Diseño de una máquina para pre-crecimiento de grietas por fatiga en probetas de ensayo de tenacidad a fractura. Solución hidráulica

Proyecto Fin de Carrera Ingeniería de Telecomunicación Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería Autor: F. Javier Payán Somet Tutor: Juan José Murillo Fuentes Dep. Teoría de la Señal y Comunicaciones Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2013 Trabajo Fin de Grado Ingeniería de Tecnologías Industriales Diseño de una máquina para precrecimiento de grietas por fatiga en probetas de ensayo de tenacidad a fractura. Solución hidráulica. Autor: Ana María Rodríguez Tutor: Alfredo de Jesús Navarro Robles Departamento de Ingeniería Mecánica y Fabricación Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2019 Trabajo Fin de Grado Ingeniería de Tecnologías Industriales Diseño de una máquina para pre-crecimiento de grietas por fatiga en probetas de ensayo de tenacidad a fractura. Solución hidráulica. Autor: Ana María Rodríguez Tutor: Alfredo de Jesús Navarro Robles Catedátrico de Universidad Departamento de Ingeniería Mecánica y Fabricación Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2019 Trabajo Fin de Grado: Diseño de una máquina para pre-crecimiento de grietas por fatiga en probetas de ensayo de tenacidad a fractura. Solución hidráulica. Autor: Ana María Rodríguez Tutor: Alfredo de Jesús Navarro Robles El tribunal nombrado para juzgar el trabajo arriba indicado, compuesto por los siguientes profesores: Presidente: Vocal/es: Secretario: acuerdan otorgarle la calificación de: El Secretario del Tribunal Fecha: Agradecimientos Gr acias a mis padres por haberme enseñado la importancia del trabajo bien hecho y por haberme inculcado desde pequeña lo necesario de los estudios y el aprendizaje. Gracias también a mi hermano Carlos por haber sido siempre un referente a seguir tanto de forma profesional y académica como en lo personal. Gracias a mis amigas, Sarah, Ouyan y Jacqueline, por escucharme contar mis avances en este proyecto y alegrarse por mí. Gracias a Ignacio, por haberme echado una mano en todo lo que necesitaba. Gracias a mi tutor, Alfredo Navarro, por encauzarme la dirección del trabajo siempre que lo he necesitado, su paciencia y respeto por mis tiempos, y su disponibilidad siempre que lo necesitaba. Gracias también a Pepe Guareño, por atenderme en los laboratorios en el comienzo de este proyecto y ayudarme a entender el porqué de estos ensayos. Por último, muchísimas gracias a todos los profesores que he tenido durante toda mi vida de estudiante, que de una forma indirecta han contribuido a la realización de este trabajo. Espero que este proyecto le sea útil a cualquiera que pretenda diseñar una máquina hidráulica. Ana María Rodríguez Alumna de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería Sevilla, 2019 I Resumen En la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla se realizan unos ensayos de tenacidad a fractura a unas probetas de aluminio gracias a unas máquinas impulsadas por un circuito oleohidráulico. Este ensayo puede dividirse en dos etapas: una primera en la que la grieta precrece, y una segunda en la que se ensaya la probeta hasta que esta se rompe. El objetivo de este trabajo es diseñar una nueva máquina hidráulica que realice la primera parte de estos ensayos para reducir la carga de trabajo de las máquinas existentes. III 2Capítulo 1. Introducción Para el caso particular del comportamiento de una pieza con una grieta, su resistencia a la rotura es menor que la de una pieza sin ella. La capacidad que tiene un material de resistir a rotura en presencia de una grieta se denomina tenacidad a fractura. La aparición de las grietas es, por lo general, imprevisible; aunque existen determinadas formas de piezas que favorecen los llamados concentradores de tensiones. Un concentrador de tensiones puede ser una muesca, una grieta imperceptible, un defecto de fabricación, etc., y se convierte en una zona donde la tensión que experimenta la pieza es mucho mayor que la aplicada. 1.2 Breve resumen sobre Fatiga Son extremadamente comunes los casos en los que componentes mecánicos deben soportar solicitaciones cíclicas, ya sean periódicas o aleatorias. Estas cargas pueden aplicarse exactamente igual que cualquier carga estática, ya sea a tracción, tracción-compresión, flexión rotativa... En el caso del ensayo que nos ocupa en este trabajo, la probeta siempre está siendo traccionada. Algunos ejemplos reales de solicitaciones cíclicas puede ser la vibración originada por un motor, el fallo de una pieza por experimentar fuerzas cíclicas en una cadena de producción, etc. En dicho caso, se viene observando desde hace años como la fuerza máxima que hace que la pieza falle es siempre inferior a la fuerza máxima que podría soportar la pieza en caso de que esta se aplicara de manera estática. Aún más, en presencia de grietas, la aplicación de cargas cíclicas originan un estado tensional interior que hace crecer la grieta aún más rápido que si de una carga estática se tratara. En ocasiones, los ciclos de carga necesarios para pasar de una grieta, hasta llegar a que la pieza no tenga área útil para soportar los esfuerzos, son tan pocos que puede resultar en una rotura imprevisible y catastrófica. Después de todo lo mencionado, se comprende el interés y la utilidad de predecir el comportamiento a fatiga de distintos materiales, y formas con el fin de evitar fallos y mejorar las previsiones. Típicamente se realizan ensayos a probetas con este fin, como es el caso del ensayo de tenacidad a fractura que se tratará en este trabajo, y que se describe en la siguiente sección. 1.3 Ensayo de tenacidad a fractura de la probeta Compact El precrecimiento de la grieta de la probeta Compact se realiza mediante la aplicación de una solicitaciones específicas, las cuales varían según el material de la probeta y sus dimensiones. Estas medidas, así como sus tolerancias, además de todo lo relativo a este ensayo viene recogido en la norma ASTM-e399. En nuestro caso, la probeta está fabricada en aluminio 7075, y tiene esta forma y dimensiones: Figura 1.2 Vistas de alzado y planta de la probeta Compact acotadas. 1.3 Ensayo de tenacidad a fractura de la probeta Compact 3 De esta misma norma se obtienen también los valores de las fuerzas que se aplican durante el ensayo. En primer lugar, se realizan 10000 ciclos de una tensión variable entre 900 y 9000 N . Después, se realizan de nuevo 10000 ciclos donde la fuerza varía entre 600 y6000 N. A partir de ahora nos referiremos a estas dos fases como etapa 1 y etapa 2. Figura 1.3 Representación de la fuerza aplicada con respecto al nºde ciclos. A continuación se calculará la elongación máxima que experimentan los extremos de la pieza durante el ensayo, aplicando una fórmula extraída de la norma que considera la forma y el material utilizados, además del tipo de solicitaciones que experimenta la probeta. Así, el desplazamiento máximo de los labios de la probeta será: Vm=q E0·Be ·P=P kpieza (1.1) donde: Vmes la elongación que experimenta la pieza en metros. Pes la carga aplicada en Newtons. q es un coeficiente adimensional que varía en función de las dimensiones de la pieza a y W , y cuya expresión es la siguiente: q(a W) = 19.75 (1−a W)2 ·[0.5+0.192 ·(a W)+1.385 ·(a W)2−2.919 ·(a W)3+1.842 ·(a W)4] = 39.10 (1.2) E0equivale a E 1−ν2, puesto que se trata de un problema de deformación plana. Beequivale a B(espesor de la probeta), pues este es constante. Así pues, el valor de kpieza será: kpieza =E0·Be q=E·B q·(1−ν2)=7.12 ·1010 ·0.025 39.1·(1−0.332)=51.09 ·106N/m(1.3) A partir de este valor, podemos calcular la apertura de los labios de la probeta para los picos de fuerzas que se aplican a lo largo del ensayo: Vm(900 N) = P kpieza =900 N 51.1N/m=0.0176 mm (1.4) Vm(9000 N) = P kpieza =9000 N 51.1N/m=0.176 mm (1.5) Vm(600 N) = P kpieza =600 N 51.1N/m=0.0117 mm (1.6) 4Capítulo 1. Introducción Vm(6000 N) = P kpieza =6000 N 51.1N/m=0.117 mm (1.7) Nótese que estos desplazamientos son los relativos con respecto a no aplicar ninguna carga. En el caso real del ensayo, la apertura de los labios de la probeta oscilará entre las correspondientes a la mayor y la menor fuerza de la fase en curso. Así, en la fase 1, cuando la fuerza aplicada varíe entre 9000 y 900 N , el desplazamiento relativo de los labios de la probeta será de 0.176 −0.0176 =0.1584 mm . En la fase 2, cuando la fuerza varíe entre 6000 y 600 N , el desplazamiento relativo de los labios de la probeta será de 0.117 −0.0117 =0.1053 mm. 2 Diseño inicial Inicialmente se ha diseñado un circuito relativamente básico donde un cilindro hidráulico conectado a la probeta la traccionará entre las fuerzas máxima y mínima. Una bomba accionada por un motor eléctrico le suministrará el caudal necesario, y una válvula direccional será la encargada de redirigir el flujo y mover así el cilindro a extensión o retracción. Además, otros elementos, como filtros o una válvula de seguridad serán necesarios, es por ello que se incluyen en el esquema inicial. Este circuito será susceptible de modificaciones según vayan siendo necesarias. Figura 2.1 Esquema inicial del sistema hidráulico. Por comodidad, se ha decidido dividir la máquina en tres grandes grupos, según sean sus elementos hidráulicos, mecánicos, o eléctricos; y que a su vez conforman los capítulos de este trabajo. 5 6Capítulo 2. Diseño inicial Figura 2.2 Relaciones entre los distintos sistemas. El grupo hidráulico comprende todos los elementos del circuito desde la bomba hasta el cilindro. Es el objeto de estudio principal de este trabajo y la parte encargada de proporcionar la fuerza que se necesita para ensayar la probeta. El grupo mecánico comprende a la pieza, las mordazas, y cualquier otro elemento mecánico que tenga como tarea sujetar la pieza o ejercer una fuerza sobre esta. Por último, el grupo de control automático recoge todo el circuito eléctrico, así como cualquier sensor que sea necesario, como puede ser una célula de carga o desplazamiento. 3 Grupo mecánico Tal y como se ha diseñado inicialmente la máquina en la figura 2.1, la carrera que recorre el pistón es igual a la apertura de los labios de la probeta. Esto es un inconveniente puesto que es un recorrido demasiado pequeño (0.15 mm aproximadamente como máximo). Es por ello que se decide colocar un resorte entre el cilindro y la pieza, de manera que el pistón pueda recorrer una mayor distancia y la probeta siga experimentando la misma fuerza. Puesto que existen varias disposiciones posibles del resorte con respecto a la pieza para lograr este cometido, a continuación se analizarán algunas de ellas y se descartarán o no en función de su viabilidad, coste y mantenimiento. 3.1 Alternativas de resortes Alternativa n º 1: La solución más simple e intuitiva consiste en colocar un muelle entre el cilindro y la probeta. Es la alternativa más simple, pues al trabajar a tracción, no necesitamos una guía que mantenga al muelle trabajando en su eje, evitándonos así problemas de fricción o pandeo. Por el contrario, este diseño presenta tres inconvenientes principalmente. En primer lugar, es cuando el pistón trabaja a retracción que debe proporcionar los 9000 N de fuerza, por lo que el tamaño del cilindro se vería algo sobredimensionado. En segundo lugar, sabemos que un muelle trabajando a tracción de dimensiones similares a uno que trabaje a compresión soporta fuerzas inferiores a este. Por último, buscando en los catálogos de los diferentes proveedores, se comprueba cómo muy pocos soportan una fuerza de 9000 N , y aquellos pocos que lo hacen superan los 0.5 metros de longitud. Figura 3.1 Alternativa de resorte nº1. • Alternativa n º 2: Colocar dos o más muelles en paralelo a tracción en sustitución del único muelle mencionado. Así, la fuerza que experimentan los mismos se vería reducida, y en consecuencia el tamaño de los muelles también. La dificultad que esta idea presenta es que habría que diseñar la pieza que conecta el 7 8Capítulo 3. Grupo mecánico extremo del pistón con los muelles. Además de tener unas tolerancias relativamente pequeñas, esta pieza tendría que tener vida infinita a fatiga para la fuerza ejercida, así como soportar el momento que se crearía en el brazo que conecta el muelle con el pistón. Figura 3.2 Alternativa de resorte nº2. Alternativa n º 3: Rehacer el diseño de manera que el muelle quede trabajando a compresión. Un muelle a compresión con las mismas espiras útiles y tamaño que un muelle a tracción puede soportar mucha mayor carga. Esto implica que el espacio ocupado por el muelle sería menor, además de que su fabricación sería más sencilla y económica. Por el contrario, hay que tener en cuenta que, al estar trabajando a compresión, hay que tener en cuenta la posibilidad de que el muelle pandee. Además, quizás sea necesaria una guía que mantenga al muelle trabajando sobre su propio eje sin desplazarse. Finalmente, debe tenerse en cuenta que el montaje de este muelle será algo más complejo que si tuviéramos el muelle trabajando a tracción, pues habría que diseñar y fabricar la pieza de unión entre el muelle y la probeta que rodee a esta última. Figura 3.3 Alternativa de resorte nº3. Alternativa n º 4: en lugar de un muelle, podría colocarse un resorte a gas. En principio, y puesto que esta solución va a resultar más compleja de diseñar que un resorte normal, no será contemplada a menos que las demás fallen. 3.1 Alternativas de resortes 9 Figura 3.4 Alternativa de resorte nº4. Alternativa n º 5: similar a la alternativa n º 2, podría estudiarse modificar el pistón de manera que tenga un diseño telescópico y un muelle en su interior que trabaje a compresión como se muestra a continuación. Debido al funcionamiento del pistón telescópico, el diseño del sistema deberá ser algo similar al siguiente esquema: Figura 3.5 Alternativa de resorte nº5. Pese al ahorro de espacio que supone este diseño por su forma compacta, y a la comodidad que supone que el propio pistón haga las veces de guía del resorte, probablemente no resultará la alternativa seleccionada debido a la complejidad de diseño y sobretodo dificultad en cuanto a mantenimiento que presenta. Alternativa n º 6: similar a la alternativa n º 2, podría plantearse colocar varios muelles en paralelo a compresión, ya que supondría una reducción en el esfuerzo que estos soportan y en su tamaño. Al igual que en la alternativa n º 2, habría que diseñar la pieza de bifurcación del pistón a los muelles, así como aquella que concentra de nuevo los ramales en uno solo y que ya conecta a la pieza. Teniendo en cuenta todo esto, esta alternativa no parece muy viable, ya que la fuerza aplicada no es lo suficientemente grande como para que compense los arreglos necesarios. 10 Capítulo 3. Grupo mecánico Figura 3.6 Alternativa de resorte nº6. Alternativa n º 7: existen una clase de muelles llamados resortes de barra, como los que se muestran en la figura 3.7. Las ventajas de este tipo de muelles es que trabajan a compresión (lo cual ya hemos visto que es ventajoso pues para un mismo tamaño de hilo o diámetro, los muelles a compresión aguantan más fuerza), y además la barra que se encuentra en su interior ejerce de guía, evitando que se mueva el muelle. Por otro lado, se simplifica el montaje del sistema, ya que este sería como el de la alternativa n º 1, es decir, colocado como si trabajara a tracción. Como desventaja hay que tener en cuenta que este muelle no es demasiado común y probablemente habría que fabricarlo a medida, lo cual incrementaría los costes considerablemente. Además, los cálculos que habría que realizar no son tan sencillos pues esta variedad de resortes no está tan estudiada como los resortes clásicos. Vemos que los puntos de enganche pueden presentar una concentración de fuerzas que puede resultar importante al nivel de los esfuerzos a los que trabajará el muelle, los cuales convendría estudiar. Figura 3.7 Ejemplos de distintos resortes de barras. 3.2 Selección del resorte Tras un intenso análisis de los pros y contras de cada alternativa, y tras una exhaustiva búsqueda en los catálogos de bastantes proveedores, se ha decidido que la solución óptima es colocar un resorte a compresión, tal y como se propone en la alternativa nº3. El resorte seleccionado pertenece a la familia de muelles de matricería para carga extra-fuerte. 3.2 Selección del resorte 11 Figura 3.8 Muelle de matricería de sección rectangular para carga extra-fuerte. Múltiples proveedores ofrecen la familia completa del modelo de muelle que queremos. Algunos ejemplos de estos proveedores son Oldis f er , Todomuelles , Eldracher , Springmakers , Unceta ... En el caso particular de Springmakers, por ejemplo, los muelles no exceden de un precio de 50€. Por otro lado, los muelles a compresión están considerablemente mejor estudiados (en cuanto a concentración de esfuerzos locales, límites a pandeo, resistencia a fatiga, etc.) que aquellos que trabajan a tracción, o el resorte de barra. De hecho, el modelo seleccionado viene regido por la norma ISO 10243, y se puede observar como los diferentes proveedores utilizan las mismas medidas estandarizadas en sus catálogos. Conviene mencionar que el resorte elegido es de sección cuadrada, lo cual permite reducir el largo inicial del muelle manteniendo la fuerza que puede llegar a soportar. Podemos observar cómo para los mismos diámetros internos y externos, e igual sección del hilo del muelle, encontramos muelles con distintas características. Las variaciones de uno a otro se dan en la fuerza máxima que pueden soportar, la constante elástica de cada uno, y en consecuencia la elongación que experimentan. Finalmente se ha elegido el muelle con referencia G63 −203 , del proveedor Todomuelles (ver Anexo 8.2). Este resorte tiene una longitud natural de 20.3cm y una constante elástica de 337 N/mm , por lo que su desplazamiento máximo para los 9000 N de fuerza aplicada es de 2.7cm , es decir, un 13% de su longitud natural aproximadamente. Es un resorte de sección cuadrada de cuyos lados miden 11.6mm y 14.9mm . El diámetros exterior mide 63 mm y el interior mide 38 mm. Figura 3.9 Esquema del muelle seleccionado acotado. 3.2.1 Comprobación a fatiga En matricería se realizan desde 5 o 6 hasta 1000 estampaciones por minuto, lo que quiere decir que los distintos componentes implicados deben en muchas ocasiones trabajar a fatiga. Tal y como nos indican el 18 Capítulo 3. Grupo mecánico Figura 3.19 Ciclos que soporta la pieza U. Figura 3.20 Ciclos que soporta la pieza I. 3.3 Montaje del conjunto mecánico 19 Figura 3.21 Daño que experimenta la pieza U. Figura 3.22 Daño que experimenta la pieza I. Puede verse como en las cuatro imágenes las piezas son completamente azules, lo que implica que tienen vida a fatiga infinita, y no presentan daño acumulado. 3.3.4 Pasos para preparar el montaje para el ensayo A continuación se van a mostrar una serie de viñetas con los pasos para montar el sistema mecánico a la hora de iniciar el ensayo. Evidentemente, los pasos para desmontar el sistema y extraer la probeta una vez finalizado el ensayo son los mismos pero en el orden contrario. 20 Capítulo 3. Grupo mecánico Figura 3.23 Paso 1 para extraer la probeta. Figura 3.24 Paso 2 para extraer la probeta. 3.3 Montaje del conjunto mecánico 21 Figura 3.25 Paso 3 para extraer la probeta. 4 Grupo hidráulico Después de las modificaciones realizadas en el capítulo anterior al diseño inicial, el circuito adopta la siguiente estructura: Figura 4.1 Diseño 1. En este capítulo se seleccionarán los distintos componentes que forman el circuito partir de los cálculos que se realizan para estimar los requerimientos del sistema. Estos requerimientos podrán ser dimensionales, de presión, de limpieza del aceite, de velocidad, etc. Nótese que, de nuevo, aunque los capítulos están ordenados según se va diseñando, en ocasiones será necesario citar secciones o capítulos no desarrollados hasta dicho momento, ya que el proceso de diseño no es lineal, sino que en ocasiones es iterativo y deben modificarse ciertas decisiones tomadas. Por lo general, en cada apartado se desarrollará cada elemento a sabiendas de que es el definitivo. El proceso de diseño de un circuito hidráulico suele comenzar por seleccionar un cilindro de un catálogo 23 24 Capítulo 4. Grupo hidráulico adecuado a nuestros requerimientos de fuerza que debe proporcionar y velocidad del pistón (o bien la fabricación de un diseño nuevo si no se encuentra ninguno adecuado). En este caso se hará así, y para poder seleccionar dicho cilindro se deberán realizar unas estimaciones que se desarrollarán en el capítulo que sigue. 4.1 Cilindro hidráulico En este capítulo se realizarán una serie de cálculos que nos permitan estimar las dimensiones de nuestro cilindro hidráulico. El esquema hidráulico del cilindro es el que se muestra a continuación: Figura 4.2 Esquema del cilindro hidráulico.. Para dimensionar el cilindro hidráulico se ha programado un código de Matlab que se incluye en el Anexo 8.1. Este código nos proporcionará unos rangos de valores de los distintos parámetros del sistema entre los que se deberá trabajar. Tras ello, y si no se obtienen unos valores que requieran fabricar un cilindro con necesidades especiales, podrá procederse a seleccionar uno de un catálogo que sea lo más fiel posible al calculado. El proceso de diseño comienza por establecer la velocidad a la que se desplazará el pistón, que a su vez será el cociente de la distancia total que recorrerá el eje a lo largo del ensayo y el tiempo en el que quiere realizarse el mismo. v=carrera del piston ·numero de ciclos tiempo en el que se quiere realizar el ensayo =C·N T(4.1) El desplazamiento total del pistón equivale a la elongación del muelle y la de la probeta, cuya representación esquemática se muestra en la figura 4.3. es decir, C=E+Vm Figura 4.3 Representación del movimiento del pistón. Si se considera que el muelle y la pieza son dos resortes en serie cada uno con módulo elástico kmuelle y kpieza respectivamente, puede calcularse el desplazamiento del conjunto como un único resorte con un módulo de elasticidad equivalente: 1 keq =1 kmuelle +1 kpieza →keq =3.35 ·10−5N/m(4.2) Puede entonces calcularse el desplazamiento que experimenta el sistema aplicando la Ley de Hooke. El valor que debe recorrer el pistón se corresponde a la diferencia de desplazamientos que provocan la carga 4.1 Cilindro hidráulico 25 máxima y la mínima. En la primera parte del ensayo, estas fuerzas son 9000 N y 900 N respectivamente, por lo que el desplazamiento será: C1=∆V1=V1max −V1min =F1max keq −F1min keq =F1max −F1min keq =9000 −900 3.35 ·10−5=2.4cm (4.3) A continuación se realizará el cálculo para la elongación resultado de aplicar 6000 N y 600 N , ya que será un dato necesario para calcular el tiempo que se tarda en ensayar la probeta. C2=∆V2=V2max −V2min =F2max keq −F2min keq =F2max −F2min keq =6000 −600 3.35 ·10−5=1.6cm (4.4) Se selecciona como cilindro uno del proveedor a Roquet . Dicho cilindro tiene un diámetro interior de 63 mm y el diámetro del pistón es de 36 mm . Si establecemos una velocidad provisional de 1.5m/min , que equivalen a 2.5cm/s, se obtienen los siguientes valores: Pmax =F1max Acap =9000 0.0031 =28.9bar (4.5) Q=v·A=4.7l/min (4.6) donde Pmax es la presión máxima que puede llegar a experimentar el cilindro, y Q es el caudal que tendría que aportar la bomba. El cilindro elegido tiene como referencia 1DFL −DN −36 −63 −100 −F, donde: El primer término es común a todos los cilindros. El segundo término, DN, corresponde al tipo de cilindro con charnela. Los términos tercero y cuarto, 36 −63 , son los diámetros del pistón y del diámetro interno del cilindro respectivamente en mm. El quinto término, 100, es la carrera del cilindro en mm El sexto y último término, F , hace referencia al accesorio delantero de fijación del vástago, en nuestro caso una horquilla hembra A continuación se muestra un esquema del cilindro seleccionado extraído del catálogo de Roquet. Figura 4.4 Esquema del cilindro seleccionado. Tabla 4.1 Dimensiones del cilindro de la figura 4.4. Cota Medida Ø eje 36 mm Ø interior 63 mm X 3/8"G Y M-27x2 A 161 mm G 60 mm D 45 mm Ø exterior 75 mm 26 Capítulo 4. Grupo hidráulico 4.1.1 Comprobación a pandeo Para garantizar que el cilindro no pandea, Roquet sugiere recorrer una carrera máxima C dada por la siguiente ecuación: C=Lp K(4.7) Lp es la longitud máxima a pandeo, la cual puede obtenerse a partir del gráfico que se adjunta en el anexo 8.5. Para un diámetro interior de 36 mm y una fuerza máxima de 15000 N , se obtiene una longitud máxima a pandeo de 2m . De esto se extrae como para una fuerza de 9000 N , la longitud máxima a pandeo será como mínimo de 2mtambién. A continuación, y consultando la tabla en este mismo anexo, obtenemos como coeficiente de seguridad K=2 , ya que nuestro cilindro irá enganchado mediante una charnela. La carrera máxima real que puede realizar nuestro cilindro será: C=2 2=1m(4.8) Puesto que el largo del eje de nuestro cilindro es considerablemente inferior a este valor, el criterio se cumple perfectamente. 4.1.2 Tiempo necesario para llevar a cabo el ensayo El tiempo necesario para ensayar la probeta será entonces la suma del tiempo necesario en hacer las dos partes del precrecimiento, esto es: T1=N1·(∆V1 v+∆V1 vretr ) = 4.5horas (4.9) T2=N2·(∆V2 v+∆V2 vretr ) = 3horas (4.10) Se obtiene un tiempo total de: T=T1+T2=7.5horas (4.11) Hay que tener en cuenta que el tiempo real de ensayo será algo mayor, pues varios componentes del sistema como la válvula de distribución o el microcontrolador tienen un tiempo pequeño de reacción que puede cobrar un peso importante a lo largo de los 20000 ciclos del ensayo. Tras este cálculo puede concluirse que todos los parámetros calculados son adecuados. A continuación será necesario buscar una bomba que cumpla con todos los requisitos del sistema, que al no ser muy restrictivos será sencillo. 4.2 Bomba En este apartado se dimensionará la bomba que se necesita para nuestros requerimientos del sistema y se seleccionará una que los cumpla de un catálogo. El esquema hidráulico de la bomba es el que se muestra a continuación: Figura 4.5 Representación esquemática de la bomba. 4.2 Bomba 27 Como se acaba de ver en el apartado anterior, el caudal aproximado que debe aportar la bomba es de unos 4.7l/min para obtener un valor razonable en cuanto a la velocidad del pistón. Sin embargo, y con vistas a evitar tener que recurrir a colocar estranguladores o dispositivos similares, se van a calcular brevemente los cambios que tendrían lugar en el área del cilindro o la velocidad del pistón si colocásemos la bomba que aporta 6l/min cuando trabaja a su velocidad nominal, 1500 rpm. Teniendo en cuenta un resbalamiento de aproximadamente un 4 % , suponemos que la bomba trabajará a 1440 rpm . Haciendo un simple regla de tres, y teniendo en cuenta que la cilindrada de este modelo de bomba es de 4cc/rev, obtenemos un caudal de: Q=0.96 ·1500 rpm 4cm3/rev =5.76 l/min (4.12) A continuación, y sabiendo que v=Q A(4.13) si mantenemos el área del cilindro, la velocidad del pistón pasaría a ser de 2.5cm/s a 3.1cm/s , el cual es un valor razonable y aceptable. Por ello, se procede a seleccionar la bomba del catálogo Roquet modelo 1−L−6−D−E−10 −R. donde: El primer término, 1, indica que la bomba es sin polea. El segundo término, L, indica que se trata del modelo de bomba simple con cuerpo de aluminio. El tercer término, 6, es el caudal en l/min que la bomba proporcionaría a 1500 rpm y0bar. El cuarto término, D, representa que el sentido de giro es hacia la derecha. El quinto término, E , es la nomenclatura para el tipo de eje motriz seleccionado, y cuya forma y dimensiones se muestran en la figura 4.6. Este eje se ha seleccionado en función del acoplamiento elástico que lo conecta al eje del motor, desarrollado en el apartado 4.4. Figura 4.6 Vista acotada del eje motriz de la bomba. El sexto término, 10 , es la nomenclatura para el tipo de tapa de la bomba, y cuya forma y dimensiones se muestran en la figura 4.7. En nuestro caso, la tapa de la bomba no posee ningún requerimiento específico, sino que simplemente debe encajar con el eje seleccionado y ser sencilla y económica. 34 Capítulo 4. Grupo hidráulico 4.6.1 Grado de limpieza requerido En el caso de la electroválvula TN-6 (apartado 4.5) y de la válvula limitadora de presión (apartado 4.11), el grado de limpieza requerido según el fabricante es de 19/16/12. ISO 4406 ó RP70H o mejor. En el caso del cilindro (apartado 4.1), el grado de limpieza requerido según el fabricante es de 19/16/12. ISO 4406 ó RP40H o mejor. En el caso de la bomba (apartado 4.2), el grado de limpieza requerido según el fabricante es de 19/16/12. ISO 4406 ó RP70H o mejor. Esta nomenclatura hace referencia al número de partículas admisibles para un diámetro de partícula dado. La norma ISO 4406 establece la siguiente clasificación para conocer la limpieza de un aceite u otros líquidos: Figura 4.17 Nomenclatura del grado de limpieza de un aceite según las partículas que contenga y según la norma ISO 4406. Así, un elemento que requiera un grado de limpieza 19/16/12 como es nuestro caso, quiere decir que requiere que haya: entre 250000 y 500000 partículas de diámetro >4µm , entre 32000 y 64000 partículas de diámetro >6µmy entre 2000 y 4000 partículas de diámetro >14 µm. 4.6.2 Posibles disposiciones de los elementos filtrantes del sistema En este apartado se van a exponer brevemente las distintas disposiciones posibles de los elementos filtrantes a lo largo del circuito. Se ha descartado desde un primer momento un aparato filtrante que trabaje paralelo al circuito extrayendo y devolviendo el aceite al tanque, ya que esto supone un gasto energético innecesario, siendo mucho más lógico en un circuito pequeño como el nuestro colocar algunos filtros repartidos por el circuito. Como primera opción se considera colocar un coladero de succión a la entrada de la bomba, así como un filtro en la línea de impulsión, justo a continuación de la bomba, tal y como se muestra en la figura 4.18. Esta combinación permitiría hacer uso de un tanque abierto, ya que el filtro de succión limpiaría cualquier partícula que cayera en este. Las ventajas que presenta utilizar un tanque abierto son una sencilla evacuación del calor y evitar aumentos de presión en la cámara cerrada. Por otro lado, un filtro de succión no puede filtrar partículas demasiado pequeñas, pues si la caída de presión es muy grande, habría riesgo de cavitación en la bomba. En general, los filtros de succión suelen consistir en una malla metálica que filtra partículas de entre unos 60 y 200 µm . Como se acaba de ver en el apartado 4.6.1, la bomba tiene unos requisitos mucho 4.6 Filtros 35 más estrictos, por lo que a menos que se encuentre un coladero de succión con una gran capacidad de filtraje, este diseño presentará una desventaja que puede ser problemática en la práctica. Por otro lado, cabe pensar que en caso de que el coladero de succión filtrara partículas lo suficientemente pequeñas, el filtro colocado en la línea de impulsión dejaría de ser útil ya que tendría casi todo el trabajo hecho. En este caso dicho filtro sería útil únicamente para retener cualquier partícula que se desprenda en la bomba. Figura 4.18 Opción 1. Con el fin de solucionar los puntos débiles que presenta este primer diseño, se plantea añadirle un filtro en la línea de retorno, como se muestra en la figura 4.19. Esto permitiría retirar de la circulación cualquier partícula que se haya visto desprendida en la electroválvula o el cilindro, y reduciría la carga de trabajo del filtro de succión. Por el contrario, con esta disposición estamos sobredimensionando el nivel de filtrado del sistema, ya que tres filtros son excesivos para tan pocos elementos hidráulicos. Figura 4.19 Opción 2. Visto que el filtro de succión resulta prácticamente prescindible, se rediseña una vez más el sistema de filtrado obteniéndose el que se muestra en la figura 4.20. En él, se ha retirado el filtro en la entrada de succión, y se sustituye su función por el filtro de la línea de retorno sumado a un tanque que esté cubierto y evite la entrada de partículas, pero que a su vez permita disipar el calor y no provoque aumentos de presión. Además, en caso de que salte la válvula de seguridad, no sería necesario que ese aceite que va a tanque pase por un filtro, pues viene justo de la línea de impulsión donde acaba de ser filtrado. Puesto que este diseño optimiza 36 Capítulo 4. Grupo hidráulico la limpieza del aceite minimizando los filtros necesarios, y puesto que no hay muchas más disposiciones posibles (es un circuito relativamente pequeño), este último será el diseño seleccionado. Figura 4.20 Opción 3. 4.6.3 Filtro en la línea de impulsión El filtro que se colocará en la tubería principal de impulsión, justo a continuación de la bomba, será el que llamaremos filtro 1 a partir de ahora. El esquema hidráulico del primer filtro es el que se muestra a continuación: Figura 4.21 Representación esquemática del filtro en la línea de impulsión. Vemos que en paralelo llevará una válvula de by-pass tipo antirretorno, la cual se coloca para no saturar el sistema en caso de que el filtro se vea colmado. El filtro se ha seleccionado de manera que esta válvula forme parte del mismo, ya que de lo contrario, pueden ocurrir dos cosas: En primer lugar, no colocar una válvula by-pass, resultando en que el filtro al colmarse empiece a actuar como un bloqueo en el sistema y aumente la presión hasta que salte la válvula de seguridad, interrumpiendo el ensayo. En segundo lugar, y si decidiéramos colocar una válvula by-pass independiente, tendríamos que realizar un montaje de una complejidad innecesaria. Figura 4.22 Imagen real del filtro 1. 4.6 Filtros 37 Figura 4.23 Vistas acotadas del filtro en la línea de impulsión. Tabla 4.4 Dimensiones del filtro de la figura 4.23. Cota Medida (mm) b1 80 b2 64 d1 56 d2 76.5 h1 157 h2 79 h3 27 h4 78 h5 60 h6 17 G2 7 Para el filtro en el canal de impulsión se ha selccionado un filtro de presión media del fabricante STAUFF , distribuido en Sevilla a través de la compañía E.R.Hidrulica . El modelo seleccionado tiene por código del catálogo SMPF −015 −E−5−B−T−G08 −B−V/X, donde: El primer término, SMPF , corresponde al tipo de filtro. En nuestro caso, filtro de presión media, pero puesto que esta presión para el fabricante es de 100 bar , a nosotros nos vale en nuestra línea de alta presión. El segundo término, 015 , indica que el caudal nominal del filtro es de 60 l/min . Este caudal mide el flujo con el que dimensionó el filtro, con lo cual para caudales inferiores nos encontraremos del lado de la seguridad. El tercer término, E , corresponde al material del filtro, en nuestro caso de tela no tejida de fibra de vidrio, para poder garantizar un filtrado de un diámetro mínimo de partículas. El cuarto término, 5, es el diámetro más pequeño que se podrá llegar a filtrar, en νm. El quinto término, B, es le material de la junta, NBR (Buna©). El sexto término, T, hace referencia a que el filtro debe montarse en una tubería. El séptimo término, G08, es la conexión del filtro, BSP, 1/2. El octavo término, B , hace referencia a la válvula by-pass que lleva incorporado el filtro para evitar fallos y que el flujo siga circulando en caso de que el filtro se vea colmado. 38 Capítulo 4. Grupo hidráulico El noveno término, V , implica que el filtro tiene un indicador de suciedad óptico, para orientar al encargado del mantenimiento de la máquina de cuándo limpiarlo. Este indicador consiste en indicar una presión para la cual es conveniente limpiar el filtro. El décimo y último término, X, es el número de serie del filtro, y lo proporcionaría el proveedor. A continuación se muestra 4.6.4 Filtro en la línea de retorno El segundo filtro se colocará en el canal de retorno del circuito, justo a continuación de la salida R de la electroválvula. Se ha decidido así para limpiar el aceite de cualquier partícula que haya podido desprenderse a lo largo del circuito. Por el contrario, no se colocará un filtro de este tipo tras la válvula de seguridad, pues si esta se activara, el aceite ya estaría recién filtrado gracias al filtro de impulsión que se ha visto en el apartado anterior. El esquema hidráulico del segundo filtro es el que se muestra a continuación: Figura 4.24 Representación esquemática del filtro en la línea de retorno. Figura 4.25 Vistas acotadas del filtro en la línea de retorno. 4.6 Filtros 39 Tabla 4.5 Dimensiones del filtro de la figura 4.25. Cota Medida (mm) h1 29.5 h2 62.5 h3 163.5 h4 233.5 h5 28 h6 210 b1 89 b2 80 d1 70 d2 44.5 d3 100 d4 74 I1 54 G2 M6 o 1/4 UNC Figura 4.26 Imagen real del filtro 2. Para el filtro en el canal de impulsión se ha selccionado un filtro de presión media del fabricante STAUFF , distribuido en Sevilla a través de la compañía E.R.Hidrulica . Este filtro incorpora una válvula bypass en paralelo, de una presión nominal de 3bar . La presión máxima de servicio que soporta el filtro es de 25 bar , valor sobradamente aceptable para nuestro canal de retorno. La carcasa el filtro es completa de aluminio, y las juntas están hechas de NBR. Además, el modelo seleccionado posee un indicador de la suciedad del aceite en forma de manómetro cuyo funcionamiento se explica en el anexo 8.19. El modelo seleccionado tiene por código del catálogo RFA −030 −G−05 −B−G08 −V−0−0−sin/X, donde: El primer término, RFA, corresponde al tipo de filtro. En nuestro caso, filtro de retorno. El segundo término, 030 , indica que el caudal nominal del filtro es de 30 l/min . Este caudal mide el flujo con el que dimensionó el filtro, con lo cual para caudales inferiores nos encontraremos del lado de la seguridad. El tercer término, G , corresponde al material del filtro, en nuestro caso de tela no tejida de fibra de vidrio, para poder garantizar un filtrado de un diámetro mínimo de partículas. El cuarto término, 05, es el diámetro más pequeño que se podrá llegar a filtrar, en νm. El quinto término, B, es el material de la junta, NBR (Buna©). El sexto término, G08, es la conexión del filtro, BSP 1/2. El séptimo término, V , implica que el filtro tiene un indicador de suciedad óptico, para orientar al encargado del mantenimiento de la máquina de cuándo limpiarlo. Este indicador consiste en indicar una presión para la cual es conveniente limpiar el filtro. El octavo término, 0, puesto que el indicador de suciedad es óptico, encontramos un tapón de cierre. El noveno término, 0, indica que el cubo de filtración de salida es estándar, esto es, sin rosca. El décimo término, sin, implica que no existe conexión para el aceite de fuga. El undécimo y útlimo término, X, es el número de serie del filtro, y lo proporcionaría el proveedor. Tras aplicar estos cambios en el sistema de filtrado del circuito, el esquema hidráulico quedaría como se muestra en la figura 4.27: 40 Capítulo 4. Grupo hidráulico Figura 4.27 Diseño 2. 4.7 Tuberías En este apartado van a diseñarse las tuberías del sistema, así como los distintos racores o piezas de unión necesarias en el sistema. 4.7.1 Material Por conveniencia con el montaje y la distribución del circuito hidráulico, se ha decidido utilizar tuberías flexibles de PVC o PE. Se han elegido unas tuberías de caucho del fabricante Parker , el cual será el elegido también para los racores que las conectan a los distintos elementos del circuito. Estas tuberías cumplen con la norma EN-857 (de hecho la superan), "Mangueras a base de elastómeros y sus conjuntos con accesorios de unión. Tipo hidráulico, reforzadas con alambre trenzado compacto. Especificaciones.". Si consultamos esta norma, vemos que los fluidos compatibles, entre otros, son lo que contempla la norma ISO 6743-4. Puesto que, tal y como se verá en el apartado 4.8, el fluido que nosotros vamos a utilizar es un aceite tipo HM regido por dicha norma, estas tuberías son adecuadas. 4.7.2 Dimensiones En el anexo 8.15 se muestran los rangos de diámetros en los que se fabrican estas tuberías. Se ha decidido que tengan un diámetro interior de 9.5mm , por varios motivos. En primer lugar, un diámetro interior del orden de 1cm garantiza una velocidad del fluido de 1m/s aproximadamente (para nuestro caudal, obviamente), valor que se encuentra dentro del rango típico de este tipo de sistemas. Por otro lado, estos 9.5mm equivalen a 3/8” , que es la notación y medidas estandarizadas que se emplean en los distintos elementos hidráulicos. Además, estas tuberías permiten un radio de curvatura mínimo de 5cm , un valor aceptable. Dicho esto, el área de las tuberías y la velocidad del fluido serían: A=π·D2 4=70.88 mm2(4.21) v=Q A=5.76 l/min 78.5mm2=1.35 m/s(4.22) La longitud total de las tuberías es un dato necesario para calcular las pérdidas de presión a través de estas. Sin embargo, es necesario montar la instalación completa para saber cuánto deben medir ya que estas van en 4.7 Tuberías 41 función de la localización de los distintos elementos. Como se puede ver en el apartado 4.9, la longitud total aproximada es de unos 6metros. 4.7.3 Uniones Una vez seleccionadas las tuberías, procedemos a seleccionar las uniones entre estas y los distintos elementos hidráulicos. En total necesitaremos racores, adaptadores de diámetros o divisores de caudal. En la figura 4.28 se han señalado los distintos elementos de unión del circuito. Podemos observar en la leyenda adjunta como en total son necesarios seis tipos de racores diferentes y un divisor de caudal. Figura 4.28 Señalización de los distintos racores en el circuito hidráulico con su correspondiente leyenda. En primer lugar, se selecciona el divisor de caudal marcado por el punto rojo. Se ha seleccionado un divisor de caudal del proveedor Hydroven , el cual es distribuido en Sevilla por la misma compañía que distribuye los filtros, E.R.Hidrulica . Este divisor tiene por código identificativo DEQ −10 , y tiene las dimensiones y forma que se muestran a continuación: Figura 4.29 Vistas del divisor de caudal seleccionado con sus correspondientes cotas. 42 Capítulo 4. Grupo hidráulico Tabla 4.6 Dimensiones del divisor de caudal. Cotas correspondientes a la figura 4.29. Cota Medida (mm) A 3/8" B 3/8" C 117 D 48 E 68 F 45 G 35 H 53 L 40 M 7 El fabricante recomienda para este modelo un caudal de entre 3 a 6l/min , y que no circulen a través de él líquidos con presiones superiores a 250 bar . En el anexo ?? se incluye la ficha técnica del divisor de caudal con otros datos de interés. Todos los racores y adaptadores del sistema pertenecen al fabricante Parker . Además, y como se vio en profundidad en el apartado anterior, el diámetro interior de las tuberías debía ser del orden de 1cm , es por ello que se decidió que el diámetro interior de las tuberías fuera de 3/8” , con el fin de poder utilizar adaptadores compatibles con este diámetro, y poder a su vez adquirir las mangueras del mismo fabricante. En el anexo ?? se incluyen algunas fichas técnicas o datos de interés extraídos del catálogo del fabricante de estos racores. Los elementos señalados en naranja corresponden a un racor el cual por un lado es un terminal Push-Lock y por el otro es una rosca macho cilíndrica 3/8” . Estos racores son necesarios en la entrada y las salidas del divisor de caudal, así como en la entrada y la salida de la bomba. El modelo seleccionado tiene por referencia 3D982 −6−6, se necesitarán 5 en total, y tienen la siguiente forma y medidas: Figura 4.30 Racor tipo 1. Figura 4.31 Vista acotada del racor tipo 1. donde A=45 mm,B=23 mm, y H=22 mm. Los elementos señalados en amarillo son unos codos de 90◦ que por ambos lados son roscas macho 3/8". Estos elementos resultaban muy convenientes en el cilindro por el montaje mecánico, ya que asumiendo una pequeña pérdida de carga debido al codo, nos permiten que las tuberías no interfieran con la estructura. Su referencia es W EE10SROMDCF, se necesitarán 2 en total, y su esquema se muestra a continuación: 4.7 Tuberías 43 Figura 4.32 Racor tipo 2. Los elementos señalados en verde son unos adaptadores de rosca 1/2” a rosca 3/8” , necesarios en las entradas y salidas de los dos filtros. Como se puede ver en la figura 4.33, el extremo de rosca 1/2” es macho ya que los elementos a los que se conectan, esto es, los filtros, son hembra 1/2” en su conexión. El otro extremo es también macho, en este caso de rosca 3/8” , por lo que el terminal que lo conecte a las tuberías deberá ser hembra. La referencia de estos elementos es 8−6HMK4S , se necesitarán 4 en total, y su esquema se muestra a continuación: Figura 4.33 Racor tipo 3. Los elementos señalados en azul claro son racores los cuales en un extremo son hembra de rosca 3/8” y en el otro extremo poseen un terminal push-lock. Como puede verse en la figura 4.28, estos racores son necesarios para conectar los adaptadores de diámetro de los filtros y los codos adaptadores del cilindro a las tuberías, ya que son los elementos que necesitaban un adaptador. La referencia de estos elementos es 39282 −6−6, se necesitarán 6 en total, y a continuación se muestra un esquema de los mismos: Figura 4.34 Racor tipo 4. Figura 4.35 Vista acotada del racor tipo 4. donde A=37 mm,B=14 mm, y H=19 mm. Los elementos señalados en azul marino son adaptadores de M12 a M16, ya que tanto la electroválvula como la válvula limitadora tienen esta entrada, la cual no se corresponde con el diámetro de tubería requerido, sino con uno más pequeño. Las roscas tiene por referencia GR16/12SCFX , se necesitarán 6 en total, y a continuación se muestra su esquema: 50 Capítulo 4. Grupo hidráulico Figura 4.44 Representación esquemática de la válvula de seguridad. La línea discontinua es una línea de pilotaje de la presión del sistema que, si supera un determinado valor establecido, la válvula se abre venciendo la fuerza del muelle y el flujo de aceite va a tanque, relajando las presiones dentro del sistema. La válvula estará tarada un 10 % por encima de la presión máxima que puede tener lugar en el circuito, es decir, la calculada en el apartado 4.10 tras sumar todas las pérdidas que van teniendo lugar hasta la cámara del cilindro. Se ha seleccionado una válvula del fabricante Roquet llamada válvula de secuencia. Esta válvula es adecuada para el rango de presiones en el que trabajamos, el tipo y grado de limpieza del aceite, y la viscosidad y temperaturas de trabajo. En el anexo 8.11 se incluye la ficha técnica de dicha válvula. A continuación se muestran las vistas acotadas de la válvula así como una imagen real de esta: Figura 4.45 Vistas acotadas de la válvula limitadora de presión seleccionada, proporcionado por el fabricante Roquet. 4.12 Tanque 51 Figura 4.46 Imagen real de la válvula limitadora de presión del sistema. En cuanto al taraje de la válvula, hay alguna en las que puede elegirse cualquier valor, pero en el caso de esta válvula el proveedor ofrece una serie de posibles valores en función del caudal. Puesto que uno de ellos es precisamente un 10% superior a la presión máxima que se calcula que habrá en el circuito, esta válvula es adecuada. En el gráfico 4.47 se muestran todos los posibles tarajes en función del caudal. Nuestra curva será la segunda, es decir, de unos 45 bar, para un caudal de unos 6l/min aproximadamente. Figura 4.47 Gráfico que muestra los distintos valores de presión para los cuales se acciona la válvula de seguridad, proporcionado por el fabricante Roquet. 4.12 Tanque El tanque del circuito hidráulico no sirve solo para almacenar el aceite que sale del circuito y alimentar la bomba, sino que puede aprovecharse para otros fines provechosos para el circuito, como puede ser la disipación de calor o la limpieza del aceite mediante deposición de las partículas. Figura 4.48 Representación esquemática del tanque.. Se ha decidido optar por un tanque despresurizado (es decir, abierto a la atmósfera) con el fin de no aumentar excesivamente la presión dentro del mismo, y puesto que esto actuará como refrigerante del sistema. Sin embargo, poseerá una cubierta que evite que penetre la suciedad del aire, así como polvo y partículas. En cuanto al volumen total del tanque, por recomendación del fabricante se ha establecido que sea del orden de 2 o 3 veces el caudal. Esto favorece que el aceite pueda refrigerarse durante unos 2 o 3 minutos. Es decir, 52 Capítulo 4. Grupo hidráulico nuestro tanque tendrá un volumen aproximado de unos 15 litros , a menos que algún requerimiento del canal de aspiración u otro requiera modificarlo. 5 Grupo de control automático En este apartado... 5.1 Célula de carga La célula de carga es el elemento que comunica al sistema de control la fuerza que está experimentando la probeta en tiempo real. Así, el sistema de control puede revertir la dirección del pistón cuando la fuerza alcanza su valor máximo o mínimo. Los proveedores que fabrican estos elementos son muchos, y no es difícil encontrar modelos que soporten 9000 N y fuerzas de valor superior. Finalmente se ha escogido un modelo de la marca Siemens, de nombre WL250, siendo el modelo exacto 7MH5105-4AD00, que es la célula con una carga nominal de 1Tm. Figura 5.1 Plano célula de carga Siemens WL250. Los siguientes datos de la célula de carga están extraídos de su ficha técnica (adjunta en el anexo 8.21) y serán los necesarios para configurarla junto al sistema de control. Capacidad nominal :Emax =1T m Carga maxima de traba jo :Lu=150 % Emax Valor de division :Vmin =Emax/1000 Tension de alimentacion :USr =5...12 V Sensibilidad nominal :S=3mV/V (5.1) 53 54 Capítulo 5. Grupo de control automático La carga máxima de trabajo que puede soportar la célula es Lu=1,5Tm ≈15000 N , por lo que es perfectamente adecuada para nuestro ensayo. El valor de división, Vmin =Emax/1000 ≈10 N , es la diferencia entre los valores correspondientes a dos trazos sucesivos, es decir, el cambio de fuerza de entrada que tiene que producirse para que la célula varíe la señal de salida. Figura 5.2 Salidas Siemens WL250. La figura 5.2 muestra los cables de la salida de la célula de carga: dos de alimentación ( Vc y GND ), dos de señal (positivo y negativo) y un último cable para una pantalla el cuál no será utilizado, ya que toda la monitorización será a través del controlador Arduino. El fabricante proporciona un rango de tensión de alimentación y una sensibilidad nominal, puesto que a distinta tensión de alimentación se obtienen diferentes voltajes de salida. Sensibilidad nominal =Tension Salida Tension Alimentacion →S=TS TA (5.2) A continuación se calculan las tensiones de salida para las tensiones mínima y máxima de alimentación: TS(5V) = 3mV V·5V=15 mV TS(12 V) = 3mV V·12V=36 mV (5.3) Estas tensiones de salida son para la capacidad nominal Emax =1Tm , por lo tanto, si alimentamos la célula con 5V y ejercemos 1Tm de peso en la misma, la salida será de 15 mV . Mediante una sencilla regla de tres podemos trazar la curva de calibración de la célula de carga (ver anexo 8.22) y así calcular el voltaje de la salida para cualquier fuerza que se aplique. En la tabla que se muestra a continuación se incluyen los valores más relevantes. Tabla 5.1 Relación F−TSsegún TA. Alimentación Fuerza Señal de salida 5V 600 N 0,9 mV 6000 N 9 mV 900 N 1,35 mV 9000 N 13,5 mV 12V 600 N 2,16 mV 6000 N 21,6 mV 900 N 3,24 mV 9000 N 32,4 mV Se ha decidido que se alimentará a la célula de carga con 12 V puesto que, tal y como se mencionó en el apartado de la electroválvula 4.5, al tener que conectar ambos elementos al arduino, resulta mucho más cómodo que ambos sean alimentados con el mismo voltaje. 5.2 Microcontrolador 55 5.2 Microcontrolador El Arduino se programará de manera que realice las siguientes acciones: En primer lugar activa el motor, luego irá variando la posición de la válvula según la fuerza que esté experimentando la probeta. Por último, una vez realizados todos los ciclos necesarios, deberá apagar el motor. El programa del arduino es el que se muestra en el anexo 8.13. Inicialmente podría darse que la válvula no se encuentre en la posición central, por lo que una vez que el sistema arranque correctamente, la válvula debe colocarse en esta posición. Para ello, el arduino desplaza la válvula dos posiciones a la derecha, y una a la izquierda. Tras esto, ya comienza el ensayo y se activa el solenoide A. La célula de carga transmite un voltaje proporcional a la fuerza que experimenta la probeta. Se debe programar el Arduino de manera que, cuando la señal recibida sea la de los 9000 N , se active el solenoide B, y cuando la señal recibida sea la de los 900 N , se active el solenoide A. Por otro lado, deberá programarse el arduino de manera que una vez cuente 10000 ciclos de carga, los nuevos valores de fuerza para los cuales debe activar los solenoides son 6000 N y 600 N respectivamente. Finalmente, deberá configurarse para que, una vez se cicle la probeta de nuevo durante 10000 ciclos el motor pare, finalizando así el ensayo. Un aspecto importante que debemos tener en cuenta a la hora de elegir Arduino, ya que nos puede suponer una limitación, es la precisión de lectura de la señal analógica de entrada (la señal de salida de la célula de carga). El Arduino con mayor precisión es el Arduino Due, que dispone de n=12 bits lo que serían 212 =4096 intervalos, que alimentado a 5V supondría una precisión de 0,61 mV . Según la tabla 5.1, con la configuración que más nos conviene, es decir, alimentando la célula de carga a 12 Vy con una fuerza de 600 N(la fuerza más pequeña que se aplica en todo el ensayo y por tanto el caso más desfavorable) tendremos una señal de salida de 2,16 mV . Una precisión de 0,61 mV para una medida de 2,16 mV es totalmente inadmisible, ya que estaríamos hablando de una precisión relativa en torno al 30%. Una solución posible sería emplear un amplificador de señal analógica, pero se descarta por necesitar una calibración antes de su uso. Además, puesto que no tenemos forma de medir con exactitud la fuerza que se ejerce en la célula, entonces (es precisamente lo que estamos intentando medir), no sabríamos a qué corresponde la señal amplificada. La otra opción es un conversor analógico digital, llamado ADC por sus siglas en inglés. Un ADC discretiza una señal analógica de entrada, dividiendo la señal en 2n intervalos o niveles. La precisión de la señal medida en mV es el ancho de este intervalo. Figura 5.3 ADS1115. Se ha decidido por tanto añadir un ADC externo, en concreto un ADS1115 (figura 5.3) que cuenta con n=16 bits , 216 =65536 intervalos y una precisión de 0,04 mV que es 15 veces mejor que la del Arduino Due. Con esta precisión y la señal anterior de 2,16 mV , tendríamos una precisión relativa del 1,8%. Con este ADC ya no sería necesario el Arduino con mayor precisión (Arduino Due), por lo que se empleará el más común y económico, el Arduino Uno. Con esto ya solo nos falta planificar el montaje del Arduino con el sistema de control. En la figura 5.4 se pueden apreciar los distintos componentes que lo conforman y sus conexiones, empezando con la fuente de alimentación de 230 V de corriente alterna, que no es más que un enchufe común. Le sigue un transformador a corriente continua de 12 V que nos valdrá para alimentar el Arduino, la válvula y la célula de carga. Todos cables rojos son el polo positivo y los azules el negativo. 56 Capítulo 5. Grupo de control automático Figura 5.4 Conexiones del Arduino. La señal de salida de la célula de carga son los cables verde y gris, siguiendo el convenio de colores de la figura 5.2, que van directamente al ADC. El ADC es alimentado con 5V del Arduino por el cable naranja, y sus dos conexiones a GND (cables morados), una asociada a la alimentación y otra al pin ADDR que determina la dirección de la información. Por último los dos cables amarillos envían la información de la señal del ADC al Arduino para que este procese la información y accione la válvula en un sentido o en otro. 5.3 Relé Se ha decidido colocar un relé en el sistema de control que encienda el motor al comienzo del ensayo y lo detenga al final. Este relé actúa como un simple interruptor que se enciendo o se apaga según el programa del microcontrolador que se adjunta en el anexo 8.13. 5.4 Otros elementos El resto de elementos que se muestran en el esquema 5.4, es decir, el motor y la electroválvula, ya han sido explicados en los apartados 4.3 y 4.5 respectivamente, por lo que no se añadirá mucho más con respecto a ellos. En el caso del motor, este se conectaría a la corriente de manera normal, a excepción de que se le ha añadido una conexión al relé que controla si se alimenta o no. Ahora puede comprenderse la utilidad de que el motor se alimente al mismo voltaje que el resto de elementos del sistema de control, así como que sea monofásico, y que trabaje a una frecuencia de 50 Hz . En el caso de la electroválvula, el arduino alimenta un solenoide u otro en función de en que posición deba encontrarse. 6 Conclusiones En este capítulo se van a tratar a modo de resumen del trabajo una serie de conclusiones que se han podido extraer tanto del proceso de diseño de la máquina, como del resultado final obtenido. Con esto se pretende no solo dar visibilidad a aspectos críticos del diseño de un circuito hidráulico, sino también ejercer como guía a aquellos que pretendan diseñar uno. En primer lugar, se debe destacar la complejidad que conlleva el diseño o de este tipo de máquinas. Lo que a grandes rasgos es solo convertir potencia eléctrica en potencia mecánica, requiere coordinar varios cálculos iterativos con el fin de diseñar una solución eficiente. Sobretodo, se debe tener en cuenta la dificultad que conlleva comunicar los tres grandes sistemas (eléctrico, hidráulico y mecánico). En el caso de convertir la potencia hidráulica en potencia mecánica, no ha bastado simplemente con colocar un cilindro que ejerza la fuerza, sino que ha sido necesario diseñar todo un sistema de piezas acopladas entre sí que sujetaran la probeta y transmitieran la fuerza según requería el ensayo. El caso de comunicar el sistema mecánico con el sistema eléctrico ha resultado infinitamente más sencillo, ya que lo único que ha hecho falta ha sido encontrar una célula de carga que fuera capaz de aguantar los mismos ciclos de carga que la pieza y que comunicara al sistema de control automático la fuerza que ejercía el pistón sobre ella en todo momento. Puesto que esta fuerza era la misma que estaría experimentando la probeta, a partir de aquí era muy sencillo configurar el resto de elementos para que actuaran en consecuencia. Por último, convertir potencia eléctrica en potencia hidráulica simplemente requería de un motor y una bomba, los cuales están perfectamente diseñados para este propósito y son elementos absolutamente comunes y sencillos de encontrar. Además, y puesto que nuestros requerimientos de potencia y fuerza eran sencillos de cumplir, podíamos elegir entre muchos proveedores. Tras haber tenido que elegir elementos del circuito hidráulico de diferentes proveedores (Roquet, Parker, etc.), estos tenían entradas y salidas de diferentes diámetros y métricas de roscas. Esto nos ha llevado a tener que buscar adaptadores entre los componentes del circuito y las mangueras, lo cual implica desventajas como una dificultad añadida en el montaje, mayor probabilidad de fugas, aumento en los gastos, y pérdidas de presión localizadas. Esto nos hace ver como tener que recurrir a proveedores diferentes, además de implicar realizar varios pedidos y aumentar los costes, puede suponer también la aparición de nuevos inconvenientes, por ejemplo: Que trabajen con aceites de distintas viscosidades o calidades, que utilicen sistemas métricos diferentes en roscas, tener que lidiar con calidades diferentes, etc. El punto más crítico del diseño fue sin duda diseñar todo el sistema de unión mecánica, es decir, encontrar un muelle adecuado y diseñar el modo de agarre de este y la probeta. El sistema hubiera sido considerablemente más sencillo de haber encontrado un muelle que trabajara a tracción, ya que no habría habido que diseñar unas mordazas tan enrevesadas. Por el contrario, la realidad fue que la cantidad de muelles que trabajen a tracción y soporten la fuerza que requeríamos eran muy escasos, y además estos eran de un tamaño tan grande (alrededor de 0.5m ) que impedían alcanzar el diseño de máquina compacta y pequeña que se buscaba obtener. Una vez se llegó a la conclusión de que el muelle debería trabajar a compresión, se encontró uno adecuado y se ideó el diseño de las piezas UeI, el proceso de diseño se tornó más sencillo pues estas dos piezas, sin ser demasiado grandes y estando compuestas de acero, resistían fácilmente los ciclos de carga y tenían vida a fatiga infinita para dichas solicitaciones según los cálculos que se hicieron en SolidWorks. Comparando los diseños inicial (figura 2.1) y final (figura 4.27), se puede apreciar la escasa variación entre ambos a grandes rasgos. Sin embargo, tal y como se ha ido viendo a lo largo del trabajo, ha habido modificaciones significativas en las especificaciones de cada elemento (requerimientos de presión, velocidad, voltajes, fuerza, caudal, rpm, potencia, etc.) y las consideraciones a tener en cuenta que estos implican. A raíz 57 58 Capítulo 6. Conclusiones de esto cabe mencionar que, para no añadir carga de trabajo a este proyecto en un aspecto que no es crucial, no se han diseñado minuciosamente componentes de la máquina como pueden ser la estructura de la mesa donde va colocada la máquina, bridas u otros elementos de fijación, sujeciones de las mangueras, juntas entre las piezas, etc. Esto no se consideraría una nueva línea de investigación por su escaso interés académico, pero debe tenerse en cuenta que es una parte importante del diseño que requiere tiempo, ya que conllevaría localizar los puntos críticos del sistema que requieren algún elemento adicional, para posteriormente consultar en catálogos de proveedores para su adquisición. 7 Líneas de investigación Para terminar, en este apartado se pretenden desarrollar brevemente posibles mejoras al diseño final, así como nuevas posibles líneas de investigación. En primer lugar, es llamativo como una de las dificultades que ha tenido este diseño ha sido tener que elegir, en el caso de la bomba o el motor, los elementos menos potentes de los que el proveedor ofrecía. Esto ocurría también con el cilindro, el cual precisa de un área relativamente pequeña. Esto plantea la posibilidad de diseñar un circuito equivalente al actual pero neumático, con el fin de reducir costos de mantenimiento y de adquisición de los distintos componentes del sistema. En segundo lugar, podría resultar de interés considerar si el laboratorio de la Escuela necesita o necesitará de alguna otra máquina de ensayo, en cuyo caso se podría redimensionar la nuestra con el fin de abarcarlos. Ya sea a fatiga o aunque fuera un ensayo de tracción o compresión puras, nuestro diseño potencialmente es capaz de cubrirlos, solo necesitando ajustar los requisitos de fuerza y velocidad. Finalmente, algo que no se ha tratado en este trabajo han sido los costes que conllevaría la adquisición, instalación y mantenimiento del sistema. Puesto que nuestra máquina hidráulica no implica diseños rebuscados, piezas a medida, y no es una máquina de gran tamaño, los costes no serán excesivos en este aspecto. Por otro lado, puesto que las piezas de sujeción de la probeta están hechas de acero y se ha decidido que se hagan a su vez en el laboratorio de fabricación de la Escuela, su costo será también reducido. Sin embargo, podría resultar interesante un estudio económico en profundidad de la máquina, así como la rentabilidad que podría llegar a suponer ampliar en pequeña medida su tamaño y su alcance. 59 66 Capítulo 8. Anexo 8.5 Bomba Figura 8.6 Posibles ejes motrices de la bomba. 8.5 Bomba 67 Figura 8.7 Posibles tapas de la bomba (I). 68 Capítulo 8. Anexo Figura 8.8 Posibles tapas de la bomba (II). 8.5 Bomba 69 A B A B A 1 sentido de rotación / 1 rotation direction Aspiración / Suction Presión / Pressure Caudal / Flow (1500 rpm) 6 l/min 9 l/min ... 22 l/min 24 l/min ... 40 l/min A 3/8" BSP 1/2" BSP 3/4" BSP B 15 18 17 A 3/8" BSP 3/8" BSP 1/2" BSP B 15 15 18 A 3/8" BSP 1/2" BSP 3/4" BSP B 15 18 17 Reversible Dimensiones según ISO 1179-1 / Dimensions according to ISO 1179-1 Tomas R / R Ports Toma forma F / Port form F Toma forma S / Port form S Toma forma R / Port form R Toma forma B / Port form B B B B C D E B B F C D 45° 45° E M6 1 sentido de rotación / 1 rotation direction Aspiración / Suction Presión / Pressure Caudal / Flow (1500 rpm) 6 l/min ... 9 l/min 12 l/min ... 40 l/min C 15 20 C 20 20 D 40 40 D 40 40 E M6 M6 E M6 M6 C 15 15 D 35 35 E M6 M6 Tomas F / F Ports Reversible 1 sentido de rotación / 1 rotation direction Aspiración / Suction Presión / Pressure Caudal / Flow (1500 rpm) 6 l/min ... 9 l/min 12 l/min ... 18 l/min 22 l/min ... 40 l/min C 13,5 20 20 C 13,5 15 20 D 30 40 40 D 30 30 40 E M6 M8 M8 E M6 M6 M8 C 13,5 15 15 D 30 30 30 E M6 M6 M6 Tomas B / B Ports Reversible 1 sentido de rotación / 1 rotation direction Aspiración / Suction Presión / Pressure Caudal / Flow (1500 rpm) 6 l/min ... 40 l/min A 1" 1/16-12 UNF A 7/8"-14 UNF A 7/8"-14 UNF B 19 B 17 B 17 Dimensiones según ISO 11926-1 / Dimensions according to ISO 11926-1 Tomas S / S Ports Reversible E 45º 45º C D E C D A B A B Figura 8.9 Posibles tomas de la bomba. 70 Capítulo 8. Anexo 8.6 Motor Figura 8.10 Tabla con las dimensiones del motor acotadas en la figura 4.12. Figura 8.11 Datos eléctricos del motor. 8.7 Electroválvula TN-6 71 Figura 8.12 Datos técnicos del motor. 8.7 Electroválvula TN-6 Figura 8.13 Datos técnicos de la electroválvula TN-6. 72 Capítulo 8. Anexo 8.8 Aceite hidráulico HM 46 Los valores de características típicas que figuran en el cuadro, son valores medios dados a título indicativo y no constituyen una garantía. Estos valores pueden ser modificados sin previo aviso. CEPSA Comercial Petróleo, S.A.U · Paseo de la Castellana, 259A · 28046 Madrid · www.cepsa.com/lubricantes Rev. 3, mes: Agosto, año:2016 CEPSA HIDRÁULICO HM Aceite lubricante formulado con bases parafínicas altamente refinadas y aditivación seleccionada que le confiere las propiedades requeridas a los fluidos hidraúlicos tipo HM (propiedades antidesgaste mejoradas). Utilización de producto o Fluido especialmente recomendado para Sistemas Hidráulicos de Uso Universal. o Formulados para satisfacer las exigencias de los sistemas hidrostáticos más modernos de alta presión (especialmente los que incorporan bombas de paletas y pistones de última generación). o Recomendados para muchos sistemas por circulación, salpique, baño y por anillos en la lubricación de Cojinetes y Engranajes de maquinaria industrial. o El Grado ISO HM 46 cubre los requerimientos de viscosidad de la mayoría de los sistemas hidráulicos, por tanto simplifica el stock de aceites a utilizar en cualquier planta o equipo. Homologado asimismo por ENGEL para sus máquinas inyectoras. o El Grado ISO HM 68, se recomienda en sistemas hidráulicos que operan a Altas Temperaturas y/o Altas Presiones. Prestaciones de producto o Gran capacidad de separación de agua (demulsibilidad). o Elevada resistencia a la formación de espuma y buena cesión de aire ocluido. o Alta capacidad antidesgaste. o Resistencia a la formación de lodos y depósitos. o Elevada protección contra la corrosión y la herrumbre. o Alta resistencia a la oxidación. o Excelente comportamiento frente a juntas y elastómeros. o Excelente filtrabilidad.  DIN 51524 Parte 2 HLP  ISO 6743-4 HM  ISO 11158 HM  AFNOR NF-E 48-603 HM  Filtrabilidad AFNOR (Dry&Wet)  PARKER DENISON HF-0, HF-1, HF-2  EATON Brochure 03-401-2012  BOSCH-REXROTH 90220 (ISO 46)  FIVES CINCINNATI P-68 (ISO 32), P-69 (ISO 68), P-70 (ISO 46)  ENGEL (ISO 46) CARACTERÍSTICAS UNIDADES NORMA CEPSA HIDRÁULICO HM GRADO ISO 15 22 32 46 68 100 Densidad 15ºC Kg/l ASTM D-4052 0,867 0,870 0,873 0,879 0,885 0,889 Punto de Inflamación V/A ºC ASTM D-92 186 202 204 204 210 220 Punto de Congelación ºC ASTM D-5950 -45 -33 -24 -24 -21 -18 Viscosidad a 40ºC cSt ASTM D-445 15 22 32 46 68 100 Viscosidad a 100ºC cSt ASTM D-445 3,6 4,4 5,5 6,8 8,7 11,4 Índice de Viscosidad - ASTM D-2270 110 109 109 102 100 100 Existe la correspondiente Ficha de Datos de Seguridad conforme a la legislación vigente, que proporciona información relativa a la peligrosidad del producto, precauciones en su manejo, medidas de primeros auxilios y datos medioambientales disponibles. Lubricantes para Usos Industriales Figura 8.14 Ficha técnica del aceite hidráulico empleado. 8.9 Tuberías 73 8.9 Tuberías Figura 8.15 Ficha técnica de las tuberías empleadas. 74 Capítulo 8. Anexo Figura 8.16 Tabla de las longitudes equivalentes a tramos rectos en tuberías. 8.10 Filtros Figura 8.17 Ficha técnica del filtro de la línea de impulsión. 8.10 Filtros 75 Figura 8.18 Ficha técnica del filtro de la línea de retorno. Figura 8.19 Codificación y datos técnicos del indicador de suciedad del filtro en la línea de impulsión. 82 Índice de Figuras 4.9 Imagen 3D de la bomba, incluyendo el eje motriz 28 4.10 Vistas de la bomba seleccionada acotadas 29 4.11 Representación esquemática del motor. 29 4.12 Vistas del motor monofásico seleccionado. 30 4.13 Imagen del acoplamiento seleccionado 31 4.14 Vistas de dos secciones del acoplamiento 32 4.15 Representación esquemática de la válvula distribuidora de tres posiciones. 32 4.16 Vistas de la válvula acotadas extraídas del catálogo Roquet 33 4.17 Nomenclatura del grado de limpieza de un aceite según las partículas que contenga y según la norma ISO 4406 34 4.18 Opción 1 35 4.19 Opción 2 35 4.20 Opción 3 36 4.21 Representación esquemática del filtro en la línea de impulsión 36 4.22 Imagen real del filtro 1 36 4.23 Vistas acotadas del filtro en la línea de impulsión 37 4.24 Representación esquemática del filtro en la línea de retorno 38 4.25 Vistas acotadas del filtro en la línea de retorno 38 4.26 Imagen real del filtro 2 39 4.27 Diseño 2 40 4.28 Señalización de los distintos racores en el circuito hidráulico con su correspondiente leyenda 41 4.29 Vistas del divisor de caudal seleccionado con sus correspondientes cotas 41 4.30 Racor tipo 1 42 4.31 Vista acotada del racor tipo 1 42 4.32 Racor tipo 2 43 4.33 Racor tipo 3 43 4.34 Racor tipo 4 43 4.35 Vista acotada del racor tipo 4 43 4.36 Racor tipo 5 44 4.37 Racor tipo 6 44 4.38 Vista acotada del racor tipo 6 44 4.39 imagen del montaje completo de la máquina hidráulica 45 4.40 Pérdida de presión a través de la electroválvula TN-6 en función del caudal 46 4.41 Caída de presión a través del filtro de la línea de impulsión en función del caudal 46 4.42 Caída de presión a través del filtro de la línea de retorno en función del caudal 47 4.43 Caída de presión a través de la válvula bypass del filtro 2 en función del caudal 47 4.44 Representación esquemática de la válvula de seguridad 50 4.45 Vistas acotadas de la válvula limitadora de presión seleccionada, proporcionado por el fabricante Roquet 50 4.46 Imagen real de la válvula limitadora de presión del sistema 51 4.47 Gráfico que muestra los distintos valores de presión para los cuales se acciona la válvula de seguridad, proporcionado por el fabricante Roquet 51 4.48 Representación esquemática del tanque. 51 5.1 Plano célula de carga Siemens WL250 53 5.2 Salidas Siemens WL250 54 5.3 ADS1115 55 5.4 Conexiones del Arduino 56 8.1 Ficha técnica del muelle seleccionado. Modelo G63-203. Catálogo de Todomuelles. 62 8.2 Extracto del catálogo del fabricante Aceros Llobregat 63 8.3 Ficha técnica del cilindro Roquet seleccionado 64 8.4 Coeficiente para carrera máxima según la forma de fijación del cilindro 64 8.5 Carrera máxima del cilindro según la fuerza aplicada 65 8.6 Posibles ejes motrices de la bomba 66 8.7 Posibles tapas de la bomba (I) 67 8.8 Posibles tapas de la bomba (II) 68 8.9 Posibles tomas de la bomba 69 Índice de Figuras 83 8.10 Tabla con las dimensiones del motor acotadas en la figura 4.12 70 8.11 Datos eléctricos del motor 70 8.12 Datos técnicos del motor 71 8.13 Datos técnicos de la electroválvula TN-6 71 8.14 Ficha técnica del aceite hidráulico empleado 72 8.15 Ficha técnica de las tuberías empleadas 73 8.16 Tabla de las longitudes equivalentes a tramos rectos en tuberías 74 8.17 Ficha técnica del filtro de la línea de impulsión 74 8.18 Ficha técnica del filtro de la línea de retorno 75 8.19 Codificación y datos técnicos del indicador de suciedad del filtro en la línea de impulsión 75 8.20 Ficha técnica de la válvula limitadora de presión del fabricante Roquet 76 8.21 Ficha técnica de la célula de carga Siemens 77 8.22 Curva de calibración de la célula de carga para una alimentación de 5 V y de 12 V 78 Índice de Tablas 4.1 Dimensiones del cilindro de la figura 4.4 25 4.2 Datos más relevantes del motor. 31 4.3 Medidas correspondientes a las cotas de la figura 4.14 32 4.4 Dimensiones del filtro de la figura 4.23 37 4.5 Dimensiones del filtro de la figura 4.25 39 4.6 Dimensiones del divisor de caudal. Cotas correspondientes a la figura 4.29 42 5.1 Relación F−TSsegún TA54 85 Índice de Códigos MATLAB/diseno1.m 61 Arduino/ardu.ino 78 87 Bibliografía [1] ASTM E399: Standard Test Method for Linear-Elastic Plane-Strain Fracture Toughness KIc of Metallic Materials [2] González Velázquez, J. Mecánica de fractura, 2004. [3] Wahl, A. M. Mechanical Springs. 2ªedición. Nueva York, 1963. [4] Martínez López, E. Cálculo de resortes helicoidales de compresión. Universidad de Cartagena, Departamento de Ingeniería Mecánica, 2013. [5] ISO 10243: Tools for pressing - Compression springs with rectangular section - Housing dimensions and colour coding [6] Todomuelles. Catálogo de muelles de matricería. https://www.steelmefobo.com/catalogo.pdf [7] Aceros Llobregat. catálogo de aceros inoxidables. https://www.acerosllobregat.com/productos [8] Roquet. Catálogo de productos: bombas, cilindros, válvulas. https://www.pedro-roquet.com/ [9] ISO 6743-4:2015: Lubricants, industrial oils and related products (class L) - Classification - Part 4: Family H (Hydraulic systems) [10] ISO 11158:2009: Lubricants, industrial oils and related products (class L) - Family H (hydraulic systems) - Specifications for categories HH, HL, HM, HV and HG [11] Cepsa. Catálogo de aceites para circuitos hidráulicos. https://https://www.cepsa.es/stfls/comercial/PRODUCTOS/Productos/CEPSA%20HIDRAULICO%20HM.pdf [12] Stauff. Catálogo de filtros. https://www.stauff.com/9/es/STAUFF-Cat%c3%a1logo-9-STAUFF- Filtration-Technology-Spanish.pdf [13] Del Pozo, E. Banco didáctico electrohidráulico, manual de instrucciones. 1ªedición. Sevilla. [14] WEG. Catálogo de motores monofásicos. https://www.weg.com [15] iso 228 catalogo divispr caudal 89 Índice alfabético 91