizados.
    Consideraremos ahora los que se encuentran entre la bomba
    propiamente dicha y el tanque.

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    En la Fig. 2.8 observamos una disposición
    corriente de una tubería de succión  en ella
    cada conexión de accesorio es decir 1, 2 , 3 y 4 presenta
    un camino propicio para el ingreso de aire si bien esta
    tubería no soporta presión, el empaquetado de los
    accesorios y conexiones señaladas, debe efectuarse con
    extremo cuidado para impedir que , por succión de la bomba
    , se introduzca aire.

    Cuando la tubería de succión se acopla a
    la bomba mediante una brida A es necesario prestar especial
    atención al aro sello o  junta
    existente entre la brida y el cuerpo de la bomba, ya que su
    estado
    determinará la posibilidad de ingresa de aire.

    Un método que
    si bien es poco ortodoxo resulta rápido y eficiente para
    el estado de
    los puntos A, 1 ,2 ,3 y  4 o similares, es aplicar mediante
    un pincel espuma obtenida con agua y
    detergente. Una rápida aparición de las burbujas
    nos indicará el sitio exacto por donde se incorpora aire
    al circuito.

    El extremo de la tubería de succión
    termina en el tanque, a través de una coladera o
    totalmente libre, según el caso, pero en ambos su
    ubicación debe quedar 2 pulgadas por debajo del nivel
    mínimo del tanque, eliminando de esta forma, la
    última  posibilidad de ingreso de aire.

    BOMBAS DE
    PISTONES .

    Estas bombas diseñadas para presiones de servicio
    más elevadas que las anteriormente mencionadas, presentan
    una gran variedad constructiva.

    Una clasificación genérica nos presenta el
    siguiente esquema:

    BOMBAS DE
    PISTONES

    Bombas de pistones en
    línea

    CAUDAL FIJO
    ÚNICAMENTE

    Bombas de pistones axiales.
    Bombas de pistones  radiales.

    CAUDAL  FIJO
    VARIABLE

    A pesar de la variedad señalada, los altos
    niveles de presión operativa (hasta 700 kg/cm2) dan
    características de materiales,
    aleaciones, y
    tolerancias comunes a todas ellas a saber:

    ROTOR: Bronces fosforosos y una función
    con la siguiente composición: 3,2% C, 1% Mn , 0.26% P,
    1.75% Si , 0.085% Cr, 0.06% Ni, con dureza HB = 200.

    PISTONES,- Acero Cr -Ni de
    cimentación, cementado y templado,

    EJE DE DISTRIBUCIÓN.- Acero Cr, – Ni, de
    cementación

    PISTAS = Acero de rodamientos templado.

    TOLERANCIAS :

    e) Holgura entra pistón y cilindro no mayor de
    0,005 a 0,008 mm.

    b) Ovalización máxima admitida en los
    pistones 0,005 mm,

    c) Ovalización máxima del alojamiento 0,01
    mm.

    TERMINACIONES SUPERFICIALES

    Los pistones y sus alojamientos son rodados, es decir
    están sometidos a un tratamiento de terminación
    superficial por arranque de material, este proceso que en
    frases lleva el nombre de " Rodage a la pierre " y en inglés
    " Nonius " no tiene denominación en castellano, y
    difiere del superacabado y del lapidado.

    Bombas rotativas de pistones radiales de caudal
    fijo.

    Este tipo de bombas tiene tantas variantes en la
    actualidad, que un estudio detenido de cada uno de ellas
    escaparía a los alcances de esta información . Por tal motivo, nos
    detendremos solamente en las más conocidas .

    En este tipo de bombas, existen dos clases
    fundamentales: de caudal fijo y de caudal variable. Estas ultimas
    serán analizadas mas adelante.

    Las bombas hidráulicas rotativas de pistones
    radiales, pueden clasificarse en general según sus
    válvulas sean de asiento o rotativas. Como hemos visto
    anteriormente ,  las bombas multicilíndricas de
    pistones en línea tienen invariablemente sus
    válvulas de asiento. En las bombas radiales, los asientos
    pueden ser de válvulas de bola, de platillo o de asiento
    cónico.

    Si los cilindros giran, las válvulas son de tipo
    rotativo o "deslizante" y son hermetizadas por una
    película de aceite entre las superficies móviles y
    estacionarias.

    Las bombas que poseen válvulas rotativas son algo
    diferentes que las que poseen válvulas de asiento, siendo
    inevitable cierto resbalamiento a presiones altas, debido a la
    fuga de aceite a través del juego en las
    válvulas. Además las presiones de trabajo de las
    bombas de válvulas rotativas se hallan limitadas con el
    fin de mantener altas eficiencias volumétricas a una
    presión constante y además por el riesgo , de
    "agarrotamiento " de las válvulas bajo la acción de
    cargas excesivas. Por tal razón las bombas de muy alta
    presión tienen válvulas de asiento, por lo que sus
    pistones no giran , y esta es la disposición
    clásica de las bombas de caudal fijo, o sea, de suministro
    constante. Las bombas alternativas de descarga constante
    comprenden tipos de pistones radiales con cilindros estacionarios
    que veremos a continuación , bombas de pistones axiales
    con cilindros estacionarlos, que veremos más
    adelante  y en línea, que ya
    hemos visto ; todas estas válvulas de
    asiento. 

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    Con las bombas de alta velocidad, de
    pistones radiales con válvulas de asiento, se obtienen
    eficiencias volumétricas sumamente altas, a valores de un
    98%. Por lo general cada cilindro o cualquier otra cámara
    en la bomba es pequeño en relación bloque de acero
    que la rodea, y los pistones están tan pulidos que se
    adaptan: a los cilindros sin necesidad de empaquetadura alguna .
    Naturalmente que en esta juega un rol fundamental la viscosidad del
    aceite por lo que en los sistemas hidráulicos que emplean
    este tipo de bombas la temperatura
    del sistema debe estar siempre lo mas baja y constante
    posible.

    La descarga de cada cilindro adopta la forma de
    pequeñas pulsaciones de muy alta
    frecuencia 

    Bomba "SECO".

    Esta bomba es mostrada en corte en la figura Nº
    2.16 

    Consta de un cuerpo de acero, en el cual van alojadas
    las válvulas de asiento de bola. La de admisión,
    que naturalmente es mas grande que la de impulsión va
    alojada en sentido radial dentro de un casquillo hueco que tiene
    un asiento plano que desliza sobre las caras hexagonales de un
    dado central, que asienta sobre un cojinete muy robusto de
    rodillos que va montado sobre un eje con una leva
    excéntrica central circular maquínada sobre el
    mismo eje de entrada ,que es el mando de la bomba y que
    está conectado con un manguito a un motor
    eléctrico.

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    El casquillo mencionado, es en realidad un embolo hueco,
    retorna por la acción de un resorte contenido en la tapa
    del cilindro que es del tipo atornillable En forma axial , van
    dispuestos las cámaras de impulsión que tienen sus
    válvulas de asiento de bola bloqueadas contra su asiento
    por medio de un resorte. Son en realidad válvulas de
    retención . La salida se recoge en una tapa colectara
    frontal.

    Este tipo de bomba permite el logro de muy altas
    presiones , del orden de 5.000 libras por pulgada cuadrada
    .

    Como la admisión a los cilindros se opera por la
    parte central de la bomba, donde se encuentra alojado el eje
    excéntrico con sus correspondientes rulemanes ,la
    lubricación de todas las partes móviles y
    deslizantes de la bomba se encuentran permanentemente lubricadas
    por el mismo aceite hidráulico. Demás está
    decir por razones de lubricación, que estas bombas
    utilizan exclusivamente aceite hidráulico. Con agua se
    destruirían a los pocos minutos de
    funcionamiento.

    Bombas rotativas de pistones radiales de caudal
    variable.

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    El rotor giratorio lleva alojado en su interior a manera
    de eje el distribuidor y colector de caudal (pintle)
    esencialmente un eje estacionario que lleva agujeros en su
    interior que se conectan por medio de toberas con las diferentes
    cámaras de aspiración y de impulsión . De
    hecho esta forma un sistema de válvulas rotativa
    deslizante¡ y este sistema es característico de las
    bombas rotativas de pistones radiales o en "estrella " de caudal
    variable .

    Gracias a un número relativamente elevado de
    pistones y a su corta carrera, las pulsaciones del caudal son
    enteramente despreciables. La presión de salida de estas
    bombas está limitada principalmente por las reacciones
    sobre los cojinetes , que llegan a ser muy importantes con
    presiones elevadas.

    Bomba Hele-Shaw

    Las bombas de descarga variable son vastamente empleadas
    , y ellas están construidas de acuerdo con los principios ,
    establecidos hace muchos años – hacia 1908 – por el
    iniciador de este tipo de diseño,
    el Dr. Hele-Shaw que comenzó a construirlas en Inglaterra . Fue
    la primera bomba que utilizó válvulas rotativas o
    deslizantes en las que debe procurarse a toda costa mantener una
    estanqueidad contra la alta presión mediante una
    película de aceite entre las superficies rozantes. De esta
    manera no solo proporcionan un suministro de caudal infinitamente
    variable desde cero hasta un máximo, sino que
    también son reversibles, como ya se ha
    dicho. 

    El resbalamiento, o fugas de aceite  por las
    válvulas rotativas o deslízantes. aumenta
    considerablemente a presiones altas, y si las cargas son
    excesivas se hace presente el riesgo de agarrotamientos que puede
    dañar seriamente a la bomba. Por  tal causa, esta
    bomba no trabaja a presiones mayores de 140 atmósferas. De bombas
    de este tipo se construyen en un vasto rango de capacidades , con
    potencias elevadas como 200 HP . 

    Las bombas Hele-Shaw de tamaño grande trabajan a
    velocidades del orden de 500 r.p.m. y las pequeñas a
    velocidades de 1500 r.p.m. .

    En la figura 2.18 se ilustra una unidad de este
    tipo  .

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    En el cuerpo del cilindro A se hallan fundidos formando
    una sola pieza un cierto número de cilindros radiales .
    Dicho cuerpo se encuentra soportando por sendos cojinetes a bolas
    B y C, conectado el árbol de mando D. Este cuerpo gira
    alrededor de la válvula central fija E, que contiene las
    lumbreras X e Y cada una de las cuales conduce al ramal de
    admisión o de descarga de aceite, que son F y G
    respectivamente.

    El juego entra el cuerpo de los cilindros (rotor) y la
    válvula central está ocupado por una
    película de aceite que actúa como un sello. Cada
    pistón H está conectado a dos cojinetes J por medio
    de un perno de pistón K sobra el que puede oscilar
    .

    Los cojinetes están alojados en ranuras
    practicadas en el anillo flotante L, que gira sobre los rulemanes
    a bolas M y N .Estos están alojados sobre las guías
    O, que es deslizan libremente entra las caras paralelas
    maquinadas dentro de las tapas  . De esta manera, el anillo
    flotante L gira cuando lo hace el cuerpo del cilindro , y el eje
    de rotación depende de la posición de los cojinetes
    de bolas M y N, determinado por el recorrido de las guías
    O . 

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    Cada diagrama
    corresponde a una sección realizada a través de la
    válvula fija central por un plano que pasa por los ejes de
    los cilindros..

    Las lumbreras X e Y, cada una de las cuales está
    en este caso por duplicado, comunican con los cilindros a
    través de ranuras practicadas en la cara de la clavija
    central o válvula.- La figura (a) representa el estado en
    el que el eje de rotación del perno de pistón
    coincide con el eje de la clavija, cuando las guías O
    están a mitad de su recorrido. En dicha posición,
    la rotación del cilindro no causa el movimiento radial de
    los pistones y no se produce suministro de aceite en ninguna de
    ambas direcciones. El movimiento de las guías O se
    representa por el desplazamiento  del elemento rotativo
    sobre la línea PQ. El desplazamiento hacia P figura (b)
    causa  la excentricidad de la rotación de los
    pistones alrededor del cuerpo del cilindro, de la manera que el
    aceite se encuentra aspirado por la lumbrera X y descargado por
    la lumbrera Y.

    Por otra parte, el desplazamiento hacia Q que se aprecia
    en la figura (c), invierte el sentido del flujo, de manera que el
    aceite es aspirado de Y y descargado, por la lumbrera K. La
    variación de la excentricidad varía el volumen
    suministrado en ambas direcciones.

    En esta bomba, como en todas las que tienen
    válvulas rotativas o deslizantes el factor de frotamiento
    entre las superficies de frotamiento crece con n (número
    de vueltas) y la potencia perdida en rozamientos crece con
    n^(3/2) .

    Bomba Pittler-Thoma.

    Esta bomba de manufactura
    alemana, tiene el mismo principia de funcionamiento qua la
    Hele-Shaw difiriendo de esta en detalles
    constructivos.

    En esta bomba, los pistones tienen alojados en sus
    cabezas exteriores un. perno sobre el que rota libremente un
    pequeño rulemán a bolillas, el cual rueda sobre la
    cara interior del aro de regulación de caudales, cuya
    movimiento de registro en algunos modelos es de
    comando manual, como se
    muestra en la figura nro. 2.20. En otros modelos el registro se
    opera automáticamente por la presión de sistema
    hidráulico , con servo-dispositivos adecuados.

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    Bomba Oilgear.

    Esta bomba de manufactura americana es posiblemente en
    la actualidad la bomba de pistones radiales de caudal variable
    mas completa, y también más costosa. Si bien es
    cierto que su principio fundamental de funcionamiento es
    idéntico a las anteriores, difiere considerablemente en
    sus características constructivas.

    En este caso, los pistones radiales de la bomba, en
    lugar de tener muñequillas, patines o rulemanes en sus
    cabezas para asegurar un contacto con la pista interior del aro
    de registro, terminan sus cabezas en superficies esféricas
    , que, como se ve en la figura nro.  2.21 , se apoyan en una
    pista de acero templado T, diseñada de tal forma que el
    punto de contacto se halla descentrado del eje del cilindro. El
    movimiento circunferencial relativo se obtiene mediante la
    rotación parcial de los pistones, que giran dentro de su
    alojamiento cilíndrico al mismo tiempo que todo
    el conjunto gira alrededor del eje de rotación de la
    bomba. Utilizando dos grupos de
    pistones en dos planos separados normales al eje de la bomba ,
    los empujes laterales paralelos al eje del árbol se
    equilibran entre sí.

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    Esta bomba viene provista de diversos accesorios de
    fábrica, que permiten, según el pedido del cliente ser
    operadas común a dos etapas de presión, tener
    comando del registro de caudal por sistema de mando manual,
    eléctrico, automático o por piloto
    hidráulico.

    Los fabricantes producen esta unidad para un rango de
    presiones de 60 , 120 y 175 atu con capacidades de hasta 150
    HP.

    Para igualdad de
    caudales esta bomba es de un más reducido tamaño
    que la Hele-Shaw.

    Bombas de pistones
    esféricos

    La bomba de pistones en forma de bolas ha resultado
    interesando a los proyectistas de bombas hidráulicas,
    debido el bajísimo desgaste de las partes en rozamiento.
    No es lo mismos desde luego el rozamiento contra una pista
    interior circular de patines  o cilindros de rodadura de
    bolas perfectamente esféricas y pulidas de acero extra
    duro tratado.

    El principio de funcionamiento hidráulico es
    enteramente similar a los anteriores

    Referencias existentes indican que este tipo de bombas
    ya había sido ensayado en Inglaterra alrededor de 1916,
    pero el estado de la tecnología en lo que
    hace a caldades de acero extraduros antifricción tratados
    térmicamente imperante en aquella época no
    permitió evitar los excesivos desgastes que se ocasionaran
    en aquellas bombas, ya que se veían limitadas en su
    aplicación por el aumento de las fugas ocasionadas por
    esas desgastes prematuras.

    Con los materiales y acabados extraduros
    antifricción y antiescoriables que actualmente la
    tecnología pone a disposición del ingeniero
    proyectista es posible fabricar bombas de pistones
    esféricos que tengan una duración razonablemente
    mayor .Estas bombas se utilizan actualmente en algunas equipos
    auxiliares de aviación.

    Experimentos realizadas recientemente en Inglaterra con
    bombas de pistones esféricas recubiertos con capas
    metalizadas de carburos de tungsteno permitieron funcionamientos
    continuos de 500 horas sin desgastes apreciables ni perdidas por
    fugas internas ponderables.

    Por razones de diseño en función de la
    geometría de este tipo de bombas la carrera
    de las bolas que hacen las veces de pistones esta limitada a la
    tercera parte del diámetro de la misma. Por tal motivo, y
    para aumentar los caudales sin aumentar el tamaño
    físico de la bombas se han construidos bombas con pistas
    ovaladas , lo cual permite  obtener dos carreras por
    revolución duplicando así el caudal con el mismo
    tamaño de bomba.

    En la Fig. n°  2.23 se ve un esquema de este
    interesante tipo de bomba, que encuentra  mucha
    aceptación para presiones no mayores de 30 atu. Esta bomba
    es de caudal  fijo pero se ha logrado fabricarlas de caudal
    variable para pequeños valores del mismo mediante un
    desfasado adecuado. Para ello se utilizan dos grupos de pistones
    y pistas para bolas y un mecanismo de regulación capaz de
    girar las pistas en sentidos opuestos, produciendo una
    variación de fase entre los movimientos de los dos grupos
    de pistones.

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    Bombas rotativas de pistones
    axiales

    El mecanismo básico de estos dispositivos es
    siempre una placa matriz circular motando oblicuamente en un eje.
    Si bien está placa oscilante en parte es un sustitutivo de
    la manivela , y se la conoce desde hace mucho tiempo en
    ingeniería mecánica, no ha tenido mayores
    aplicaciones en diversos tipos de maquinarias debido a la
    complejidad de los mecanismos a que ella daba lugar. La bomba
    hidráulica de alta presión es posiblemente la
    única aplicación donde el dispositivo se ha
    empleado con éxito y
    tanto es así , que actualmente existe la definida
    tendencia de utilizar mas y más este tipo de bomba en
    todas las utilizaciones industriales, desplazando a las bombas de
    pistones radiales o en "estrella"  a pesar de ser más
    robustas simples y durables, y ello muy posiblemente sea debido a
    la influencia de la técnica hidráulica
    aeronáutica ya en la aviación la cuestión
    peso es de vital importancia y este tipo de bomba es la que
    asegura mayor potencia por kilogramo de peso, Pero aparte esta
    razón las bomba con placa motriz circular oscilante de
    cilindros axiales ( paralelos al eje de la bomba) tiene tres
    ventajas fundamentales respecto a las bambas de pistones
    radicales .

    a) Los cilindros se hallan muy cerca respecto del eje
    central de giro, por la cual:.la fuerza centrífuga sobra
    los pistones es considerablemente menor.

    b) El mecanismo que se encarga de producir el movimiento
    alternativo de los pistones es más rígido. Por esta
    razón los golpes de ariete que se presentan en estas
    bombas son mucho menores ya que los pistones pasa del tiempo de
    aspiración el de presión y viceversa, de una manera
    más suave, condicionando un menor nivel de ruido
    .

    c) La utilización de bombas de cilindros axiales
    permite el empleo de
    válvulas deslizantes rotativas planas mientras que en las
    bombas de pistones radiales las válvulas rotativas
    deslizantes eras cilíndricas y las primeras permiten
    presiones tan: altas como 35 atu mientras que con las segundas no
    es posible para tener buenos rendimientos hidráulicos –
    pasar más allá de los 210 atu .

    Bomba de Williams-Janney

    Esta bomba diseñada y construida por primera vez
    entre los años 1901 a 1906 Estados Unidos
    para la Waterbury Tools Mg. , por Harvey Williams y Reynolds
    Janney fue el origen del cual se partió para llegar a los
    actualmente modernos tipos de bombas de esta clase, que
    manufacturadas por empresas diversas
    en Estado Unidos, Inglaterra, Europa
    Continental y Japón ,
    han permitido dar a la hidráulica del aceite el
    increíble desarrollo que
    ha tomado hoy día.

    En la Fig. nro. 2,24 daremos una ilustración de esta bomba en su
    versión original .

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    En el grabado se puede apreciar la bomba original en su
    corte longitudinal . El árbol D que recibe el movimiento
    de un motor eléctrico que no figura en el dibujo, Este
    árbol D va guiado en dos cojinetes a bujes. Montado sobre
    este árbol se encuentra un  manguito estriado, sobre
    el cual a su vez se encuentra montado el bloque de cilindros C ,
    que recibe a través del manguito el movimiento de
    rotación

    Dentro del bloque de cilindros se desplazan en cada
    cilindro su correspondiente pistón que está
    vinculado mediante una biela E que en sus dos extremidades tiene
    una cabeza esférica para lograr una articulación
    rotulante universal , una de ellas para fijar la biela a su
    pistón y la otra para fijar la biela a un anillo
    portamuñones que va montado dentro de un
    receptáculo anular J. Este último va encajado
    dentro de un cojinete liso K , el cual a su vez se encuentra
    montado dentro de una muñonera G . Todo este conjunto se
    encuentra fijado a una junta universal doble  M, que se
    halla situada entre el conjunto descrito y el árbol D
    .

    La muñonera G puede girar parcialmente alrededor
    de unas soportes giratorios que no se muestran en la Fig.
    antedicha. Si  la bomba comienza a funcionar conservando las
    mismas distancias que se muestran en el dibujo, de manera que el
    eje del receptáculo anular coincida con el eje del
    árbol  los pistones NO se desplazan en sus
    correspondientes cilindros y la bomba no suministra ningún
    caudal al circuito hidráulico .

    Inclinando ahora la muñonera hacia un lado que en
    esta versión original de la bomba Williams Janney se
    lograba con un mecanismo accionado por una palanca de
    accionamiento manual situada en el exterior del cuerpo de la
    bomba los pistones se desplazarán dentro de sus
    correspondientes cilindros alternativamente y bombeando aceite –
    desde A hacia B, inversamente, desde B hacia A invertimos el
    desplazamiento de la muñonera. Vale decir que la bomba no
    solamente es el caudal variable , sino que también de
    flujo reversible.

    La estanqueidad de las válvulas deslizantes
    planas V se obtiene inicialmente gracias a la acción del
    resorte X montado sobre el árbol D. Las superficies de las
    lumbreras tienen tales dimensiones que hacen que puede quedar
    desequilibrada una  pequeña parte del empuje final
    total del pistón permitiendo que una fuerza resultante
    mantenga a las válvulas superficiales en
    contacto.

    La acción valvular se obtiene gracias a las
    lumbreras de cada pistón que se encuentran talladas en el
    bloque de los cilindros las cuales comunican alternativamente con
    dos lumbreras de forma reniforme que constituyen la
    admisión y escape en la válvula superficial
    estacionaria, que es un disco plano , no mostrado en el
    dibujo. 

    Si bien el bloque de cilindro C, se encuentra montado
    sobra un manguito al árbol D, no está rígido
    sobre dicho árbol, sino que entre ellos se encuentra una
    pequeña junta universal H de manera tal que esta le
    permita alinearse por si mismo sobre la válvula
    superficial por la que las superficies de contacto de estas no
    quedan separadas por cualquier posible tensión o
    deformación en el mecanismo.

    Esta descripción que acabamos de dar, nos
    muestra, como ya fue dicho la  versión original de
    esta bomba. Los diversos fabricantes licenciatarios que encararon
    su fabricación fueron en el curso de los años y a
    través de la experiencia de la práctica,
    modificando sensiblemente el diseño original si bien
    respetando el principio fundamental de la bomba.  Las
    modificaciones y alteraciones básicas consistieron en
    montar el árbol D sobre robustos cojinetes a bolas,
    encamisar los cilindros dentro del bloque giratorio , 
    eliminar todo tipo de resortes, utilizar robustas crapodinas de
    empuje en la muñonera G. y sobre todo perfeccionar el
    sistema de mando para la inclinación de la muñonera
    oscilante . Una versión actual de esta bomba, se muestra
    en la Fig. nro. 2.25.

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    En la figura nro. 2.25 que nos muestra el corte de una
    bomba moderna actualmente fabricada por una prestigiosa firma
    alemana, apreciamos claramente que la periferia del disco
    oscilante tiene un dentado que engrana con los filetes de un
    tornillo que al accionarse desde el exterior sobre una platina
    graduada permite desplazar la inclinación del plato
    oscilante para lograr el caudal deseado.

    En los modelos actuales se trabaja con presiones de
    servicio de 200 atu a velocidades normales de rotación de
    1.500 r.p.m. .

    Bomba de embolo buzo axial ("Electráulica"
    )

    La firma inglesa Towler que fabrica la bomba
    multicilindrica de pistones en línea vista anteriormente
    también manufactura otro tipo de bomba de pistones axiales
    de la cual representamos en la Fig. nro. 2,26 un corte
    longitudinal de la misma .

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    La bomba consta de dos grupos de tres pistones
    accionados por una placa motriz circular. En lugar de utilizar
    patines o bielas, los extremos libres de los pistones tienen una
    cabeza semiesférica. Los pistones se encuentran empujados
    por contacto directo con la superficie dura de la plata motriz
    circular  sobra la cual se deslizan formando un contacto de
    rodadura perfecto.

    En la figura se muestra una de estas bombas en la cual
    el empuja axial del: plato oscilante es soportado por una robusta
    crapodina de empuje planos colocada contra la pared interior de
    la carcaza y otra similar montada sobre la corona oscilante .
    Estas crapodinas se individualizan en el plano con las letras
    F.

    Los émbolos tienen libertad de
    rotación dentro de sus cilindros, y para asegurar un
    contacto satisfactorio entra las cabezas de los émbolos y
    la superficie de. rozamiento entro estos y el plato oscilante,
    este último se hace girar lentamente por medio engranajes
    cónicos que se ven en la Fig. nro. 2.26 , uno de los
    cuales esta unidos al cuerpo de la bomba y el otro al plazo
    oscilante,

    La relación de transmisión de los
    engranajes cónicos corresponde a la secante del
    ángulo de inclinación de la cara de empuje del
    plato oscilante. Los fabricantes han afirmado que este plato
    oscilante con corona dentada, en combinación con 
    anillos de empuje recubiertos con película lubricantes
    permiten operaciones
    continuas  a presiones muy altas. Por ejemplo una bomba
    prototipo ha funcionado durante más de 2,000 horas a 7,000
    libras por pulgada cuadrada sin recibir desgastes apreciables
    .

    Una bomba auxiliar P del tipo del engranajes accionada
    por una prolongación del árbol de
    transmisión precarga la bombas extrayendo aceite del
    tanque de almacenamiento
    del aceite y manda a este al colector de la bomba de alta
    presión a través de  un pasaje interno, no
    mostrado en la figura. La capacidad de la bomba auxiliar excede
    la capacidad de la bomba de alta presión y el aceite
    excedente pasa a través de otro conducto desde el colector
    hasta el carter donde se encuentra alojado el plato 
    basculante.

    El pasaje estrecho entre el colector de admisión
    y la caja del plato basculante asegura una presión de
    aceite suficiente en el colector para levantar las
    válvulas de admisión y además, y esto es lo
    importante , los émbolos reciben empuje hacia afuera
    durante sus carreras de aspiración mediante una
    presión suministrada precisa por la bomba auxiliar
    P.

    CONSIDERACIONES DE INSPECCIÓN Y PUESTA EN
    MARCHA DE LAS BOMBAS A PISTONES

    Imperan para este caso las condiciones generales que
    hemos expuesto para las bombas de paletas, sin embargo en
    razón de las estrictas tolerancias constructivas y la
    complejidad de algunos modelos son limitadas las reparaciones que
    pueden intentarse dentro de las plantas
    industriales debiéndose recurrir en la mayoría de
    los casos al reemplazo de los conjuntos
    rotor o barrilete y pistones.

    INVERSIÓN DEL SENTIDO DE
    GIRO

    El sentido de giro de las bombas de pistones axiales y
    radiales puede ser invertido solo en los modelos de plato matriz
    ylo de distribución por vástago central, siempre
    ateniéndose en las instrucciones del
    fabricante.

    Las bombas de distribuidor por placa rozante ylo los de
    tambor a barrilete giratorio no pueden invertir su sentido de
    giro en cuyo caso deben ser solicitadas al fabricante para un
    determinado sentido. 

    BANCO DE PRUEBAS Y
    RECEPCIÓN

    Cualquier tipo de bomba de desplazamiento positivo,
    puede ser controlada en un banco de construcción sencilla que nos permita
    conocer si se ajusta a las condiciones de funcionamiento
    especificadas.

    El banco que describiremos permite fundamentalmente
    comprobar el caudal que entregada una determinada bomba a
    diferentes valores de presión (Ver Fig. 2.27) y constatar
    mediante un amperímetro la potencia que desarrolla el
    motor.

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    Las condiciones de prueba son: 

    a. Mantener las condiciones de temperatura del aceite y
    viscosidad del mismo de a acuerdo a lo indicado por el
    fabricante.

    b. En función de que los fabricantes
    señalan los caudales y potencias absorbidas por un
    tipo  determinado de bomba a diferentes valores de
    presión. Se tomarán esas presiones para la pruebas
    permitiendo de esa forma constatar los caudales.

    c. La velocidad de giro de la bomba durante la prueba
    deberá coincidir con la establecida por el catálogo
    en caso contrario efectuar la conversión de caudal al
    nuevo número de vueltas , utilizando para ello el valor
    que debe figurar en catálogo de desplazamiento
    cúbico por vuelta.

    Bomba de engranajes

    Esta es una de los tipos más populares de bombas
    de caudal constante, Sobro todo si es de engranajes exteriores .
    En su forma mas común, se componen de dos piñones
    dentados acoplados que dan vueltas, con un cierto juego, dentro
    de un cuerpo estanco. El piñón motriz esta
    enchavetado  sobre el árbol de arrastre accionando
    generalmente por un motor eléctrico. Las tuberías
    de aspiración y de salida van conectadas cada una por un
    lado, sobre el cuerpo de la bomba.

    En la figura 2.28 se ve el corte de una bomba
    común de dos engranajes  .

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    Los dientes de los piñones al entrar en contacto
    por él lado de salida expulsa el aceite contenido en los
    huecos, en tanto que el vacío que se genera a la salida de
    los dientes del engranaje provoca la aspiración del aceite
    en los mismos huecos.

    Las bombas corrientes de engranajes son de
    construcción simple, pero tienen el defecto de tener un
    caudal con pulsaciones.

    Los piñones dentados se fabrican con acero Cr-Ni
    de cementación cementados, templados y rectificados
    (profundidad de cementación 1 mm. ) .

    Los ejes de ambos engranajes están soportados por
    sendos cojinetes de rodillos ubicados en cada extremo. El
    engranaje propulsor se encuentra acuñado a su eje. Como se
    dijo, el aceite es atrapado en los espacios entre los dientes y
    la caja de función que los contiene y es transportado
    alrededor de ambos engranajes desde la lumbrera de
    aspiración hasta la descarga.

    Lógicamente el aceite no puede retornar al lado
    de admisión a través del punto de
    engrane.

    Los engranajes de este tipo de bomba generalmente son
    rectos, pero también se emplean engranajes helicoidales ,
    simples o dobles, cuya ventaja principal es el. funcionamiento
    silencioso a altas velocidades. Cabe destacar un hecho al cual
    hay que poner preferente atención: deben tomarse
    precauciones contra el desarrollo de presiones excesivas que
    pueden presentarse por quedar aceite atrapado entre las sucesivas
    líneas de contacto de los dientes, como puede verse en el
    detalle de la Fig. 5.1. Para evitar este inconveniente, se
    ejecuta en las platinas laterales un pequeño fresado
    lateral que permite el escapa del aceite comprimido, ya sea hacia
    la salida o hacia la aspiración .

    Siendo Mº el módulo del diente de los
    engranajes :

    La anchura del fresado es aconsejable que
    sea:  

    La profundidad del fresado 

    La longitud del fresado 

    Distancia del fresado a la línea de
    centros 

    195 Mº

    0,5 Mº

    1,2 Mº

    0,5 Mº

    En las bombas con dos sentidos de marcha, se
    efectúan dos fresados, una a cada lado de la línea
    de centros.

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    En la Fig. 2.29 se muestra una bomba llamada "Barnes" en
    la cual se ha solucionado el problema anteriormente mencionado.
    En el piñón conducido y en el fondo de los
    vacíos de los dientes se ha practicado un
    pequeñísimo agujero por donde descarga el aceite
    atrapado, Sí también se hace lo mismo en la cresta
    de los dientes, el problema se soluciona totalmente.- La
    comprensión del aceite en la cámara "A" empieza en
    el momento que un diente entra en contacto a la vez con los dos
    adyacentes al hueco en el que penetra.  En este momento, el
    aceite de la cámara "A" se escapa por, el canal "F" 
    la cavidad "N" fresado en el árbol y los canales "E" hacia
    la salida.

    Cuando los dientes atraviesan la línea de centros
    se inicia el desengrase. Se crea así un vacío en la
    cámara "B" qua es inmediatamente llenado por el aceite que
    llega por el lado aspiración por los canales "D", la
    cavidad "M" y el canal "Q" Esta acción particular asegura
    a la bomba "Barnes" una gran suavidad de
    funcionamiento.

    En las bombas de engranajes de construcción
    corriente el aceite ejerce una presión radial considerable
    sobre los piñones lo que provoca la deformación de
    los árboles
    el aumento disimétrico del juego y por consiguiente el
    aumento de las fugas .

    Por otra parte, los refuerzos radiales elevados
    necesitan rodamientos o cojinetes de grandes dimensiones, todo lo
    cual hace aumentar el peso de la bomba.

    Para equilibrar los piñones de las bombas de
    engranajes desde el punto de vista hidráulico, existen dos
    modos diferentes que permiten resolver esta cuestión. Por
    un lado, se realizan en los piñones dentados (que a este
    efecto deben tener números pares de dientes)
    pequeños agujeros diametrales que atacan los vacíos
    de los dientes. Estos agujeros se cruzan, pero no se
    cortan.

    La figura 2.30  muestra lo que sucede: del lado de
    salida, la presión que se ejerce sobre los piñones
    da origen a fuerzas resultantes F1 y F2, en la que cada una
    actúa sobre su piñón
    respectivo. 

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    Debido a los agujeros radiales, el aceite a
    presión penetra a través de cada
    piñón en el lado opuesta a la cámara de
    compresión, lo que crea las fuerzas resultantes F5 y F4,
    que libran respectivamente las fuerzas F1 y F 2 .

    La presión sobre las engranajes varia durante su
    rotación, por este hecho el equilibrado no puede ser
    perfecto, no obstante, permite una reducción considerable
    de las dimensiones de los cojinetes y como consecuencia la
    aplicación de las bombas de engranajes para presiones de
    servicio mayores.

    Los piñones de la bomba esquematizada en la
    figura 2.30 tienen para su equilibrio un
    taladro en cada hueco entre diente.

    Esta disposición perjudica considerablemente la
    estanqueidad entre las zonas de aspiración y de
    comprensión, por la simple razón de que los
    agujeros (1) y (2) unidos respectivamente a cada una de estas
    zonas, no están separadas sino por un solo
    diente.

    Para remediar este inconveniente, se ejecutan los
    agujeros mas separados, como se ilustra en la figura 2.31 .En
    todos los casos, a fin de disminuir el máximo los esfuerzo
    sobre los piñones, conviene dotar a la cámara de
    comprensión (R) de dimensiones lo mas reducidas
    posibles 

    El numero de vueltas para las bombas de dientes rectos
    es generalmente de 900 a 1500 r.p.m..- En las bombas de dentado
    helicoidal ya sea simples o actas, la velocidad puede llegar
    hasta 1800 r.p.m. .

    En los modelos muy perfeccionados, con dientes
    corregidos platinas de bronce rectificadas, eliminación de
    la compresión de aceite entre los dientes en contactos, el
    numero de revoluciones puede llagar hasta 2.500
    r.p.m. 

    En los modelos equilibrados, las presiones pueden llegar
    a 70kg/cm2 y aun valores superiores.

    Presiones mayores en este tipo de bombas ocasionan
    ruidos muy molestos de funcionamiento y trepidaciones
    perjudiciales en el circuito. Es importante que los huecos entre
    dientes se llenen completamente de aceite durante la
    aspiración. En caso contrario los espacios mal llenados
    evocan la formación de vapores de aceite, los cuales
    bruscamente comprimidos, causan choques hidráulicos y un
    ruido considerable.

    Este ruido es mas amortiguado cuando se emplean aceites
    viscosos , pero aumenta considerablemente con el crecimiento de
    la velocidad y de la presión. Un recurso que da buen
    resultado, es aumentar considerablemente el volumen de la
    cámara de aspiración  El ruido de
    funcionamiento de la bomba se reduce así
    considerablemente.

    Para obtener un llenado correcto hay que evitar en las
    tuberías de aspiración velocidades de aceite
    superiores a 2 m/seg. Las velocidades de salida no deben ser
    mayores que 5m/seg.

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    Fig. 2.32 Equilibrado de empujes radiales y axiales en
    una bomba engranaje

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    Fig. 2.33 Equilibrio de empujes radiales sobre los
    piñones en una bomba unidireccional

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    Fig. 2.34 Curva de pulsaciones del caudal de una bomba
    de engranajes en el caso de un dentado con coeficiente recubierto
    e=1 .

    Cuando se trata de producción y consumo de aire comprimido
    estos se especifican en N l/min o N mm³/min es decir en aire
    libre (atmosférico) cuando no es así se debe
    emplear la siguiente formula para la conversión

    Para ver la fórmula seleccione la
    opción "Descargar" del menú superior

    donde

    Existen diversas denominaciones utilizadas por los
    fabricantes para indicar la cantidad de aire que proporciona el
    compresor, tales como desplazamiento volumétrico volumen
    engendrado, etc. Bajo estos nombres genéricos se considera
    un caudal de aire expresado en cifras teóricas que no
    responde al verdadero caudal de aire suministrado por el
    compresor, mientras que el consumo de los equipos
    neumáticos se da en cifras efectivas.

    Es evidente que si adquirimos un compresor
    basándonos en alguna de las citadas especificaciones, nos
    encontraremos con que la cantidad de aire realmente suministrada
    es de un 20 a un 25% inferior a la indicada, pues ningún
    compresor rinde una prestación del 100 %.

    Para evitar estas ambigüedades solamente se deben
    adquirir compresores que
    garanticen el caudal de aire en consonancia con las condiciones
    de temperatura y presión de la aspiración, es
    decir, en litros o m³ de aire libre.

    Como sea que el clima es variable
    y responde a las características propias de cada lugar,
    sería dificultoso establecer unas tablas de consumos que
    correspondieran a los diferentes estados cismáticos; por
    ello, se va imponiendo el establecimiento de una normativa sobre
    la base de considerar unas condiciones normales de temperatura y
    presión del aire aspirado, independientemente de las
    condiciones atmosféricas en las cuales trabaje el
    compresor y que sirven de referencia comparativa, aire que
    llamaremos "aire normal o "aire normalizado"
    distinguiéndolo con una N (Mayúscula) que
    situaremos después de las cifras y antes del volumen
    expresado. Por ejemplo: 600 N m³/h, equivale a un sistema
    que proporciona 600 m³/h expresados en condiciones
    normales.

    Las condiciones normales varían según el
    área de influencia tecnológica . Los que siguen las
    indicaciones del "Compressed Air & Gas Institute" de
    U.S.A. 1 N m³/h es un m³ de aire por hora a la
    temperatura de 20º C a la presión de 1.033 kg/cm2 y
    con una humedad relativa del 36 por ciento.

    En la zona europea, la norma C.E.T.O.P. RP-44P, propone
    como condiciones atmosféricas normales las que
    están especificadas en la ISO R 554, y
    que corresponden a la temperatura de  20º C a la
    presión de 101.3 mbar y con una humedad relativa del
    65%.

    Los procedimientos de
    prueba o los métodos de
    medida del caudal efectivo de aire libre suministrado por los
    compresores, vienen dados en las normas alemanas
    DIN 1945 y DIN 1952, inglesa BSS 726-1952, americana ASME PTC 9 y
    francesa NFX10

    SISTEMA
    INTERNACIONAL DE UNIDADES

    En la reunión del C.E.T.O.P. (Comité
    Europeo de las Transmisiones Óleo-hidráulicas y
    Neumáticas) celebrada en Berlín el 11 de junio de
    1966, para aquellos países europeos que tienen adoptada la
    terminología aprobada por dicho Comité se
    pensó usar en la definición de la presión
    como unidad de superficie el cm², y medir así la
    fuerza f que actúa sobre este elemento de superficie
    plana, dando como unidad de medida al kilogramo de presión
    por centímetro cuadrado representado por kp/cm²
    .

    (1 kp = 9,81 newton).De
    este modo , la presión del aire atmosférico es
    1,033 kp/cm2 = 1 atmósfera (kilogramo fuerza por
    centímetro cuadrado).

    Por otro lado, en Washington, durante la reunión
    del Comité Técnico del ISO ITC , se
    consideró la implantación del Pascal como
    unidad de presión, con sus múltiples y
    submúltiplos. 

    Estos y sus equivalentes son:

    Para ver la fórmula seleccione la
    opción "Descargar" del menú superior

    Subrayo estas dos modalidades de expresión para
    la representación de la presión  porque,
    mientras en Francia, en
    catálogos folletos, aparece claramente definida la
    expresión de bar como unidad de presión, en otros
    países europeos se viene adoptando la aplicación
    del kp/cm² como unidad de presión en sus
    especificaciones técnicas.

    Aunque podemos decir, sin temor a error, que

    Para ver la fórmula seleccione la
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    DIAGRAMA DE TRABAJO DE UN COMPRESOR DE
    PISTÓN

    En la presente página se generalizará
    sobre el ciclo de trabajo típico de un compresor y su
    rendimiento, al objeto de obtener del estudio del diagrama
    correspondiente la potencia requerida para la compresión ,
    pues no debemos olvidar que un compresor aspira aire a la
    presión atmosférica y lo comprime a una
    presión más elevada, necesitando para ello la
    adición de un motor que venza la resistencia que
    opone el aire a ser comprimido. La comparación de los
    diagramas de
    trabajo de dos compresores similares nos facilitaría la
    posibilidad de elección de aquel que presente un diagrama
    más favorable ya que ello repercutiría en una
    economía
    en cuanto a la potencia del motor de accionamiento del
    compresor.

    En la figura 6-1 se representa el ciclo de
    trabajo
    real de un compresor. A la derecha de la misma se ve
    la forma de actuar de las válvulas en las carreras de
    aspiración e impulsión en un cilindro de simple
    efecto. El desplazamiento D de un compresor es el volumen barrido
    en la unidad de tiempo por la cara o caras del pistón de
    la primera fase. Se expresa en N m3/min. Para. un cálculo
    preciso, y en el caso de doble efecto, hay que tener en cuenta el
    vástago del pistón.

    El espacio muerto (o volumen perjudicial)
    corresponde al volumen residual entre el pistón y el fondo
    del cilindro y las lumbreras de las válvulas, cuando el
    pistón está en su punto muerto. Se expresa en tanto
    por cien del desplazamiento.

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    La Fig. 6-2 representa un estudio comparativo entre los
    diagramas de trabajo real y el diagrama
    teórico.

    El diagrama teórico está configurado por
    los puntos 1-2-3-4, y los puntos 1-5-6-7 delimitan el diagrama
    real. El volumen perjudicial (espacio muerto) queda representado
    en el diagrama por el punto 6, que no coincide con el volumen
    cero. El 6 y 7 son indicativos de la expansión del aire
    contenido en el volumen perjudicial, desde que se cierra la
    lumbrera de la válvula de descarga hasta que se abre la
    lumbrera de la válvula de aspiración.

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    El contenido de las áreas  A , B , C y D, es
    motivado por:

    A) La refrigeración, que permite una
    aproximación del ciclo a una transformación
    isotérmica. Por falta de refrigeración, o por un
    calentamiento excesivo a causa de rozamientos, dicha área
    puede desaparecer.

    B) Trabajo necesario para efectuar la descarga del
    cilindro.

    C) Trabajo que el volumen perjudicial no devuelve al
    expansionarse, y que es absorbido en la
    compresión

    D) Trabajo perdido en el ciclo de
    aspiración.

    Las áreas rayadas B , C , D expresan las
    diferencias de trabajo efectuado en cada etapa del ciclo, entre
    el diagrama teórico y el diagrama real.

    El diagrama estudiado corresponde a un compresor de una
    etapa, cuyo ciclo de compresión se realiza
    rápidamente, sin dar tiempo a que el calor
    producido en la compresión del aire pueda disiparse en un
    refrigerante o intercambiador de calor , pudiendo decirse que el
    aire durante su compresión sigue una ley
    adiabática.

    La temperatura teórica de descarga para una
    compresión adiabática (sin intercambio de calor)
    viene dada por la fórmula:

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    siendo:

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    Cuando un compresor es de "n" fases, las relaciones de
    compresión de cada fase son sensiblemente iguales, y
    tienen por valor:

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    Prácticamente, todos los procesos de
    compresión son politrópicos , es decir, que la
    temperatura se eleva con la relación de presión, y
    cuando la temperatura se eleva, también se eleva el trabajo de
    compresión .

    La potencia adiabática teórica de
    compresión (sin intercambio de calor) es:

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    siendo:

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    En esta conjugación de temperatura de
    compresión y potencia al objeto de mejorar el rendimiento,
    la compresión se efectúa normalmente en etapas, de
    forma que se pueda refrigerar el aire entre cada una de ellas por
    medio de un refrigerador intermedio (con un agente enfriador que
    puede ser el aire o el agua), cuya
    acción principal es la de disipar el calor producido
    durante la compresión .

    La refrigeración intermedia perfecta se consigue
    cuando la temperatura del aire que sale del refrigerador
    intermedio es igual a la temperatura del aire de
    aspiración del compresor. Igualmente, se logra un consumo
    de potencia mínimo cuando las relaciones de
    compresión de todas las etapas son iguales. Si aumentamos
    el numero de etapas, la compresión se acerca a la
    isoterma, que es la transformación de
    compresión  que requiere menos
    trabajo. 

    Los compresores más usuales en el mercado tienen
    refrigeración intermedia, es decir, son de dos
    etapas. 

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    El diagrama indicado en la figura 6.3 corresponde a un
    compresor de dos etapas, y en ella los diagramas independientes
    de cada cilindro son estudiados como si fueran de un compresor de
    una etapa. La superposición de los diagramas de trabajo
    correspondientes al cilindro de baja presión (que es el
    que comprime el aire aspirado hasta una presión aproximada
    de 2 a 3 kg/cm² ) y al de alta presión (que comprime
    el aire recibido hasta la presión de trabajo) nos indica
    que la energía que requiere el cilindro de alta
    presión es muy inferior a la que exigiría si toda
    la compresión se hubiera realizado de una sola
    vez.

    En el diagrama totalizado de los dos cilindros, el aire
    aspirado en A es comprimido en el cilindro de baja presión
    (I), y a su salida pasa por el refrigerador intermedio en donde
    recupera su temperatura inicial. La segunda etapa comienza en B:
    el aire recibido del cilindro de baja presión es vuelto a
    comprimir en el cilindro del alta (II) hasta la presión
    final de descarga.

    El área rayada Z corresponde a un trabajo perdido
    que se realiza dos veces sobre el aire, en la expulsión
    del cilindro de baja presión y en la compresión del
    cilindro de alta presión .

    De la observación del gráfico se deduce
    que, para compresores de una etapa, o de dos etapas pero en la
    primera fase de compresión, la curva de compresión
    está siempre comprendida entre la isotérmica y la
    adiabática teóricas, pero aproximándose
    más a la segunda que a la primera, lo que refleja un
    proceso politrópico en donde

    PVn = Constante.

    El cuadro adjunto muestra la potencia requerida para
    comprimir un metro cúbico de aire libre por segundo a
    diferentes presiones, en un compresor de una etapa, permitiendo
    la comparación simultánea entre las potencias
    adiabática e isotérmica teóricas.

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    RENDIMIENTO DE LOS
    COMPRESORES

    Durante la compresión hay pérdidas
    termodinámicas y pérdidas mecánicas debidas
    a frotamientos, por lo que la potencia
    adiabática.

    El rendimiento teórico presenta las desviaciones
    del ciclo teórico respecto del ciclo ideal según
    consideremos este ciclo adiabático o
    isotérmico.  Se llama rendimiento adiabático
    de un compresor a la relación entre la potencia
    adiabática teórica de compresión
    Wta y la potencia real absorbida.

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    Para el rendimiento isotérmico, determinando la
    potencia isotérmica teórica de compresión (a
    temperatura constante) Wti, se tiene:

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    El rendimiento volumétrico Rv es la
    relación entre el caudal aspirado Qa y el
    desplazamiento D, o sea:

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    por consiguiente, el aire libre suministrado por un
    compresor es siempre menor que el desplazamiento.

    El rendimiento mecánico Rm es la
    relaci0n entre la potencia indicada y la potencia en el
    eje

    COMPRESORES DE
    AIRE A PISTÓN

    Los compresores son máquinas
    que aspiran el aire ambiente (a
    presión atmosférica) y lo comprimen hasta
    conferirle una presión superior.

    Existen diversos tipos de compresores , así como
    toda una teoría
    de cálculo que no vamos a exponer aquí, ya que el
    tema de estas páginas es el tratamiento del aire a la
    salida del compresor. Sin embargo, vamos a exponer someramente
    los diferentes tipos de compresores, resaltando aquellas partes
    que conviene tener en cuenta por su utilización
    posterior.

    COMPRESORES MONOFÁSICOS

    Los compresores monofásicos (Fig. 6-4), disponen
    de una simple fase de compresión. Se componen, en esencia,
    de un cárter con cigüeñal , un émbolo
    de pistón, y un cilindro. Para su refrigeración ,
    éste lleva en la parte exterior, aletas. Son utilizados
    para aplicaciones en donde el caudal sea limitado y en
    condiciones de servicio intermitente.

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    COMPRESORES BIFÁSICOS

    Los  compresores bifásicos (dos etapas)
    tienen la característica principal de que el aire es
    comprimido en dos fases ; en la primera fase (de baja
    presión ) , se comprime hasta 2 a 3 kg/cm², y en la
    segunda fase (de alta presión), se comprime hasta una
    presión máxima de 8 kg/cm².

    Pueden ser refrigerados por aire o por agua , es decir,
    el refrigerador intermedio (entre fases) puede actuar a base de
    un ventilador o en virtud de una corriente de agua a
    través del mismo.

    Normalmente, para potencias hasta 100 CV, lo habitual es
    el empleo de refrigeradores por aire, sin prejuicio de la
    facultad de dotarlos de una refrigeración por agua ; para
    potencias superiores, prepondera la aplicación de la
    refrigeración por agua aunque también se utilice la
    refrigeración por aire. La potencia del electro ventilador
    del refrigerador intermedio por aire  está en
    función de la potencia del compresor, del tipo de
    máquina y de las condiciones de trabajo.

    Los pistones y los cilindros pueden estar dispuestos en
    V (Fig..6-5 y 6-6) y en L (Fig. 6-7), montaje este último
    que es el normal cuando un cilindro es vertical.

    Estos modelos de compresores son los más usuales
    en la industria en
    general cubriendo sus caudales una extensa gama que va desde unos
    1000 N l/min. a 10000 N l/min., aproximadamente, para los modelos
    en V, y desde unos 10000 N l/min. 30000 N l/min. y
    más  para los modelos en L. La presión
    máxima de trabajo acostumbra ser de 8 kg/cm² , sin
    embargo, últimamente se tiende a aumentar
    ésta.

    En este tipo de compresores la temperatura de salida del
    aire comprimido es alrededor de los 130º C con una posible
    variación de  + 15 ºC.

    Los compresores bifásicos (dos etapas) pueden ser
    de simple efecto y de doble efecto

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    COMPRESORES DE DOS ETAPAS SIMPLE EFECTO 
    .

    En este tipo de compresores, el recorrido del aire en la
    compresión se realiza en dos etapas por medio de dos
    pistones, de los cuales uno hace la compresión de la
    primera etapa, y el otro, la de la segunda.

    El compresor, como puede verse en la vista en
    sección de la Fig. 6-8, aspira por el filtro de
    admisión F, el aire exterior que ha de comprimir. Para
    pasar el aire a la cámara de compresión, es
    necesario que las válvulas de aspiración VA1 
    se abran, lo que se realiza de una forma automática, ya
    que, al descender el pistón, se crea un vacío en
    las cámaras de compresión C-1 y, debido a la
    presión atmosférica, resulta empujada dicha
    válvula, dejando pasar el aire hasta que el pistón
    llega al punto muerto inferior (PMI) al iniciar su ascenso,
    aumenta la presión en las cámaras C-1, obligando a
    las válvulas VA-1 a cerrarse antes de que salga el aire
    que llenaba la cámara de compresión.

    Como el pistón sigue su ascenso, el aire aspirado
    es comprimido basta que la presión del mismo vence la
    fuerza de las válvulas de escape VE-1, con lo que
    éstas se abren dejando pasar el aire ya comprimido al
    refrigerador intermedio R, que es enfriado por medio de un
    ventilador.

    En esta etapa podría alcanzarse la presión
    que se deseara, pero se comprueba en la práctica, y
    teóricamente, que es antieconómico pretender
    presiones altas y caudales igualmente altos a base de comprimir
    el aire en una sola etapa, pues es necesaria más potencia
    y el aire sale más caliente que cuando se comprime en
    varias etapas (para presiones desde 4 a 12 kg/cm2 suelen
    emplearse compresores de dos etapas).

    Así , para evitar estos inconvenientes, se hace
    que el compresor comprima el aire en dos etapas, pero, antes de
    realizar la segunda, se enfría el aire
    prácticamente a la temperatura ambiente, con lo que se
    obtiene un mayor rendimiento y un aire más frío a
    la presión final de salida. Según esto, el aire se
    comprime a pocos kg de presión en la primera etapa; luego
    se enfría y, seguidamente se realiza la segunda etapa o de
    alta presión. El ciclo de aspiración,
    compresión y escape es igual que para la etapa de baja
    presión, si bien, en este caso, las cámaras de
    compresión C-2 son más pequeñas, pues al
    estar comprimido en parte el aire que penetra en ellas ocupa
    menos volumen que cuando lo hizo en las cámaras C-1;
    igualmente sucede con las válvulas VA-2 y VE-2, que pueden
    ser más pequeñas por necesitar menor superficie de
    paso (en algunos tipos se colocan , para aspiración de
    baja, dos válvulas, y lo mismo para escape de baja; y para
    aspiración y escape de alta, una para cada
    caso).

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    El movimiento de los pistones del compresor se logra por
    el clásico mecanismo de biela-manivela; los rozamientos
    por frotamientos se evitan transformando éstos en
    rodaduras por medio de cojinetes de agujas.

    COMPRESORES DE DOS ETAPAS DOBLE
    EFECTO 

    Para evitar los inconvenientes de los compresores de una
    etapa, en este tipo de compresores la compresión del aire
    se realiza en dos etapas por medio de un solo pistón, de
    los denominados diferenciales y, dado que el compresor va
    provisto de dos pistones, el caudal de aire suministrado es
    prácticamente el doble del que proporcionaría un
    compresor de dos pistones de simple efecto.

    La Fig. 6-9 nos muestra la forma en que se realiza el
    ciclo, pudiéndose apreciar como el compresor aspira aire
    exterior por filtros F. Para pasar el aire a las cámaras
    de compresión, es necesario que las válvulas de
    aspiración VA-1 se abran, lo que se realiza de forma
    automática , pues, al descender el pistón, se crea
    un vacío en las cámaras de compresión C-1 y,
    debido a la presión atmosférica, resultan empujadas
    dichas válvulas, dejando pasar el aire hasta que los
    pistones llegan al punto muerto inferior (MI); al iniciar los
    pistones su ascenso, aumenta la presión en las
    cámaras C-1 obligando a las válvulas VA-1 a
    cerrarse antes de que salga el aire que llenaba las
    cámaras de compresión.

    Como los pistones siguen su ascenso, el aire aspirado es
    comprimido hasta que la presión vence la fuerza de las
    válvulas de escape VE-1, con lo que éstas se abren,
    dejando pasar el aire comprimido al refrigerador R, que es
    enfriado por medio de un ventilador.

    El compresor comprime el aire en dos etapas, pero antes
    de realizarse la segunda, enfría el aire,
    prácticamente hasta la temperatura ambiente con lo que se
    obtiene un mayor rendimiento y un aire más frío a
    la presión final. Según esto, el aire en la primera
    etapa se le comprime a pocos Kg. de presión , luego se
    enfría y, seguidamente, se realiza la segunda etapa o de
    alta presión. El ciclo de aspiración
    compresión y escape al depósito es igual que para
    la etapa de baja presión, aunque , en este caso, las
    cámaras de compresión C-2 son más
    pequeñas, pues, al estar comprimido en parte el aire que
    penetra en ellas, ocupa menos volumen que cuando lo hizo en las
    cámaras C-1 igualmente sucede con las válvulas, que
    pueden ser mas pequeñas por necesitar menos superficie de
    paso (en algunos tipos se colocan para aspiración de baja,
    dos válvulas, y lo mismo para escape de baja; y para
    aspiración y escape de alta , una para cada caso )

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    DISPOSICIÓN DE LOS
    CILINDROS

    En los compresores de cilindros, o a pistón los
    fabricantes suelen utilizar diversas formas de montaje para los
    mismos, siendo las más frecuentes las que se de tallan en
    la figura 6-10 y que son : 1) disposición vertical, 2)
    horizontal, 3) en L o en ángulo (90º)  y 
    4) de dos cilindros opuestos, debiendo también incluir la
    disposición en V muy adoptada para los compresores
    pequeños.

    Los compresores verticales sólo se utilizar para
    potencias bastante pequeñas, ya que los efectos de
    machaqueo relativamente importantes producidos por esta
    disposición conducen al empleo de fundaciones bastante
    pesadas y voluminosas, en contraposici6n de las disposiciones
    horizontales o en ángulo, las cuales presentan cualidades
    de equilibrio tales que el volumen de las fundaciones se reducen
    muchísimo .

    Para compresores pequeños, la disposición
    en V es la mas empleada . Para compresores grandes de doble
    efecto, se recurre a la forma en L o en ángulo, con el
    cilindro de baja presión vertical y el de alta
    presión horizontal.

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    TABLA DE
    CARACTERÍSTICAS TÉCNICAS DE LOS COMPRESORES A
    PISTÓN

    En las tablas que siguen, se resumen a título de
    información, las características y datos necesarios
    para la elección del tipo adecuado de compresor a
    pistón, entre los diversos modelos mencionados .Todos
    ellos son para trabajar a una presión comprendida entre 6
    y 7 Kg./cm2, la presión máxima de 8 Kg./cm²,
    establecida como base general, indica la presión
    límite a la que pueden trabajar, no siendo, por supuesto,
    recomendable hacer que un compresor trabaje constantemente a su
    presión máxima. (Ver Pág. 14).

    COMPRESORES ROTATIVOS

    Se denominan compresores rotativos a aquellos grupos que
    producen aire comprimido por un sistema rotatorio y continuo, es
    decir, que empujan el aire desde la aspiración hacia la
    salida, comprimiéndolo.

    Se distinguen los siguientes tipos:

    De tornillo : esencialmente se componen
    de un par de rotores que tienen lóbulos helicoidales
    de engrane constante.

    De paletas : el rotor es
    excéntrico en relación a la carcasa o el
    cilindro, y lleva una serie de aletas que se ajustan contra
    las paredes de la carcasa debido a la fuerza
    centrífuga.

    Tipo Roots : consisten en una envolvente
    elíptica con  una rueda de paletas
    giratoria.

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    COMPRESORES DE TORNILLO

    El estudio del primer compresor rotativo de tornillo, lo
    realiza en 1934 el profesor Alf Lysholm .El principio de
    funcionamiento de este compresor está esquematizado en la
    figura 6-15.

    Lo que esencialmente constituye el compresor de
    tornillo, es un par de rotores que tienen lóbulos
    helicoidales de engranaje constante. Los rotores van montados en
    un cárter de hierro fundido
    provisto de una admisión para aire en un extremo y una
    salida en el otro. El tornillo macho tiene normalmente cuatro
    lóbulos y el hembra seis. El tornillo macho ha girado 1/4,
    el hembra 1/6 de revoluciones, en cada una de las figuras de]
    diagrama (Fig. 6-15) . Según giran los rotores , los
    espacios que hay entre los lóbulos van siendo ofrecidos al
    orificio de admisión y el incremento de volumen
    experimentado provoca un descenso de presión, con lo que
    dichos espacios empiezan a llenarse de aire (A). Al mismo tiempo
    se inyecta aceite sometido a presión neumática en el aire entrante; no hay bomba
    de aceite.

    Cuando los espacios interlobulares están
    completamente cargados de aire, la rotación , que
    prosigue, cierra el orificio de admisión y comienza la
    compresión (B) El volumen de aire que hay entre los
    rotores en engrane continuo sufre aún mayor
    reducción (E). Cuando se alcanza la presión final a
    que se somete el aire, el espacio interlobular queda conectado
    con el orificio de salida (D). la mezcla descargada de
    aire/aceite pasa por un separador que elimina las
    partículas de aceite. Entonces fluye el aire limpio por la
    tubería neumática

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    Como estos compresores pueden girar a mayor velocidad
    que los demás resultan apropiados especialmente en
    instalaciones que necesitan gran capacidad de aire
    comprimido.

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    Compresor a tornillo en proceso de
    construcción

    COMPRESORES DE PALETAS.

    Los compresores rotativos de paletas (Fig.6-16) pueden
    ser de una o de dos etapas. Los de una etapa alcanzan presiones
    efectivas de 0,5 a 4 Kg./cm2, y los de dos etapas, presiones de 3
    a 8 Kg./cm2; el volumen de aire oscila entre 100 a 2500 N
    m3/h

    Su funcionamiento está ilustrado en la Fig. 6-16.
    El rotor R. que es excéntrico respecto a la carcasa por
    efecto de la fuerza centrífuga. Debido a la
    posición excéntrica de los cojinetes del rotor, en
    cada revolución las aletas se deslizan hacia fuera y hacia
    dentro de las ranuras del mismo.

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    El volumen creado entre dos aletas disminuye durante la
    rotación hacia la cámara de presión, desde
    donde se suministra el aire comprimido.

    Un compresor de paletas es una máquina
    equilibrada, apropiada para la conexión directa a un motor
    de velocidad relativamente alta. Sin embargo, su bajo rendimiento
    le impide competir con los compresores de pistón en la
    mayoría de los casos Es apropiado para trabajos en los que
    sólo se necesita baja presión. Además, con
    el uso, su rendimiento disminuye y el consumo de lubricante es
    elevado.

    COMPRESORES TIPO ROOTS

    Los compresores Roots (Fig. 6-17) conocidos
    también con el nombre de soplantes

    tienen un amplio campo de aplicación para bajas
    presiones. Estos compresores tienen dos rotores de igual forma,
    por lo cual no pueden realizan compresión interior ya que
    el volumen de las cámaras de trabajo no disminuye durante
    la rotación. El retorno de presión. que tiene lugar
    en la cámara de trabajo al efectuarse la apertura hacia la
    cámara de presión, requiere mayor consumo de
    potencia que en el caso de la compresión interior, por lo
    cual no se deben alcanzar compresiones muy superiores a los 0,8
    Kg./cm² . Ello se debe a la razón citada y,
    además a que se producirán pérdidas
    demasiado elevadas a través de los intersticios al ser
    relativamente cortas las líneas de cierre entre rotor y
    carcasa.

    Con compresores de este tipo se pueden alcanzar
    elevaciones de presión de unos 2  Kg./cm²
    resultando adecuado especialmente su montaje sobre camiones-silo
    para la impulsión neumática de materiales a granel,
    debido a su suave funcionamiento y a su favorables dimensiones
    constructivas.

    NUEVOS
    DESARROLLOS EN LOS COMPRESORES ROTATIVOS

    a) De paletas 

    El empleo industrial de los compresores de paletas
    quedaba limitado, por sus propias peculiaridades, para ciertos
    casos particulares.

    Están considerados como compresores de una etapa
    para presiones de hasta 5 Kg./cm² , y su bajo rendimiento
    les impedía competir con los compresores de pistón
    en la mayoría de los casos; por ello, su
    utilización solamente era recomendada para  trabajos
    en los que , únicamente se necesitase baja presión
    .

    Sin embargo , por los años setenta, dado
    él avance tecnológico  experimentado por el
    aire comprimido, se empiezan a comercializar compresores de
    paletas que alcanzan presiones máximas (a pleno caudal en
    la descarga del grupo) de.8
    Kg./cm² y volúmenes de aire que oscilan entre 90 y
    515  N m³/h, para una potencia nominal del motor entre
    los 15 y 75 CV. Poseen una ventaja muy a tener en cuenta : dado
    el alto nivel de ruido que producen los compresores de
    pistón , y es la insonorización grupo por medio de
    un dispositivo que baja sensiblemente el nivel sonoro de la
    central de aire .

    Por otro lado, el arcaico diseño del compresor de
    pistón queda marginado y se configura un modelo
    industrial de atrayente aspecto, que sigue la línea
    cubista en su formato, con una carcasa metálica que agrupa
    todos los elementos, desde el depósito de aire hasta el
    cuadro de maniobras de arranque directo . 

    La notable disminución de la temperatura
    máxima del aire en la descarga para una temperatura
    ambiente de 20 ºC  , que se sitúa  entre
    los 100 ºC permite utilizar el aire comprimido tal y como
    fluye del compresor, sin necesidad de aplicarle un refrigerador
    posterior. Sin embargo , en caso de necesitar un aire frío
    para su utilización la adición de un refrigerador
    posterior enfriado por agua o por aire no alcanza las
    proporciones de un refrigerador normal, debido a que el salto
    térmico es menor que para los compresores de
    pistón.

    Dado que en este tipo de compresores la descarga se
    efectúa sin pulsaciones, puede eliminarse la necesidad de
    un depósito de aire , la regulación asegura una
    presión constante en la descarga para un caudal variable
    de 0 a 100%. Si la regulación de la presión se
    efectúa a 7 Kg./cm2, ésta varía sólo
    de 7 Kg./cm2 a plena carga hasta 7,35 Kg./cm2 a caudal
    nulo.

    Funcionamiento

    El aire exterior es introducido  en el rotor
    monobloque del compresor , a través de los paneles
    filtrantes exteriores que se encuentran en chasis metálico
    del compresor , y es recogido por un ventilador que está
    montado sobre el acoplamiento flexible motor compresor . La
    acción del ventilador impulsa aire al compresor por medio
    del filtro de aspiración , al mismo tiempo que asegura la
    refrigeración del aceite en el  radiador y
    proporciona un enfriamiento suplementario. al motor , ya que el
    compresor rotativo de paletas esta refrigerado por
    aceite.

    La tubuladura de aspiración se encuentra a la
    derecha del cilindro , y la de descarga a la
    Izquierda. 

    El rotor gira alrededor de un eje excéntrico. En
    la aspiración, las paletas, que se aplican contra las
    paredes del cilindro por efecto de la fuerza centrífuga,
    deslizan sus ranuras hasta el punto de mínima
    excentricidad, situado en la parte alta del cilindro. El aire
    aprisionado en el volumen comprendido entre dos paletas
    consecutivas en comprimido cuando la rotación
    continúa y el volumen disminuye. En la parte alta del
    cilindro, donde comienza la compresión, se inyecta una
    cierta cantidad de aceite a través de los orificios
    calibrados y de los alojamientos de los rodamientos de rodillos.
    Este aceite, filtrado y refrigerado, absorbe el calor producido
    por la compresión, según puede verse en la figura
    6-18 representativa del principio de compresión
    .

    Para ver el gráfico seleccione la
    opción "Descargar" del menú superior

    b) De tornillo

    Desde que se construyó el primer prototipo de
    compresor rotativo de tornillo, hasta nuestros días, el
    referido compresor ha sufrido una evolución industrial
    considerable.

    Uno de los rasgos definitivos de estos primeros
    compresores a tornillo era que todos funcionaban con
    cámaras de compresión libres de aceite.

    A fines de la década de los 50 se produjo otra
    innovación: el uso del compresor a tornillo
    con inyección de aceite en las cámaras de
    compresión. Este tipo de compresor a tornillo fue pensado,
    en principio, para uso en unidades portátiles, pero
    más tarde pasó a emplearse en versiones
    estacionarias.

    Sin embargo, los compresores de tornillo tenían
    algunos factores específicos que contribuían a
    limitar su campo de operaciones, tales como rotura de rotores si
    ocurrían dificultades en su marcha, percances sensibles en
    los rodamientos, incidencia del diseño del perfil de los
    rotores en las características de eficiencia, nivel de
    ruido bastante alto y de elevada frecuencia, por cuyas razones la
    utilización de un compresor de tornillo quedaba relegada a
    instalaciones que necesitaban gran capacidad de aire
    comprimido.

    La búsqueda de nuevos perfeccionamientos para el
    compresor a tornillo dio origen a una cuidadosa investigación en el diseño de una
    nueva generación de compresores a tornillo, con la
    intención de eliminar aquellas desventajas.

    Las principales características de las mejoras
    obtenidas son:

    a) La adopción
    de un nuevo perfil de rotor para mejorar la seguridad
    mecánica y mejor eficacia,
    particularmente en unidades de menor capacidad.

    b) Cierre de la estanquidad de grafito sobre
    fundición.

    c) El uso de un sistema especial de refrigeración
    para los elementos del compresor, a fin de asegurar una
    expansión uniforme entre la carcasa y los rotores bajo
    todo tipo de condiciones de funcionamiento. 

    La Fig. 6-19 muestra el nuevo aspecto de los compresores
    rotativos de tornillo dentro de un chasis metálico que
    centraliza todos los componentes que integran su
    funcionamiento.

    Para ver el gráfico seleccione la
    opción "Descargar" del menú superior

    Fig. 6-19

    Son muy severos los requerimientos del control de la
    presión en un sistema hidráulico. Esto puede ser
    sumariamente descrito de la siguiente fama:

    1) Limite de la presión de seguridad. Cada
    sistema hidráulico que utilice bombas de desplazamiento
    positivo debe poseer una válvula de alivio de seguridad
    que garantiza el alivio de un incremento accidental, de la
    presión más allá del límite fijado
    como presión de trabajo. En muchos sistemas la
    válvula de alivio de seguridad no es normalmente  un
    componente activo durante el ciclo de trabajo y en ese caso ella
    está realizada mediante la forma una válvula de
    alivio de pistón directo.

    2) Establecimiento de la presión de trabajo. En
    otros sistemas la válvula de alivio es un elemento
    importante de trabajo durante el ciclo regular, manteniendo a un
    nivel preestablecido la presión del circuito, Para esta
    función, se utilizan válvulas de alivio comandadas
    en forma piloto como vamos a describir en este tema.

    3) Establecimiento de dos a más presiones de
    trabajo: Muchas máquinas requieren variaciones y cambios
    del nivel de presión durante el ciclo de su trabajo
    regular, para este propósito el alivio accionado por
    piloto puede ser controlado en fama automática por
    accionamientos manuales o
    eléctricos

    4) Otras máquinas requieren dos o más
    niveles da presión que deben ser mantenidos al mismo
    tiempo. Para ello la válvula reductora de presión
    es utilizada a los efectos de obtener los niveles de
    presión menores .

    5) En algunas instalaciones es necesario que la
    presión generada por la bomba sea aliviada completamente
    durante cierta parte del ciclo. Esto generalmente se obtiene
    mediante el venteo de una válvula de alivio pilotada , por
    la aplicación de una presión piloto o una
    válvula by- pass o por otros medios de descarga que
    veremos más adelante.

    Bibliografía
    y Sitios WEB de interés
    para Ingenieros Industriales

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    ¿Qué es la Filosofía?

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    Ingeniería de métodos

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    Análisis Sistemático de la
    Producción 1

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    Tutsi

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    unidimensional

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    del TE

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    Electricidad
    de Ingeniería

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    Prácticas del laboratorio de química de la
    Universidad

    /trabajos12/prala/prala

     

     

    Trabajo Enviado y Elaborado por:

    Iván Escalona Moreno

     

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