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DISEÑO DE UNA MAQUINA COMPACTADORA DE VIRUTA (CHIP) PARA PROCESOS DE MANUFACTURA POR ARRANQUE DE VIRUTA

JEFFERSON SALAZAR GRANJA

UNIVERSIDAD AUTÓNOMA DE OCCIDENTE FACULTAD DE INGENIERÍA

DEPARTAMENTO DE ENERGÉTICA Y MECÁNICA PROGRAMA INGENIERÍA MECÁNICA

SANTIAGO DE CALI 2008

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DISEÑO DE UNA MAQUINA COMPACTADORA DE VIRUTA (CHIP) PARA PROCESOS DE MANUFACTURA POR ARRANQUE DE VIRUTA


Trabajo de grado para Optar al Título de Ingeniero Mecánico

Director ROBERT E. COOPER O Ingeniero Mecánico, MSc.

UNIVERSIDAD AUTÓNOMA DE OCCIDENTE FACULTAD DE INGENIERÍA

DEPARTAMENTO DE ENERGÉTICA Y MECÁNICA PROGRAMA INGENIERÍA MECÁNICA

SANTIAGO DE CALI 2008

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Nota de aceptación:

Aprobado por el comité de Grado en cumplimento de los requisitos exigidos por la Universidad Autónoma de Occidente para optar al título de Ingeniero Mecánico Ing. FABER CORREA Jurado Ing. HELVER MAURICIO BARRERA Jurado

Santiago de Cali, 14 de Febrero de 2008

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En este proyecto de grado, le doy gracias al Padre Celestial que me ha acompañado a lo largo de mi vida. Por darme la oportunidad de estudiar y darme fuerza de voluntad para lograr esta meta. Quiero agradecer a mi abuelo Ovidio Salazar R. por haber confiando en mí por apoyarme y darme ánimos para culminar mi carrera. Donde estés te dedico este triunfo, “El no estar conmigo físicamente, no significa que tu recuerdo se haya perdido”. A mis padres por brindarme todo su apoyo incondicional y colaboración que tuvieron conmigo. También les doy gracias por los que nunca dudaron que lograría este triunfo: mis tías Beatriz, Alba, Nancy, Leonor y mis tíos Fernando y Alfonso, a mi madrina Araceli, mis primos y primas, y a mis amigos de la universidad por permitirme conocerlos y ser parte de sus vidas. Por ayudarme y estar conmigo a lo largo de la carrera y aun después….


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AGRADECIMIENTO

Agradezco al Ingeniero ROBERT E. COOPER O., por la gran asesoría y colaboración que me presto para la elaboración y culminación de este proyecto para optar el título de Ingeniero. A todas aquellas personas que de una u otra forma colaboraron en la realización del presente diseño.

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CONTENIDO

Pág. RESUMEN 14 INTRODUCCIÓN 15

1. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA 16

2. MARCO TEÓRICO 17

2.1. LA VIRUTA 17

2.1.1. Clase de viruta 17

2.1.2. Forma de la viruta 17

2.1.3. Proceso de fabricación mecánica con arranque de viruta 19

2.2. FLUIDOS DE CORTE (REFRIGERANTE) 20

2.2.1. Elección del fluido de corte 22

2.3. CILINDROS HIDRÁULICOS 23

2.3.1. Elección del cilindro hidráulico 23

2.3.2. Mantenimiento de los cilindros hidráulicos 24

2.3.3. Aplicaciones de los accionamientos hidráulicos 24

2.3.4. Transmisiones hidráulicas 25

2.3.5. Ventajas de los accionamientos hidráulicos 26

2.3.6. Defectos de los accionamientos hidráulicos 26

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3. ANTECEDENTES 28

4. OBJETIVOS 29

4.1 OBJETIVO GENERAL 29

4.2 OBJETIVOS ESPECÍFICOS 29

5. JUSTIFICACIÓN 30

6. METODOLOGIA 31

6.1. DISEÑO 32

6.1.1. Estructura 32

6.1.2. Diseño del mecanismo de cierre de rodillera 34

6.1.3. Fuerzas que actúan en el sistema de cierre 35

6.1.4. Diseño de las placas de cierre 45

6.1.5. Diseño de la placa de cierre móvil 50

6.1.6. Diseño de la placa de cierre fija 51

6.1.7. Diseño de las columnas guías porta placas. 53

6.1.8. Diseño de las tuercas de sujeción 61

6.1.9. Cálculo de las fuerzas de los pasadores 63

6.1.10. Ventaja mecánica 71

6.1.11. Diseño de los pasadores 72

6.1.12. Ajuste del pasador y agujero entre el eslabón y ménsula 76

6.1.13. Diseño de los apoyos o conexiones 79

6.2. SISTEMA HIDRÁULICO 82

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6.2.1. Selección y diseño del cilindro hidráulico 84

6.2.2. Cálculo y dimensionamiento 85

6.2.3. Dimensionamiento general del cilindro (DIN) 85

6.2.4. Cálculo del espesor de la tapa del fondo 86

6.2.5. Selección del vástago 87

6.2.6. Selección y diseño del cilindro hidráulico de expulsión 89

6.2.7. Selección del vástago 92

6.2.8. Cálculo de la velocidad 94

6.2.9. Diseño y cálculo del depósito de aceite 94

6.2.10. Selección de la tubería de aspiración y retorno 97

6.2.11. Selección de mangueras 98

6.2.12. Selección de los elementos del circuito hidráulico 99

7. CONCLUSIONES 104

8. RECOMENDACIONES 105

BIBLIOGRAFIA 114

ANEXOS 116

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LISTA DE TABLAS Pág. Tabla 1. Ajuste desplazable con pasador base (A Y C) 76 Tabla 2. Dimensiones límites de ajuste del pasador (A Y C) 76 Tabla 3. Ajuste de sujeción pasador base (B Y D) 77 Tabla 4. Dimensiones límites de ajuste del pasador (B Y D) 77 Tabla 5. Ajuste de deslizamiento fino del pasador principal 78 Tabla 6. Dimensiones límites de ajuste del pasador principal 78 Tabla 7. Datos del cilindro hidráulico de cierre 84 Tabla 8. Datos del cilindro hidráulico de expulsión 89

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LISTA DE FIGURAS Pág. Figura 1. Formas de las virutas producida en las operaciones de mecanizado

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Figura 2. Estructura de la máquina 33 Figura 3. Sistema de cierre cerrado 35 Figura 4. Dimensiones del eslabón 35 Figura 5. Momento de inercia de la sección del eslabón 37 Figura 6. Factor de seguridad con esfuerzos fluctuantes 44 Figura 7. Análisis de esfuerzos en el eslabón 45 Figura 8. Placa frontal de cierre 46 Figura 9. Análisis de deformación de la placa de cierre 48 Figura 10. Análisis de esfuerzos y factor de seguridad de la placa frontal de cierre

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Figura 11. Placa de cierre móvil 51 Figura 12. Placa de cierre fija 52 Figura 13. Columnas guías porta placas 53 Figura 14. Factor de seguridad con esfuerzos fluctuantes 60 Figura 15. Fuerzas de los pasadores cuando el sistema está abierto 63 Figura 16. Isómero (B y D) 64 Figura 17. Eslabón (A y B) 65 Figura 18. Eslabón (C y D) 66

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Figura 19. Fuerzas de los pasadores cuando el sistema está cerrado 67 Figura 20. Isómero (B y D) 68 Figura 21. Eslabón (A y B) 69 Figura 22. Eslabón (C y D) 70 Figura 23. Ventaja mecánica 71 Figura 24. Pasador con esfuerzos cortante 72 Figura 25. Área transversal del pasador 73 Figura 26. Diseño de los apoyos 79 Figura 27. Circuito hidráulico 83

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LISTA DE ANEXOS Pág. Anexo 1. Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una flecha con un filete de hombro a tensión axial

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Anexo 2. Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una barra plana con una perforación transversal a tensión axial

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Anexo 3. Selección de tuberías 118 Anexo 4. Tipos de montajes de los cilindros y soportes de vástagos 119 Anexo 5. Dimensionado de tuberías 120 Anexo 6. Montajes clásicos de vástagos y cilindros 121 Anexo 7. Diámetro y presiones de trabajo para la selección del tipo de manguera

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Anexo 8. Diagrama para determinar las dimensiones del vástago 123 Anexo 9. Materiales para la construcción de cilindros y vástagos 124 Anexo 10. Lubricantes industriales 125 Anexo 11. Bomba Hidráulica 126 Anexo 12. Esquema del sistema hidráulico 127 Anexo 13. Conjunto de la máquina 128 Anexo 14. Plano del eslabón 129 Anexo 15. Plano del isómero 130 Anexo 16. Plano del molde 131 Anexo 17. Plano molde compactador 132 Anexo 18. Plano de las barras guías 133

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Anexo 19. Plano de la placa de cierre fija 134 Anexo 20. Plano de la placa de cierre móvil 135 Anexo 21. Plano de la placa frontal fija 136 Anexo 22. Lista de piezas 137

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RESUMEN

El enfoque de este proyecto se basó en diseñar una máquina compactadora de viruta (chip) para procesos de manufactura por arranque de viruta con un actuador hidráulico que trabaja con un mecanismo de cierre de rodilleras (eslabones) para comprimir el material reciclable (viruta discontinua) que se forma al mecanizar un pieza metálica; el diseño de esta máquina está concebido para producir lingotes redondos de briquetas con dimensiones de 6 pulgadas de diámetro por 3 pulgadas de altura. La máquina consta de dispositivos metálicos de alta resistencia, lo que la hacen una máquina fuerte para trabajos pesados que así se requiere; se diseñaron y seleccionaron los elementos mecánicos que complementan el sistema de compactación: mecanismo de cierre, soportes, placa frontal, placa de cierre móvil, placa de cierre fija, columnas guías porta placas, pasadores, cámara de compactación, etc. Para el diseño se realizaron los cálculos convenientes y las piezas fueron simuladas mediante un software de 3D (Solid Edge V19), posteriormente algunas piezas fueron simuladas mediante un programa computacional de elementos finitos (Algor V19), para evaluar las posibles fallas. Además, se seleccionaron los elementos que conforman el circuito óleo-hidráulico; este sistema tiene un cilindro hidráulico el cual es accionado por una bomba hidráulica; este cilindro acciona el mecanismo de cierre que produce una fuerza de cierre (mecánico-hidráulica) de 25 toneladas que es usado para comprimir la viruta; luego se acciona el actuador hidráulico donde se hace el proceso de expulsión del lingote redondo, el procedimiento anterior y accionamiento de los actuadores son efectuados desde el mando de control, donde están ubicadas las válvulas direccionales y los dispositivos de seguridad. Finalmente, se puede decir que esta máquina es de fácil manejo, por lo cual no necesita de mano de obra especializada para su funcionamiento; su mantenimiento no es complicado y lo puede realizar el mismo operador de la máquina.

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INTRODUCCIÓN

Las industrias recicladoras de viruta son muy escasas en nuestro medio, existiendo más que todo pequeños depósitos que actúan como intermediarios entre el recolector de chatarra que por necesidad vende a bajos precios, las pocas y grandes chatarrerías que almacenan toda la demanda de chatarra que se alojan en los depósitos a los cuales les pagan un precio más elevado. Los talleres en general no poseen máquinas compactadoras de viruta, por lo tanto su almacenamiento y disposición en lugares adecuados se dificulta, generando desorden y suciedad en el área de trabajo. Esta viruta, que puede ser considerada como chatarra, es un recurso importante, debido que al venderla a las chatarrerías o siderúrgicas se pueden obtener ingresos adicionales que pueden ser reinvertidos en la compra de otros insumos necesarios para el funcionamiento del taller. El reciclaje y almacenamiento de la viruta es una fuente de trabajo por lo tanto se deben incrementar nuevas máquinas que satisfagan las necesidades del mercado y cumplan con las perspectivas trazadas de personas que quieran montar o crear pequeñas industrias en el campo industrial donde obtengan como es obvio una gran rentabilidad a bajos costos. Debido a que los pequeños talleres o microempresas del sector del maquinado, no disponen de recursos suficientes para comprar máquinas compactadoras, que generalmente son importadas surge la necesidad de diseñar una nueva máquina compactadora de viruta (chip), que esté acorde con las capacidades de los pequeños microempresarios. Estos no tienen una base y estructura sólida de empresas que trabajen con la línea del reciclaje de los desechos que producen. El interés es construir con materiales y elementos nacionales una nueva máquina compactadora capaz de competir en el mercado de la industria del reciclaje. Este diseño tiene como fin aprovechar un material de desecho, como lo es la viruta, compactándola en pequeños bloques que son fáciles de manipular y almacenar así proporciona orden y limpieza al sitio de trabajo.

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1. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA

El problema se enfoca principalmente en dos actividades básicas del funcionamiento de un taller metalmecánico: • No se realiza una adecuada recuperación del material sobrante de los procesos de maquinado, eliminando la posibilidad de utilizarlo para un proceso de reciclaje y posteriormente ser usado en la obtención de nueva materia prima. • El material sobrante de los procesos metalmecánicos (viruta) es frecuentemente almacenado en canecas muy grandes, y no se dispone en un espacio adecuado.

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2. MARCO TEÓRICO 2.1 LA VIRUTA “Entenderemos por viruta, a aquellos restos que se forman al penetrar en un material la parte activa cuneiforme llamado (filo) de una herramienta de corte, donde se pueden observar los siguientes efectos”1: • Recalcado del material delante del filo de la herramienta. • Formación de una grieta (esto no ocurre cuando la velocidad de corte es muy rápida). • Seccionamiento de una pequeña parte de viruta. • Desprendimiento de la viruta. 2.1.1 Clases de viruta. Las virutas también se pueden clasificarlas según su tipo ó clases: ♦♦♦♦ Virutas Plásticas: Son aquellas que se producen con materiales tenaces, grandes ángulos de ataque y elevada velocidad de corte. ♦♦♦♦ Virutas Cortada: Es aquella que se obtiene al trabajar con materiales tenaces y con pequeñas velocidades de corte. ♦♦♦♦ Virutas de Arranque: Este tipo de viruta lo obtendremos al trabajar con materiales dúctiles (fundición gris, bronce, aluminio), con pequeños ángulos de ataque y reducida velocidad de corte. 2.1.2 Formas de la viruta. “Otra clasificación de la viruta es su forma, la cual está dada principalmente por el tipo de material, decimos principalmente, puesto que también hay otros factores que influyen; tales como: procedimiento de trabajo, forma de la herramienta, sección transversal de la viruta, velocidad de corte, salida o desprendimiento de viruta, medios de refrigeración y lubricación”2.

1 BOOTHROYD, Geoffrey. Fundamentos del Corte de Metales y de las Máquinas-Herramientas. Colombia: McGraw-Hill Latinoamericana, S.A. Bogotá, 1978. p. 60. 2 Ibíd., p. 64

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En cuanto a las formas las podemos encontrar en la figura 1.: con forma de agujas (5), virutas desmenuzadas (3), bastoncitos; trozos espirales o helicoidales (4), espirales netas, trozos cortos de cinta, hélices cortas y estrechas o anchas; hélices largas y estrechas o largas y anchas (1), virutas de sesgo rectilíneo, virutas de ovillo (2). Hay cuatro tipos básicos de viruta que son: � Las virutas continuas: Se producen por la deformación continua del material de la pieza de trabajo delante de la herramienta, seguida por un flujo suave de la viruta a lo largo de la cara de la herramienta. Por lo general estas virutas se obtienen al cortar materiales dúctiles a alta velocidades. � Las virutas discontinuas: Constan de segmentos que se producen por la fractura del metal delante de la herramienta. Los segmentos pueden estar unidos entre sí en forma ligera o no estar unidos. Estas virutas se suelen formarse al maquinar materiales frágiles o al cortar materiales dúctiles a velocidades muy bajas o con ángulos de inclinación pequeños. � Las virutas no homogéneas (de borde dentado): Constan de regiones de deformación grande y pequeñas. Estas son características en los metales de baja conductividad térmica o en aquellos cuya resistencia en el punto de fluencia disminuye en forma brusca con la temperatura. Esto es común en las virutas de las aleaciones de titanio.

Figura 1. Formas de las virutas producida en las operaciones de mecanizado

Fuente: BOOTHROYD, Geoffrey. Fundamentos del Corte de Metales y de las Máquinas-Herramientas. Colombia: McGraw-Hill Latinoamericana S.A. Bogotá, 1978. p.187.

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� Las virutas de borde acumulado: Son una masa de metal que se adhiere a la cara de la herramienta mientras la propia viruta fluye en forma continua a lo largo de esa cara. Este tipo a menudo se encuentra en las operaciones de maquinado a bajas velocidades y se relaciona con la alta fricción entre la viruta y la herramienta lo que produce un mal acabado superficial. 2.1.3 Procesos de fabricación mecánica con arranque de viruta. Según Bralla3, En el mundo mecánico, hay una amplia gama de piezas, herramientas y maquinarias que son formadas por distintos tipos de procesos de manufactura; el más común es por arranque de viruta tales como: torneado, fresado, rectificado, taladrado, escariado y cepillado. Este proceso de arranque de viruta es de una gran precisión, la cual se nota en la forma y su calidad superficial de acabados. El principio básico utilizado para todas las maquinas-herramientas, es el de generar superficies por medio de movimientos relativos entre la herramienta (utensilio que se encuentra en contacto con la pieza) y la pieza. Los filos de la herramienta remueven una capa delgada de material en la pieza, la cual definimos anteriormente como viruta. Estas máquinas-herramientas tienen dos movimientos básicos para la generación de superficies, uno de ellos es el movimiento principal, que es el proporcionado por la máquina para dar movimiento relativo entre la herramienta y la pieza, de tal manera que una cara de la herramienta alcance el material de la pieza. Este movimiento es el que absorbe la mayor parte de la potencia total necesaria para realizar la operación de mecanizado. El otro movimiento es el de avance que generalmente es proporcionado por la máquina a la herramienta o porta herramienta, esto puede ser de forma continua o escalonada dependiendo de la superficie que se necesite generar, el movimiento generalmente absorbe una pequeña parte de la potencia necesaria para la operación de mecanizado. Los conceptos principales que intervienen en el proceso son los siguientes: Metal sobrante, profundidad de corte, velocidad de avance y velocidad de corte.

3 BRALLA, James. Manual de Diseño de Producto para Manufactura. Tomo III. México: McGraw-Hill, 1993. p. 8-4.

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� Metal sobrante (sobre espesor): Es la cantidad de material que debe ser arrancado de la pieza en bruto, hasta conseguir la configuración geométrica y dimensiones, precisión y acabados requeridos. La elaboración de piezas es importante, si se tiene una cantidad excesiva del material sobrante, originará un mayor tiempo de maquinado, un mayor desperdicio de material y como consecuencia aumentará el costo de fabricación. � Profundidad de corte: Se denomina profundidad de corte a la capa arrancada de la superficie de la pieza en una pasada de la herramienta; generalmente se designa con la letra "t" y se mide en milímetros en sentido perpendicular en las maquillas donde el movimiento de la pieza es giratorio (Torneado y Rectificado). � Velocidad de avance: Se entiende por avance al movimiento de la herramienta respecto a la pieza o de esta última respecto a la herramienta en un periodo de tiempo determinado. El avance se designa generalmente por la letra "s" y se mide en milímetros por una revolución del eje del cabezal o porta-herramienta, y en algunos casos en milímetros por minuto. � Velocidad de corte: Es la distancia que recorre el “filo” de corte de la herramienta al pasar en dirección del movimiento principal (Movimiento de Corte) respecto a la superficie que se trabaja: el movimiento que se origina, la velocidad de corte puede ser rotativo o alternativo. 2.2 FLUIDOS DE CORTE (REFRIGERANTES) “Para mejorar las condiciones durante el proceso de maquinado, se utiliza un fluido de corte que baña el área en donde se está efectuando el corte”4. Los objetivos principales de éste fluido son: •••• Ayudar a la disipación del calor generado. •••• Lubricar los elementos que intervienen, en el corte para evitar la pérdida la herramienta.

4 MARKS. Manual del ingeniero Mecánico. Tomo II. México: McGraw-Hill, 1995. p. 13-60.

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•••• Reducir la energía necesaria para efectuar el corte. •••• Proteger a la pieza contra la oxidación, y la corrosión. •••• Arrastrar las partículas del material (medio de limpieza). •••• Mejorar el acabado superficial. Las propiedades esenciales que los líquidos de corte deben tener son los siguientes: ♦♦♦♦ Poder refrigerante: El líquido debe poseer una baja viscosidad, la capacidad de bañar bien el metal (para obtener el máximo contacto térmico); un alto calor específico y una elevada conductibilidad térmica. ♦♦♦♦ Poder lubrificante: Tiene la función de reducir el coeficiente de rozamiento en una medida tal que permita el fácil deslizamiento de la viruta sobre la cara anterior de la herramienta. Dentro de los fluidos de corte más utilizados se citan los siguientes: �� Aceites minerales: A esta categoría pertenecen el petróleo y otros productos obtenidos de su refinación; en general, estos aceites tienen un buen poder refrigerante, pero son poco lubrificantes y poco anti-soldante. Se emplean para el maquinado de aleaciones ligeras y algunas veces para la operación de rectificado. Tienen la ventaja de no oxidarse fácilmente. �� Aceites vegetales: A éstos pertenecen el aceite de colza y otros obtenidos de plantas o semillas; tienen buen poder lubricante y también refrigerante, además de tener un escaso poder anti-soldante. Se oxidan con facilidad por ser inestables. �� Aceites mixtos: Son las mezclas de aceites vegetales o animales y minerales; los primeros entran en la proporción de 10% a 30%, Tiene un buen poder lubrificante y refrigerante. Son más económicos que los vegetales.

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�� Aceites al bisulfuro de molibdeno: Ofrecen como característica la lubricación a elevadas presiones y la de facilitar el deslizamiento, de la viruta sobre la cara de la herramienta; no son adecuados para el maquinado de metales no ferrosos, ya que originan corrosiones en la superficie de las piezas trabajadas, No obstante, existen los aceites llamados inactivos obtenidos con mezclas, de bisulfuro de molibdeno y aceites vegetales o animales. �� Aceites emulsionables: Se obtienen mezclando el aceite mineral con agua en las siguientes proporciones: �� De (3-8) % para emulsiones diluidas: Tienen un escaso poder lubrificante, se emplean para trabajos ligeros. �� De (8-15) % para emulsione medias: Poseen un discreto poder lubrificante, se emplean para el maquinado de metales de mediana dureza con velocidades muy elevadas. �� De (15-30) % para emulsiones densas: Presentan un buen poder lubrificante, son adecuados para trabajar los metales duros de la elevada tenacidad. Protegen eficazmente contra las oxidaciones las superficies de las piezas maquinadas. 2.2.1 Elección del fluido de corte. La elección del fluido de corte se basa en los criterios que depende de los siguientes factores: �� Del material de la pieza a fabricar: Para las aleaciones ligeras se utiliza petróleo; para la fundición, en seco. Para el latón, bronce y cobre, el trabajo se realiza en seco o con cualquier tipo de aceite que esté exento de azufre; para el níquel y sus aleaciones se emplean las emulsiones. Para los aceros al carbono se emplea cualquier aceite; para los aceros inoxidables auténticos emplean los lubrificadores al bisulfuro de molibdeno. �� Del material que constituye la herramienta: Para los aceros al carbono dado que interesa esencialmente el enfriamiento, se emplean las emulsiones; para los aceros rápidos se orienta la elección de acuerdo con el material a trabajar. Para las aleaciones duras, se trabaja en seco o se emplean las emulsiones. �� Según el método de trabajo: Para los tornos automáticos se usan los aceites puros exentos de sustancias nocivas, dado que el operario se impregna las manos durante la puesta a punto de la máquina; para las operaciones de rectificado se

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emplean las emulsiones. Para el taladrado se utilizan los aceites puros de baja viscosidad; para el fresado se emplean las emulsiones y para el brochado los aceites para altas presiones de corte o emulsiones. 2.3 CILINDROS HIDRÁULICOS “Los cilindros hidráulicos son unos actuadores mecánicos que aprovechan la energía de un circuito o instalación hidráulica de forma mecánica. Los cilindros hidráulicos son posiblemente la forma más habitual de uso de energía en instalaciones hidráulicas”5. Tipos de cilindros hidráulicos: Básicamente, los cilindros hidráulicos se definen por su sistema de desplazamiento en: ♦♦♦♦ Cilindros hidráulicos de simple efecto: (El movimiento de retorno del mismo se efectúa por un muelle o resorte, o en ocasiones por gravedad.) ♦♦♦♦ Cilindros hidráulicos de doble efecto: (Se utiliza la presión hidráulica para el movimiento en ambos sentidos.) ♦♦♦♦ Cilindros hidráulicos telescópicos: cilindro que contiene otros de menor diámetro en su interior y que se expanden por etapas, muy utilizados en grúas, etc. 2.3.1 Elección del cilindro hidráulico. Es fundamental una buena selección del cilindro hidráulico adecuado a su ubicación para el correcto funcionamiento de la instalación. Las características fundamentales para la elección serán: ♦♦♦♦ Fuerza: Es importante elegir cilindros-actuadores hidráulicos sobredimensionados. Este sobre dimensionamiento deberá ser calculado en

5 AMPUDIA, Danilo. Accionamientos Hidráulicos. Santiago de Cali: Universidad del valle, 1996. p. 145.

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función de la instalación, pero suele estar entre el 20% y el 100% de la fuerza a efectuar. ♦♦♦♦ Velocidad: Dado que muchos cilindros forman parte de Sistemas Automatizados más complejos, y deben actuar a un ritmo calculado. ♦♦♦♦ Longitud de carrera: Dado que los cilindros hidráulicos tienen limitaciones constructivas y de diseño, por lo que deben elegirse de forma adecuada y calculada previamente a su instalación, o bien instalar limitadores ó sistemas de control de carrera. 2.3.2 Mantenimiento de los cilindros hidráulicos. Daremos ahora unos cuantos consejos generales para evitar incidencias y averías en las instalaciones con cilindros hidráulicos: � Lubricar con aceite hidráulico limpio las juntas, conectores y racores antes de usarlos. � Comprobar la presión de funcionamiento del circuito hidráulico para evitar sobré presiones. � Comprobar el apriete de los conectores hidráulicos del cilindro para evitar fugas. � Comprobar los soportes de los cilindros, tanto en holgura como en alineación. � Limpiar la suciedad del vástago, usando fuelles en instalaciones en zonas de polvo o suciedad alta. � Mantener el aceite hidráulico en perfectas condiciones ayuda en gran medida a la conservación de todos los elementos de una Instalación hidráulica. 2.3.3 Aplicaciones de los accionamientos hidráulicos. “El mundo industrializado ha venido aumentando de una forma continua la aplicación de la

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energía oleohidráulica en máquinas de diversos usos que van desde el gato hidráulico hasta las grandes maquinas pesadas (retroexcavadoras)”6. Esta energía es aplicada: � En la construcción de maquinas herramientas y prensas. � En la industria del plástico y cauchos: como las inyectoras y las vulcanizadoras. En la industria de las construcciones de obras civiles: • Como las retroexcavadoras, las compactadoras, los cargadores, niveladoras, etc. En fin su aplicación se encuentra en cualquier tipo de industrias moderna. 2.3.4 Transmisiones hidráulicas. Se llama transmisión hidráulica a un dispositivo para transmitir la energía mecánica y transformar el movimiento mediante un fluido. La transmisión hidráulica se compone de los siguientes elementos principales: • Bomba: Transforma la energía mecánica en hidráulica (energía de flujo del liquido). • Motor hidráulico: Realiza la transformación inversa de la energía hidráulica a mecánica. El motor hidráulico realiza el movimiento de vaivén o de rotación del eslabón conducido. De acuerdo con este sistema cinemático, las transmisiones hidráulicas se dividen en dos tipos principales: � Las de movimientos de vaivén o rectilíneo. � Las de movimiento rotatorio.

6 Ibíd., p. 2.

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2.3.5 Ventajas de los accionamientos hidráulicos. ♦♦♦♦ Permite obtener fácilmente unos movimientos regulares y suaves y un reglaje continuos de las velocidades. ♦♦♦♦ El empleo de presiones elevadas de marcha, permiten transmitir los esfuerzos elevados con ayuda de órganos de dimensiones reducidas. ♠♠♠♠ Los circuitos electrohidráulicos, en los cuales el accionamiento se efectúa con la ayuda de dispositivos eléctricos, colocados frecuentemente a grandes distancias para evitar el empleo de largas tuberías a presión. 2.3.6 Defectos de los accionamientos hidráulicos. �� Perdidas de carga en las tuberías, estranguladores, codos y en general siempre que el recorrido cambie bruscamente de dirección. Estas pérdidas de carga disminuyen el rendimiento del sistema hidráulico y limitan la velocidad admisible del fluido en las tuberías. �� Pérdidas debido a las fugas por órganos y los prensa-estopas, que disminuyen las velocidades de desplazamiento y el rendimiento del sistema. �� Las variaciones de la cantidad de fluido admitido en los órganos de mando, las cuales son debidas a variaciones de la viscosidad en función de la temperatura y se repercusión sobre la importancia relativa de las fugas. �� La compresibilidad del fluido puede ocasionar una irregularidad de movimientos del esfuerzo de corte, y sobre todo en los cambios bruscos de presión. �� Imposibilidad, a causa de las fugas, de una coordinación precisa de movimientos. �� Penetración de aire en el circuito hidráulico, lo que provoca irregularidad de movimientos.

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�� Deformación elástica (inflado y encogimiento) de las tuberías durante el trabajo, lo cual debilita las juntas

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3. ANTECEDENTES

♠♠♠♠ En la mayoría de los talleres no se hace un adecuado almacenamiento ni se utiliza totalmente la viruta resultante, pues la mayoría de las veces se arroja o se mezcla con residuos sólidos de otro tipo. Esto genera un problema de disposición de los residuos de viruta y el que no se aproveche este material para ser reciclado, debido a que proviene de un proceso donde el material se encuentra en muy buen estado. ♠♠♠♠ En los talleres de mecanizado de pequeño y mediano porte no se encuentran máquinas que cumplan la función de compactar la viruta para facilitar su almacenamiento, transporte y también la extracción del fluido de corte que se adhiere a la viruta. ♠♠♠♠ En el mercado existen gran cantidad de compañías que fabrican y venden diversidad de máquinas compactadoras robustas de elevados costos, los cuales, cuentan con los accesorios de alta tecnología que brinda un sistema de compactación sofisticado además presenta importantes ventajas como ahorro energético, fiabilidad, menor nivel de ruido, elevadas velocidades de trabajo, alto nivel de recuperación del valioso aceite de corte y con un costo que va desde los $ 70.000 a los $ 300.000 USD aproximadamente.

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4. OBJETIVOS

4.1. OBJETIVO GENERAL Diseñar una máquina compactadora que permita hacer una adecuada disposición de la viruta metálica, producida en los procesos de mecanizado por arranque de viruta. 4.2. OBJETIVOS ESPECIFICOS �� Definir el rango del tamaño de viruta que será utilizado. �� Definir el volumen óptimo de compactación. �� Seleccionar el sistema hidráulico más adecuado para utilizarlo en la compactación. �� Diseñar un mecanismo que permita obtener la mayor ventaja mecánica.

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5. JUSTIFICACIÓN

Actualmente en el comercio regional y nacional no se ha encontrado una prensa o máquina compactadora de viruta que brinde seguridad y cumplimiento en su proceso, que sea confiable en su manejo, al garantizar la calidad y confianza en el uso por lo anterior se hace necesario diseñar una prensa compactadora de viruta que se ajuste a las necesidades del mercado local y nacional, que conste de dispositivos que eviten la perdida de material convirtiéndose en una máquina fabricada a bajo costo y asequible los talleres metal-mecánicos y manteniendo la vanguardia de las preferencias industriales en el país.

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6. METODOLOGÍA

Inicialmente se realizaron visitas a los talleres metalmecánicos, sacando provecho a los tipos ó clases de virutas que hay en el proceso de mecanizado de un metal a una pieza de trabajo, asumiendo ciertos datos como fuerza de cierre, deflexión admisible y velocidades de avances recomendadas luego aplique el “Proceso de diseño mecánico”, haciendo investigaciones en los diferentes libros de Ingeniería y mediante los conocimientos adquiridos durante la carrera luego empecé hacer los cálculos hasta culminar el proyecto. Las especificaciones básicas para el diseño de la máquina compactadora son las siguientes: � Tamaño de viruta: Para definir el tamaño de viruta que va a ser compactado se consideraron los diferentes tipos de viruta que generalmente son obtenidos en un proceso de mecanizado en un taller de porte normal. El tipo escogido fue el conocido como “viruta discontinua” , que corresponde a una morfología como la que se presenta en la Fig.1, identificada con el numeral 3 y 5. Esta escogencia se realizó por observación y experimentación directa, al notarse que este tipo de viruta es la que consigue un mayor nivel de compactación y ocupa menos volumen. Principios por las cuales se escogió: � Mayor cantidad de producción: este tipo de viruta es el más obtenido en los talleres industriales, esta información se obtuvo de observación directa en las visitas a varios talleres metalmecánicos de la región. � Facilidad de compactación: Para el molde compactador que se diseña, el tamaño más adecuado es el de viruta discontinua porque tiene un factor de ocupación volumétrica del orden de 15% mayor que los otros tipos de viruta. � Volumen de compactación: Esta opción de entrelazar la viruta discontinua en conjunto de tamaño para que pueda ser manejada y se comporte similar a un lingote macizo. Este método ofrece muchas ventajas, ya que al poder manipular la viruta como si fuera un tocho de metal, se puede almacenar en un lugar, se pueda

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contabilizar más fácilmente para efectos de un inventario, y sobre todo se pueda fundir sin tantos problemas. Para poder aglomerar la viruta en un comprimido y que pueda ser tratado como material sólido existe una opción de compactar la viruta por medio de la fuerza de cierre. � Fuerza de cierre: La elección que se tiene para aglomerar la viruta será la de compactarla con una presión superior a la del punto de deformación plástica de cualquier metal, para que se entrelazara con las demás briquetas. Para poder lograr una presión de esa capacidad la mejor opción sería una máquina mecánico-hidráulica. � Mecanismo de transmisión de potencia: Se escogió un mecanismo de cierre por rodilleras simple el cual es un sistema de eslabones o bielas que, multiplicando la fuerza que se le aplica, realiza la fuerza de cierre requerida; dicho mecanismo se acciona por medio de un cilindro hidráulico. La relación que se tiene a través de la ventaja mecánica varia de 1 a 1.5 veces la fuerza de cierre. Actualmente, el mecanismo de rodillera simple es usada en máquinas con fuerza de cierre hasta de 80 toneladas. � Fuente de energía o potencia: Para el diseño del sistema hidráulico se buscará que este sea lo más sencillo posible, para efectos de mantenimiento. Se utilizará una unidad de potencia de 10 hp, con una bomba de 4.5 GPM, y una presión máxima de operación de 2000 Psi para cilindros de doble efecto. 6.1 DISEÑO Se diseña una máquina compactadora de viruta (chip) para procesos de manufactura por arranque de viruta, con una fuerza de cierre por rodilleras (eslabones) máxima de 25 toneladas, dos cilindros hidráulicos, un deposito de compactación ó molde y un sistema de control para que el mecanismo actúe con la secuencia adecuada. 6.1.1 Estructura. Esta máquina está compuesta por los siguientes elementos básicos: • Mecanismo de cierre de rodillera.

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• Una placa frontal de cierre en Acero ASTM A36. • Una placa de cierre fija en Acero ASTM A36. • Una placa de cierre móvil en Acero ASTM A36. • Cuatro columnas guías porta placas en Acero aleado SAE 8620. • Tuercas de sujeción en Acero SAE 1045.

Figura 2. Estructura de la máquina

Realizado en el Software de diseño en 3D conjunto, Solid Edge V.19

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6.1.2 Diseño del mecanismo de cierre de rodillera. El mecanismo de cierre está conformado por un sistema de eslabones (palancas), que son accionadas hidráulicamente por un actuador. Éste sistema se abre y se cierra para la operación de compactación.

Fuerza de cierre. Para el diseño de la presión necesaria para compactar de una manera adecuada la viruta se realizaron una serie de pruebas utilizando una prensa hidráulica, un soporte y una camisa o molde para poder darle forma al material compactado. Debido a la similitud entre las propiedades de la briqueta formada con 15 toneladas (15,000 Kgf) y la de 25 toneladas (25,000 Kgf) se escogió la segunda como la fuerza que utilizará la máquina compactadora de viruta, se puede observar que a mayor fuerza, menor es la altura de compactación. F�� = �25 ton ∗ 2240 Lbston�

F�� = 56000 Lbs

Funcionamiento del sistema de cierre. El sistema de cierre está constituido por dos placas fijas, unidas por cuatro guías. Entre las dos placas fijas hay una móvil que se desliza sobre las barras de alineación. Al lado izquierdo de la máquina se encuentra la placa frontal de cierre fija, en la que va situada la unidad de cierre, que es la encargada de desplazar la placa móvil y en el lado opuesto la placa de cierre fija (ver figura 3), al comunicarle al actuador la presión necesaria para el desplazamiento del vástago, se acciona el mecanismo de cierre las cuales mueven la placa de cierre móvil sobre los columnas guías horizontal.

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6.1.3 Fuerzas que actúan en el sistema de cierre. Cuando el sistema de cierre está cerrado, los eslabones soportan directamente a compresión la fuerza de cierre de (56000 Lbs.), transmitiéndole también a la placa frontal fija, las barras guías y más directamente sobre las tuercas de sujeción.

El área de aplastamiento entre el eslabón y el pasador es la proyección del área de contacto real. P�� = σ�� ∗ A

Figura 4. Dimensiones de los eslabones

Figura 3. Sistema de cierre cerrado


Realizado en el Software de diseño en 3D plano, Solid Edge V.19

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A�� = � 2 ∗ 0.938%in ∗ 1.375%in) → A�� = 2.5795 in+ F�� = F��Nº��.�/��

F�� = 56000 Lbs4 → F�� = 14000 Lbs El esfuerzo a que queda sometida el eslabón será:

σ�� = 14000 Lbs2.5795 in+ → σ�� = 5427.40841 Psi σ�� = 5427.40841 Psi. ↔ Este valor es el esfuerzo permisible a la que esta sometida cada mecanismo.

Chequeo de los eslabones por pandeo. Como los eslabones están articulados en sus extremos y soporta una carga axial de compresión, se hace un chequeo por inestabilidad elástica o pandeo con el objetivo de observar la posible falla en el caso de que los eslabones sean relativamente “Esbeltas”. En el análisis de una columna larga se emplea la fórmula de Euler. P�� = π

+EA�?@� )+ ↔ P�� = π+EI ?@%+

Como la columna tiene los extremos articulados, el factor de fijación de extremo es: K = 1.0 La longitud efectiva de la columna es igual a la longitud real: L� = KL → L� = 1.0 ∗ 5.0 in% ∴ L� = 5.0 in

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Radio de giro se calcula con la formula:

r = D IA

IE = BHH12

IE = 2 in% ∗ 1.375 in%H12 → IE = 0.43327 inI

IJ = BHH12

IJ = 2 in%H ∗ 1.375 in%12 → IJ = 0.91667 inI

A = 2 in% ∗ 1.375 in% → A = 2.75 in+

rE = DK0.43327 inI2.75 in+ L → rE = 0.39693 in

Figura 5. Momento de inercia de la sección del eslabón

Realizado en el Software de diseño en 3D plano, Solid Edge

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rJ = DK0.91667 inI2.75 in+ L → rE = 0.57735 in Se calcula el radio de giro respecto al eje que produzca el valor menor rE =0.39693 in. La relación de Esbeltez real es: Relación de esbeltez = L�r��.

Relación de esbeltez = 5.0 in0.39693 in → Relación de esbeltez = 12.59673 Se calcula la constante de columna, para un Acero SAE 1045 laminado en frio, la resistencia de fluencia 77000 Psi y el modulo de elasticidad es de 30*106 Psi.

C� = DK2 ∗ π+ ∗ ES� L

C� = DK2 ∗ π+ ∗ 30 ∗ 10PPsi%77000 Psi L → C� = 87.69627

Como se puede observar que Q @R�STUV es menor que C�%, la columna es corta se

utiliza la ecuación de J.B. Johnson.

P�� = A S� ∗ W1 − S� ∗ Q KLr��.V +4 ∗ π+ ∗ E Y

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P�� = 2.75 in+% 77000 Psi% ∗ Z1 − 77000 Psi ∗ 12.59673% +4 ∗ π+ ∗ 30 ∗ 10PPsi% [ P�� = 209565.52659 Lbs. ↔ Esta es la carga crítica de pandeo. Se aplica un factor de diseño para determinar la carga admisible. P�� = P��F. S

P�� = 209565.52659 Lbs3 P�� = 69855.17553 Lbs La carga real aplicada P debe ser menor que la carga máxima admisible ]̂ _`. 14000 Lbs < 69855.17553 Lbs

Cálculo del límite de resistencia a la fatiga (se ,). Ahora encontramos el límite de resistencia a la fatiga Se, con base en la resistencia máxima, mediante la ecuación para aceros: Se, = 0.5 ∗ Sc� ∴ Sc� < 200 Ksi Se, = 0.5 ∗ 91KPsi% → Se, = 45.5 KPsi Utilizamos el límite de resistencia a la fatiga teórica: Se = C��d� C��ñ� C/c��e�� C��c�� C��.e��f�g�� Se, �� Efectos de la carga

Carga axial → C��d� = 0.70

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�� Efectos dimensionales Ahi = BH Ahi = 2.0 in% ∗ 1.375 in% → Ahi = 2.75 in+

D�kc�l. = D� Ahi0.0766�

D�kc�l. = DK2.75 in+ 0.0766 L → D�kc�l. = 5.99173 in

C��ñ� = 0.869 D�kc�l.%mn.nho C��ñ� = 0.869 5.99173 in%mn.nho → C��ñ� = 0.73461 in �� Efecto superficial (Maquinado o estirado en frio)

C/c��e�� ≅ A Sc�%f si C/c��e�� > 1.0 C/c��e�� ≅ 2.7 91KPsi%mn.+Pi → C/c��e�� ≅ 0.81699 �� Temperatura C�� = 1 para T ≤ 450℃ 840℉% �� Confiabilidad

El factor de confiabilidad se toma a partir de tablas para un 90% deseado C��.e��f�g�� = 0.897 Ahora el límite de resistencia a la fatiga corregido Se se puede calcular a partir de:

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S� = 0.70% 0.734% 0.816% 1% 0.897% 45.5 KPsi% S� = 17.13230 KPsi → S� = 17132.30253 Psi Se determina el factor de concentración de esfuerzo geométrico Kv para un barra plana con una perforación transversal a tensión axial se encuentra en el Anexo 2. Para �w ≤ 0.65 ; como n.hHy+ ≤ 0.65 → 0.469 ≤ 0.65 K� = 3.0039 − �3.753 0.469%) + 7.9735 0.469%+% − 9.2659 0.469%H% + 1.18145 0.469%I% + 2.9684 0.469%i% K� = 2.19686 La sensibilidad de las muescas q del material se determina así: q = 11 + √a√r → |a h} ?~/�% = 0.0692 q = 11 + 0.0692|0.075 ↔ suposición ∴ q = 0.79829

Ahora se puede determinar el factor de concentración de esfuerzo a la fatiga: K� = 1 + q K� − 1% K� = 1 + �0.79829 ∗ 2.19686 − 1%) → K� = 1.95544 A su vez utilizamos el esfuerzo a la fatiga K� para encontrar el esfuerzo local alternante σ�g� en la muesca:

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σ�g� = K� ∗ σ� .�� σ�g� = 1.95544 ∗ 5427.4084 Psi → σ�g� = 10612.97891 Psi Calculamos el factor de seguridad para el diseño, partiendo de la relación: FS. = S�σ�g� → FS. = 17132.30253 Psi10612.97891 Psi FS. = 1.614 Como el sistema de cierre por rodilleras (eslabones) actúa la fuerza de tensión repetida que varía desde cero hasta un valor máximo. El tipo de carga para la cual los eslabones están sometidos produce un esfuerzo repetido que varía desde cero hasta un máximo de 5427.40841 Psi en cada ciclo. El rango de esfuerzo ∆σ donde: ∆σ = σ�� − σ��. ∆σ = � 5427.40841 Psi% − 0%) → ∆σ = 5427.40841 Psi El componente alternante σ�g� es: σ�g� = σ�� − σ��.2

σ�g� = � 5427.40841 Psi% − 0%) 2 σ�g� = 2713.70421 Psi

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Y el componente medio σ�g� es: σ�� = σ�� + σ��.2

σ�� = � 5427.40841 Psi% + 0%) 2 σ�� = 2713.70421 Psi Se forman dos relaciones una de esfuerzos (R) y de amplitud (A). Relación de esfuerzos (R) es: R = σ��.σ��

R = 05427.40841 Psi → R = 0

Relación de amplitud (A) es: A = σ�g�σ��

A = 2713.70421 Psi2713.70421 Psi → A = 1

Los componentes alternantes como el esfuerzo medio pueden incrementarse bajo condiciones de servicio, pero su relación se mantendrá constante. Aplicamos el diagrama o línea Goodman modificado que es un criterio de falla más conservador y de uso más común para diseñar piezas sujetas a esfuerzos medios y alternantes para determinar el factor de seguridad.

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σ�@�, = �1 − σ�@�,Sc� � S� donde 1 = σ��,Sc� + σ�g�,S�

De la línea σ�@� = � ��@�,�S@�, � σ�@�, = Q ��,�S, V σ�@�,

De la solución simultánea de esta ecuación nos da: σ�@�, = S�σ�g�,σ��, + S� Sc�

σ�@�, = 17132.30253 Psi 2713.70421 Psi2713.70421 Psi + 17132.30253 Psi 91000 Psi → σ�@�, = 14417.88895 Psi Ahora podemos encontrar el factor de seguridad: FS. = σ�@�, σ�@�, → FS. = S� ∗ Sc�σ�g�, Sc� + σ��, S�

Figura 6. Factor de seguridad con esfuerzos fluctuantes

Fuente: NORTON L., Robert. Diseño de máquinas. México: Prentice Hall, 1999. p.417.

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FS. = 17132.30253 Psi% ∗ 91000 Psi%� 2713.70421 Psi% 91000 Psi%� + � 2713.70421 Psi% 17132.30253 Psi%� FS. = 5.313

La figura 7. Presenta la simulación realizada al eslabón de cierre en el momento que la fuerza alcance 56000 Lbs., la cual estará sometida a través del proceso de compactación; se puede observar que se tendrá un esfuerzo máximo pequeño de 4802.31 Psi comparada con el esfuerzo máximo que se encontró analíticamente 5427.40841 Psi, esto quiere decir que al eslabón está bien diseñado. 6.1.4 Diseño de las placas de cierre. Las placas portamoldes y de cierre son como su nombre lo indica las encargadas de fijar los moldes y de transmitir uniformemente la fuerza de cierre. Las placas portamoldes son dos: ♣♣♣♣ Placa frontal de cierre. ♣♣♣♣ Placa de cierre móvil, es la encargada de deslizar sobre las columnas guías por medio del sistema de rodilleras (eslabones) del sistema de cierre.

Figura 7. Análisis de esfuerzo en el eslabón

Realizado en el Software de análisis de elementos finitos, Algor V.19

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Diseño de la placa frontal de cierre. La función de esta placa es soportar la fuerza de cierre cuando el cilindro hidráulico se acciona para transmitir el movimiento a la placa de cierre móvil y al efectuar la compactación recibe la acción directa de la fuerza de cierre por rodillera (eslabones) en un área uniforme transmitiéndose a las columnas guías por medio de las tuercas que las sujetan. Para el diseño de la placa frontal de cierre se hacen las siguientes suposiciones: • La fuerza de cierre por rodillera (eslabones) siempre está actuando sobre el área que ocupa el molde compactador y es transmitida por esta a la placa directamente. • La placa se considera como una viga doblemente empotrada en sus extremos y con una carga uniformemente distribuida.

Figura 8. Placa frontal de cierre

Realizado en el Software de diseño en 3D pieza, Solid Edge V.19

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Cálculo del espesor de la placa. El diseño requiere que la placa sea robusta para evitar rompimiento o una alta deflexión a la fuerza de cierre, por lo tanto el cálculo se realiza por rigidez, asumiendo una deflexión en el material. Datos: F�� = 25 Ton ≈ 56000 Lbs δ�� = 0.01 in b = 11 in h = 10 in δ�á� ≤ δ�� δ�á� = 5 F�� hH384 E I ≤ 0.01 in

5 56000 Lbs% 11 in%H384 30 ∗ 10P Psi% � 10 in% e%H12 � ≤ 0.01 in

Despejamos e = ? �H = 280000 Lbs% 1331 inH% 1.152 ∗ 10}n Psi% 8.33334 ∗ 10mH in+% → eH = 3.88205 inH

e = |3.88205 inH � e = 1.57164 in Nota: Con el resultado esperado 1.57164 in lo aproximamos a 2.25 in de espesor, ya que observando el catálogo de Aceroscol para láminas y planchas estructurales A-36 es más trabajable y fácil de conseguir en el mercado.

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Ahora calculamos la rigidez de la placa para un espesor 2.25 in: δ�á� = 5 56000 Lbs% 11 in%H

384 30 ∗ 10P Psi% � 10 in% 2.25 in%H12 � δ�á� = 3.40814mH in δ�á� ≤ δ�� Donde 0.00340 in ≤ 0.01 in Con esta comparación se puede decir que la rigidez está bien diseñada.

La figura 9. Presenta la simulación realizada a la placa frontal de cierre, la cual estará sometida a través del proceso de compactación; se puede observar que se tendrá una deflexión muy pequeña 0.00140 in comparada con la deflexión que se encontró analíticamente 0.00340 in.

Figura 9. Análisis de deformación de la Placa frontal de cierre


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Comprobación de la placa por resistencia del material. El momento máximo de una viga empotrada en sus extremos ocurre dentro de la región con una carga uniforme y ocurre en el punto medio de la placa, el material analizar es en un Acero A-36. M�á� = F��% h12

M�á� = 56000 Lbs% 11 in12 → M�á� = 51333.33334 Lbs ∗ in

M�á� = 51333.33334 Lbs ∗ in El esfuerzo máximo será a la tensión y compresión: σ�á� ≤ σ��/�ñ� 6 M�á�h e+ ≤ SJFS. 6 51333.33334 Lbs ∗ in% 10 in% 2.25 in%+ ≤ 36000 Psi3

6083.95062 Psi ≤ 12000 Psi Con los valores hallados se puede decir que está bien diseñado. Calculamos el factor de seguridad para el diseño de la placa, partiendo de la relación: FS. = S�σ�á� → FS. = 36000 Psi6083.95062 Psi FS. = 5.92

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La figura 10. Presenta la simulación realizada a la placa frontal de cierre, la cual estará sometida a esfuerzos a través del proceso de compactación; se puede observar que se tendrá un esfuerzo muy pequeña 4267.73 Psi comparada con el esfuerzo que se encontró analíticamente 6083.95062 Psi. 6.1.5 Diseño de la placa de cierre móvil. Esta placa tiene como función transmitir la fuerza de cierre por rodillera directamente al molde compactador para evitar que éste no se abra durante la operación de compactación, deslizándose sobre las columnas guías. Para el diseño de esta placa se considera como una viga empotrada que soporta una carga uniformemente por el lado por donde se sujeta el molde compactador, que es transmitida directamente por el sistema de cierre por rodilleras (eslabones).

Figura 10. Análisis de esfuerzos y factor de seguridad de la Placa frontal de cierre


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No se considera necesario encontrar el espesor de la placa porque se considera como una viga doblemente empotrada en sus extremos y con una carga uniformemente distribuida e igual a la placa frontal fija de cierre.

6.1.6 Diseño de la placa de cierre fija. Para el diseño de la placa de cierre fija se hacen las siguientes suposiciones: • La fuerza de cierre siempre está actuando sobre el área que ocupa el molde compactador y es transmitida por esta a la placa directamente. • La placa se considera como una viga doblemente empotrada en sus extremos y con una carga uniformemente distribuida en el área del molde.

Figura 11. Placa de cierre móvil


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Comprobación de la placa por resistencia del material. El momento máximo de una viga empotrada en sus extremos ocurre dentro de la región de carga uniforme y ocurre en el punto medio de la placa, el material es Acero A-36. M�á� = F��% h12

M�á� = 56000 Lbs% 8 in12 → M�á� = 37333.33334 Lbs ∗ in

M�á� = 37333.33334 Lbs ∗ in El esfuerzo máximo será a la tensión y compresión: σ�á� ≤ σ��/�ñ� 6 M�á�h e+ ≤ SJFS.

Figura 12. Placa de cierre fija


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6 37333.33334 Lbs ∗ in% 10 in% 2.25 in%+ ≤ 36000 Psi3

4424.69136 Psi ≤ 12000 Psi Con los valores hallados se puede decir que está

bien diseñado. Calculamos el factor de seguridad para el diseño de la placa, partiendo de la relación: FS. = S�σ�á� → FS. = 36000 Psi4424.69136 Psi FS. = 8.14 6.1.7 Diseño de las columnas guías porta placas. Esta máquina consta de cuatro barras que soporta las respectivas placas (placa frontal de cierre y la placa de cierre fija), la función principal de estas barras además de soportar las placas es de servir de guías para el buen acople del molde compactador cuando la placa de cierre móvil se acciona por medio del cierre por rodillera (eslabones).

Figura 13. Columnas guías porta placas


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Para las cuatro columnas guías se usa un Acero SAE 8620 es un acero al cromo-níquel-molibdeno para cementación. Ofrece muy buena dureza superficial y buenas propiedades en el núcleo y tiene baja distorsión. La sección crítica de estas cuatro barras se presenta en los extremos donde se debe soportar proporcionalmente cada columna guía la fuerza de cierre, mientras se efectúa la operación de compactación de la viruta. En cada extremo de las barras van roscadas con tipo de rocas cuadrada por lo que lo hace más fácil de fabricar y también permite el uso de tuercas de sujeción lo que es posible apretar radialmente el tornillo de potencia. Este sistema de tornillo y tuerca de sujeción sirve para soportar las placas (frontal de cierre y la de cierre fijo.) Cada barra guía soporta la cuarta parte de la fuerza de cierre (mecánico-hidráulico) producida por el sistema de cierre por rodilleras (eslabones). Ff�� = ��TR��R�º�� Ff�� = 56000 Lbs4 → Ff�� = 14000Lbs

La fuerza que se distribuye en cada barra es de 14000 Lbs., es verdaderamente la carga que soporta las columnas guías por medio del conjunto de tornillo de potencia y sujetador que se transmite directamente desde las placas. El esfuerzo para cada una de las barras roscadas debido a una carga axial ��^��^ a tensión pura es: σ��. = Ff��A��.

σ��. = 14000 Lbs3.9409 in+ → σ��. = 3552.48801 Psi El tipo de carga para la cual las barras están sometidas produce un esfuerzo repetido que varia el esfuerzo desde cero hasta un máximo de 3552.48801 Psi en cada ciclo.

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La forma de la onda se puede caracterizar mediante dos parámetros, su componente medio y alternante, sus valores máximos y mínimos: El rango de esfuerzo ∆σ donde: ∆σ = σ�� − σ��. ∆σ = � 3552.48801 Psi% − 0%) → ∆σ = 3552.48801 Psi El componente alternante σ�g� es: σ�g� = σ�� − σ��.2

σ�g� = � 3552.48801 Psi% − 0%) 2 → σ�g� = 1776.24401 Psi Y el componente medio σ�g� es: σ�� = σ�� + σ��.2

σ�� = � 3552.48801 Psi% + 0%) 2 → σ�� = 1776.24401 Psi Se forman dos relaciones una de esfuerzos (R) y de amplitud (A). Relación de esfuerzos (R) es: R = σ��.σ��

R = 03552.48801 Psi → R = 0

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Relación de amplitud (A) es: A = σ�g�σ��

A = 1776.24401 Psi1776.24401 Psi → A = 1

Datos de la rosca cuadrada.

Área de esfuerzo a tensión. A��. = 3.9404 in+

Diámetro nominal de la rosca. D.�� = 2.5 in

Numero de hilos por pulgadas. Nº de hilos = 2

Paso de la rosca. P = 0,2 ∗ D.�� ; P = 0,2 ∗ 2.5 → P = 0.5 in

Juego. a = P40 ; a = 0.5 in40 → a = 0.0125 in

Ancho de la ranura ó grueso de la herramienta. f = P2 ; f = 0.5 in2 → f = 0.25 in

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Grueso del filete. C = P2 ; C = 0.5 in2 → C = 0.25 in

Altura del filete. H = P2 ; H = 0.5 in2 → H = 0.25 in

Diámetro del núcleo o diámetro menor del tornillo. D�.� = D�� − 2H D�.� = 2.5 in% − 2 0.25 in% → D�.� = 2 in

Diámetro medio. D�� = D�� − H D�� = 2.5 in% − 0.25 in% → D�� = 2.25 in

Cálculo del límite de resistencia a la fatiga (s e,). Ahora encontramos el límite

de resistencia a la fatiga Se, con base en la resistencia máxima, mediante la ecuación para aceros: Se, = 0.5 ∗ Sc� ∴ Sc� < 200 Ksi Se, = 0.5 ∗ 133KPsi% → Se, = 66.5 KPsi Utilizamos el límite de resistencia a la fatiga teórica: Se = C��d� C��ñ� C/c��e�� C��c�� C��.e��f�g�� Se,

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�� Efectos de la carga

Carga axial → C��d� = 0.70 �� Efectos dimensionales

Para 0.3 in ≤ D�kc�l. ≤ 10 in C��ñ� = 0.869�D�kc�l.)mn.nho

C��ñ� = 0.869 2.75 in%mn.nho → C��ñ� = 0.78777 in

�� Efecto superficial (rectificado)

C/c��e�� ≅ A Sc�%f si C/c��e�� > 1.0 C/c��e�� ≅ 1.34 133 KPsi%mn.nyi → C/c��e�� ≅ 0.88425

�� Temperatura

C�� = 1 para T ≤ 450℃ 840℉% �� Confiabilidad

El factor de confiabilidad se toma a partir de tablas para un 99.9% deseado, y es: C��.e��f�g�� = 0.753 Ahora el límite de resistencia a la fatiga corregido Se se puede calcular a partir de: S� = 0.70% 0.787% 0.884% 1% 0.753% 66.5 KPsi% S� = 24.38606KPsi → S� = 24386.06117 Psi Se determina el factor de concentración de esfuerzo geométrico Kv para una flecha con un filete de hombro a tensión axial se halla en el Anexo 1.

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D = 2.75 in d = 2.5 in r = 0.5 in �Dd� = �2.75 in2.5 in � → �Dd� = 1.1 QrdV = �0.5 in2.5 in� → QrdV = 0.2

Donde: A = 0.98450 y b = −0.20818 K� = A QrdVf

K� = 0.98450 �0.5 in2.5 in�mn.+ny}y → K� = 1.37634

La sensibilidad de las muescas q del material se determina así: q = 11 + √a√r → |a }HH ?~/�% = 0.0425 q = 11 + 0.0425√0.5 ∴ q = 0.94330

Ahora se puede determinar el factor de concentración de esfuerzo a la fatiga: K� = 1 + q K� − 1%

- 60 -

K� = 1 + �0.94330 ∗ 1.37634 − 1%) → K� = 1.35501 A su vez utilizamos el esfuerzo a la fatiga K� para encontrar el esfuerzo local alternante σ�g� en la muesca: σ�g� = K� ∗ σ� .�� σ�g� = 1.35501 ∗ 3552.48801 Psi → σ�g� = 4813.65677 Psi Calculamos el factor de seguridad para el diseño, partiendo de la relación: FS. = S�σ�g� → FS. = 24386.06117 Psi4813.65677 Psi FS. = 5.066 Los componentes alternantes como el esfuerzo medio pueden incrementarse bajo condiciones de servicio, pero su relación se mantendrá constante. Aplicamos el diagrama o línea Goodman modificado que es un criterio de falla más conservador y de uso más común para diseñar piezas sujetas a esfuerzos medios y alternantes para determinar el factor de seguridad.

Figura 14. Factor de seguridad con esfuerzos fluctuantes

Fuente: NORTON L., Robert. Diseño de máquinas. México: Prentice Hall, 1999. p.417.

- 61 -

σ�@�, = �1 − σ�@�,Sc� � S� donde 1 = σ��,Sc� + σ�g�,S�

De la línea σ�@� = � ��@�,�S@�, � σ�@�, = Q ��,�S, V σ�@�,

De la solución simultánea de esta ecuación nos da: σ�@�, = S�σ�g�,σ��, + S� Sc�

σ�@�, = 24386.06117 Psi 1776.24401 Psi1776.24401 Psi + 24386.06117 Psi133000 Psi → σ�@�, = 20607.58184 Psi Ahora podemos encontrar el factor de seguridad: FS. = σ�@�, σ�@�, → FS. = S� ∗ Sc�σ�g�, Sc� + σ��, S� FS. = 24386.06117 Psi% ∗ 133000 Psi%� 1776.24401 Psi% 133000 Psi%� + � 1776.24401 Psi% 24386.06117 Psi%� FS. = 11.601 6.1.8 Diseño de las tuercas de sujeción. Las roscas de las barras tienden a cizallarse o barrer su rosca en su diámetro medio ó de paso, cuando una tuerca se acopla en una rosca todos los hilos de aplastamiento debe compartir la carga o fuerza aplicada.

- 62 -

Datos de la tuerca con rosca cuadrada.

Altura del filete de la tuerca H�c�� = �P2 + a � ; H = �0.5 in2 + 0.0125 in� → H = 0.2625 in

Diámetro menor o núcleo de la tuerca D�.�¡¢R�� = D�.�¡£�UT¤¤£ + 2a D�.� = 2 in% − 2 0.0125 in% → D�.� = 2.25 in

Diámetro mayor de la tuerca D��¡¢R�� = D�.�¡¢R�� + 2H

D��¡¢R�� = 2.25 in% + 2 0.2625 in% → D��¡¢R�� = 2.775 in El esfuerzo cortante para el barrido de rosca τ/ se determina entonces a partir de: τ/ = F�c��A��m��/�� ∴ A�� = π d wnp

Donde el A��m��/�� es el área del cortante de la rosca de tuerca, que se barre en su diámetro mayor ¨% y el factor de área para el cortante de barrido de rosca wn% y el paso de la rosca p%. Se determina el factor de área para el área de cortante de barrido de rosca se encuentra en la tabla 14-5 (Referencia Nº 13). τ/ = 14000 Lbsπ 2.5125 in% 0.88% 0.25 in% → τ/ = 8062.104 Psi τ/ = 8062.104 Psi

- 63 -

Para las tuercas de sujeción se fabrican con un Acero SAE 1045 laminado en caliente para cargas moderadas, la resistencia a la cizalladura es: Sy/ = 0.50 �S�) Sy/ = 0.50 45000 Psi% Sy/ = 22500 Psi → Limite de fluencia elástica a cortante. Ahora podemos encontrar el factor de seguridad para las tuercas de fijación: FS. = Sy/τ/ → FS. = 22500 Psi8062.104 Psi FS. = 2.79 6.1.9 Cálculo de las fuerzas de los pasadores.

Figura 15. Fuerzas de los pasadores cuando el sistema está abierto


- 64 -

Detalles matemáticos cuando el sistema está abierto.

Del DCL del isómero (B, D y Fcierre) en la figura (16), + © M� = 0

0 = � 14000 Lbs% 3.625 in%� − � RªE% 5.625 in%� RªE = 9022.22223 Lbs «→ © FE = 0

0 = RªE − R�E → R�E = RªE R�E = 9022.22223 Lbs + © FJ = 0

0 = R�J − RªJ + 14000 Lbs R�� = −14000 Lbs + RªJ

Figura 16. Isómero (B y D)


- 65 -

Rª� = 14000 Lbs + R�J

Del DCL del eslabón (A y B) en la figura (17), «→ © FE = 0

0 = R¬E − RªE → R¬E = RªE R¬E = 9022.22223 Lbs + © FJ = 0

0 = −R¬J + RªJ R¬J = RªJ

+ © M¬ = 0

0 = �Rª�) 2.50108 in%® − � Rª�% 4.332 in%� 0 = �Rª�) 2.50108 in%® − � 9022.22223 Lbs% 4.332 in%�

Figura 17. Eslabón (A y B)


- 66 -

RªJ = 15626.95596 Lbs Como R¬J = RªJ R¬J = 15626.95596 Lbs

Del DCL del eslabón (C y D) en la figura (18), «→ © FE = 0

0 = R�E − R¯E → R¯E = R�E R¯E = 9022.22223 Lbs + © FJ = 0

0 = R¯J − R�J → R¯J = R�J 0 = R�J − RªJ + 14000 Lbs R�� = −14000 Lbs + RªJ

R�� = −14000 Lbs + 15626.95596 Lbs

Figura 18. Eslabón (C y D)


- 67 -

R�J = 1626.95596 Lbs Como se puede observar todas las fuerzas que actúan sobre los miembros en los pasadores tienen diferentes fuerzas resultantes debido al levantamiento del mecanismo para comenzar a compactar la viruta: F��/cg ¬,ª% = | 9022.22223 Lbs%+ + 15626.95596 Lbs%+ F��/cg ¬,ª% = 18044.45196 Lbs F��/cg ¯�% = | 9022.22223 Lbs%+ + 1626.95596 Lbs%+ F��/cg ¯,�% = 9167.74125 Lbs

Detalles matemáticos cuando el sistema está cerrado.

Figura 19. Fuerzas de los pasadores cuando el sistema está cerrado


- 68 -

Del DCL del isómero (B, D y Fcierre) en la figura (20), + © M� = 0

0 = � 14000 Lbs% 3.625 in%� − � RªE% 5.625 in%� RªE = 9022.22223 Lbs «→ © FE = 0

0 = RªE − R�E → R�E = RªE R�E = 9022.22223 Lbs + © FJ = 0

0 = R�J − RªJ + 14000 Lbs R�� = −14000 Lbs + RªJ

Rª� = 14000 Lbs + R�J

Figura 20. Isómero (B y D)


- 69 -

Del DCL del eslabón (A y B) en la figura (21), «→ © FE = 0

0 = R¬E − RªE → R¬E = RªE R¬E = 9022.22223 Lbs + © FJ = 0

0 = −R¬J + RªJ R¬J = RªJ

+ © M¬ = 0

0 = �Rª�) 5.0 in% ∴ Rª� = 14000 Lbs + R�J% 0 = 14000 Lbs% + �R��)® ∗ 5.0 in% 0 = 7000 Lbs in% + R�� 5.0 in% −R�J = 14000 Lbs

Figura 21. Eslabón (A y B)


- 70 -

Del DCL del eslabón (C y D) en la figura (22), «→ © FE = 0

0 = R�E − R¯E → R¯E = R�E R¯E = 9022.22223 Lbs + © FJ = 0

0 = R¯J − R�J R¯J = R�J

R¯J = −14000 Lbs

+ © M¯ = 0

0 = −�R��) 5.0 in% ∴ R�� = − −14000 Lbs + RªJ% 0 = 14000 Lbs% − �Rª�)® ∗ 5.0 in% 0 = 7000 Lbs in% − Rª� 5.0 in%


Figura 22. Eslabón (C y D)

- 71 -

RªJ = 14000 Lbs Como se puede observar todas las fuerzas que actúan sobre los miembros en los pasadores tienen la misma fuerza resultante: F��/cg = | 9022.22223 Lbs%+ + 14000 Lbs%+ F��/cg = 16655.34434 Lbs 6.1.10 Ventaja mecánica. Para este mecanismo se aplicó el concepto de ventaja mecánica (V.M.) que es la razón de las magnitudes de la fuerza de salida y la fuerza de entrada:

Figura 23. Ventaja mecánica


- 72 -

V. M. = F/�gF�.� F/�g = 66621.37736 Lbs − Qf/ = μ ∗ �W�g�� + W��g��)V

W³��g = �62.934 Kd + 25.753 Kd) → W³��g = 195.51936 Lbs f/ = 0.60 ∗ 195.51936 Lbs% f/ = 117.31161 Lbs V. M. = 66621.37736 Lbs − 117.31161 Lbs56000 Lbs

V. M. = 66504.06574 Lbs56000 Lbs

V. M. = 1.18757 6.1.11 Diseño de los pasadores. Los pasadores se encuentran sometidos a fuerzas cortantes tal como se muestra en la figura 15.

Figura 24. Pasador con esfuerzos cortante


- 73 -

La fuerza de cierre se reparte uniformemente entre cada una de los eslabones, sometiendo al pasador a tensión cortante en cada uno de los planos F = F, ó G = G ,. Como la fuerza está repartida por igual entre las secciones F = F, ó G = G ,, por lo tanto actúa una fuerza ejercida: F = 16655.34434 Lbs2 → F = 8327.67217 Lbs

Se Se concluye que la fuerza cortante en el plano es F = 8327.67217 Lbs y el área transversal del pasador es: A��/�� = π ∗ r+ A��/�� = π �1.1252 �+ → A��/�� = 0.99402 in+

Por lo tanto resulta que el valor promedio del esfuerzo cortante a cizalladura en el pasador A. y C es: τ~�� = �¬µ��¶£� τ~�� = yH+yH+o.Po+}o @f/n.hhIn+ �.· → τ~�� = 8377.75544 Psi τ~�� = 8377.75544 Psi

Figura 25. Área transversal del pasador


- 74 -

Los pasadores se construyen en un Acero SAE 1045 laminado en caliente para cargas moderadas y buena resistencia a la cizalladura. FS. = τcτ�� → FS. = 82000 Psi8377.75544 Psi FS. = 9.78 Ahora determinamos el esfuerzo cortante en el pasador en B y D. F = 16655.34434 Lbs2 → F = 8327.67217 Lbs

Se concluye que la fuerza cortante en el plano es F = 8327.67217 Lbs y el área transversal del pasador es: A��/�� = π ∗ r+ A��/�� = π �0.93752 �+ → A��/�� = 0.69029 in+

Por lo tanto resulta que el valor promedio del esfuerzo cortante a cizalladura en el pasador B y D es: ¸¹�º` = �¬µ��¶£� ¸¹�º` = yH+yH+o.Po+}o »�¼n.Phn+h �.· → ¸¹�º` = 12063.96783 Psi Los pasadores se construyen en un Acero SAE 1045 laminado en caliente para cargas moderadas y buena resistencia a la cizalladura. FS. = τcτ�� → FS. = 82000 Psi12063.96783 Psi FS. = 6.79

- 75 -

Se determina el esfuerzo cortante en el pasador principal donde se aplica la fuerza hidráulica. F = 14000 Lbs2 → F = 7000 Lbs

Se concluye que la fuerza cortante en el plano es F = 8327.67217 Lbs y el área transversal del pasador es: A��/�� = π ∗ r+ A��/�� = π �1.752 �+ → A��/�� = 2.40528 in+

A��/�� = 2.40528 in+ Por lo tanto resulta que el valor promedio del esfuerzo cortante a cizalladura en el pasador B y D es: ¸¹�º` = �¬µ��¶£� ¸¹�º` = 7000 ½¾¿ 2.40528 in+À → ¸¹�º` = 10140.62191 Psi ¸¹�º` = 10140.62191 Psi Los pasadores se construyen en un Acero SAE 1045 laminado en caliente para cargas moderadas y buena resistencia a la cizalladura. FS. = τcτ�� → FS. = 82000 Psi10140.62191 Psi FS. = 8.08

- 76 -

6.1.12 Ajuste del pasador y agujero entre el eslabón y ménsula. De la pág. 24 de Metrotecnia de Luchesi tomamos la elección del tipo de ajuste a utilizar:

AJUSTE DESIGNACIÓN

AGUJERO ÚNICO EJE ÚNICO Ho − jP Jo − hP Ajuste desplazable con

pasador base. Entonces para los pasadores A y C: ∅ 1.125 in → 28.575 mm%ÄÅÆÇ ; según tablas: Agujero ∅ 28.575 mm%ÆÇ = mn.nnh «n.n}+ Eje ∅ 28.575 mm%ÄÅ = mn.n}H «n. Juego máximo = 28.587 − 28.562 % mm = + 0.025 mm = � 0.012 − − 0.013%) mm = + 0.025 mm Juego mínimo = 28.566 − 28.575% mm = − 0.009 mm = − 0.0 09 − 0.0 % mm = − 0.009 mm

DIMENSIONES LÍMITES: Diámetro pasador: 28.575 mm

Diámetro buje: 28.566 mm

Fuente: LUCHESI, Doménico. Metrotecnia. Tolerancias e instrumentación. Barcelona: Lador S.A., 1973. p. 24.

Tabla 1. Ajuste desplazable con pasador base (A Y C)

Tabla 2. Dimensiones límites de ajuste del pasador (A Y C)

Cálculo del autor.

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Ajuste del pasador y agujero entre el eslabón y soporte.

AJUSTE DESIGNACIÓN

AGUJERO ÚNICO EJE ÚNICO Ho − kP Ko − hP Ajuste de sujeción pasador

base. Entonces para los pasadores B y D: ∅ 0.9375 in → 23.8125 mm%ÄÅ?Ç ; según tablas: Agujero ∅ 23.8125 mm%?Ç = mn.n}i «n.nnP Eje ∅ 23.8125 mm%ÄÅ = mn.n}H «n. Juego máximo = 23.8185 − 23.7995 % mm = + 0.019 mm = � 0.006 − − 0.013%) mm = + 0.019 mm Juego mínimo = 23.7975 − 23.8125% mm = − 0.015 mm = − 0.0 15 − 0.0 % mm = − 0.015 mm



Tabla 3. Ajuste de sujeción pasador base (B Y D)

Fuente: LUCHESI, Doménico. Metrotecnia. Tolerancias e instrumentación. Barcelona: Lador S.A., 1973. p. 25.

Tabla 4. Dimensiones límites de ajuste del pasador (B Y D)

Cálculo del autor.

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Ajuste del pasador principal y agujero entre el soporte.

AJUSTE DESIGNACIÓN

AGUJERO ÚNICO EJE ÚNICO HP − hi HP − hi Ajuste de deslizamiento

fino. Entonces para el pasador principal: ∅ 1.75 in → 44.45 mm%ÄÍÎÅ ; según tablas: Agujero ∅ 44.45 mm%ÎÅ = «n. «n.n}P Eje ∅ 44.45 mm%ÄÍ = mn.n}} «n. Juego máximo = 44.466 − 44.439 % mm = + 0.027 mm = � 0.016 − − 0.011%) mm = + 0.027 mm Juego mínimo = 44.45 − 44.45% mm = + 0. mm = 0.0 − 0.0 % mm = + 0. mm



Fuente: LUCHESI, Doménico. Metrotecnia. Tolerancias e instrumentación. Barcelona: Lador S.A., 1973. p.26.

Tabla 5. Ajuste de deslizamiento fino del pasador principal

Cálculo del autor.

Tabla 6. Dimensiones límites de ajuste del pasador principal

- 79 -

6.1.13 Diseño de los apoyos o conexiones. De la pág. 1199, diseño de elementos de maquinas de Caicedo Jorge A., tomamos las siguientes formulas:

Ancho del apoyo t = 2.5 ∗ e��/�� t = 2.5 ∗ 1.375 in% → t = 3.4375 in t = 3.4375 in Longitud del pasador L��/�� = 2.75 ∗ e��/�� L��/�� = 2.75 ∗ 1.375 in% → L��/�� = 3.78125 in L��/�� = 3.78125 in Cortadura en el eslabón:

Figura 26. Diseño de los apoyos

Realizado en el Software de diseño en 3Dplano, Solid Edge V.19

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Tomamos 0.75 debido a los esfuerzos adicionales producidos por el ajuste forzado del pasador. F��2 A ≤ 0.75 ∗ 0.5 S�FS. 56000 Lbs2 1.375 in ∗ m% ≤ 0.75 ∗ 0.5 77000 Psi3

56000 Lbs2 1.375 in ∗ m% ≤ 9625 Psi → m = 2.11570 in

m = 2.11570 in Cortadura en la ménsula: F��A ≤ 0.75 ∗ 0.5 S�FS. A = �t − e��/��) ∗ n A = 3.4375 in − 1.375 in% ∗ n A = 2.0625 in ∗ n% 56000 Lbs 2.0625 in ∗ n% ≤ 0.75 ∗ 0.5 77000 Psi3

56000 Lbs 2.0625 in ∗ m% ≤ 9625 Psi → n = 2.82094 in

n = 2.82094 in Determinación de los esfuerzos de apoyo, para obtener los esfuerzos nominales sobre la ménsula en A y C se utiliza la formula:

- 81 -

σ�� = Ftd

σ�� = 16655.34434 Lbs2 1.03125 in % 1.125 in% → σ�� = 7178.06086 Psi σ�� = 7178.06086 Psi Ahora podemos encontrar el factor de seguridad para los apoyos de las ménsulas de fijación que se construyen en un Acero SAE 1045 laminado en caliente para cargas moderadas. FS. = S�σ�� → FS. = 45000 Psi7178.06086 Psi FS. = 6.27

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6.2 SISTEMA HIDRÁULICO ♦♦♦♦ GENERALIDADES Los movimientos efectuados por esta máquina se obtienen hidráulicamente, mediante el aceite succionado por una bomba desde el depósito movida por un motor eléctrico, que le transmite una potencia suministrada en presión, la cual tiene por objetivo mover los cilindros hidráulicos que a su vez están encargados de transmitir el movimiento del sistemas de cierre por rodillera (eslabones) y el movimiento de extraer el lingote compactado. ♦♦♦♦ FUNCIONAMIENTO Si el aceite impulsado por la bomba (14) llega a la placa de distribución cuando no hay ninguna de las mandos de las válvulas (5 y 10) accionadas, lo que ocurre cuando la máquina no realiza ningún movimiento, volverá al depósito (16) por el interior de los reguladores de presión (11 y 12), (válvulas de seguridad). En el movimiento de cierre se acciona el mando de la válvula (5) lado (A), con lo que el aceite pasa de la placa por la válvula de seguridad (3) hacia la parte posterior del cilindro de cierre y apertura. La presión del aceite la indica el manómetro (2) cuando se oprima el pulsador del manómetro. Si es accionado el mando de la válvula direccional (5) lado (B), se efectúa el movimiento de apretura, por lo que el aceite circula hacia la parte anterior del cilindro (1), pasando por la válvula de seguridad (4). En el movimiento de extracción, se acciona el mando de la válvula direccional (10) lado (B), con lo que el aceite pasa de la placa por la válvula de seguridad (9), hacia la parte posterior del cilindro de inyección (6). La presión de aceite lo indica el manómetro (7) cuando se oprime el pulsador de manómetro.

- 83 -

Si es acciona el mando de la válvula direccional (10) lado (A), se efectúa el movimiento de retroceso de inyección por lo cual el aceite circula hacia la parte anterior del cilindro (6) pasando por la válvula de seguridad (8).

6.2.1 Selección y diseño del cilindro hidráulico de cierre.

Fuente: Software de diseño y simulación, Automation Studio V.5.0

Figura 27. Circuito hidráulico

- 84 -

6.2.1 Selección y diseño del cilindro hidráulico de cierre. La presión de trabajo. P³��f�Ï� = 2000 Psi F/�g�� = F�� ∗ FS. F/�g�� = 56000 Lbs% 1.5% F/�g�� = 95200 Lbs De la tabla Nº2 del manual de Hidráulica Industrial de Vickers pág. 6-7, se seleccionó un cilindro hidráulico en base a 95200 Lbs. de fuerzas de salida y una presión máxima de operación de 2000 Psi.

Datos del cilindro hidráulico de cierre.

CILINDRO HIDRÁULICO DE CIERRE Diámetro interior del cilindro. 8 in Diámetro del vástago. 3.5 in Presión Máxima de trabajo. 2000 Psi Área del pistón. 50.2656 in2 Área anular. 40.644 in2

Área vástago. 9.62115 in2 Fuerza de empuje. 100530 Psi Fuerza de retroceso. 81238 Psi

Material del cilindro hidráulico. �� Acero DIN ST 35-4 número 10309 (Tubo sin costura).

�� Limite de elasticidad. S� = 23 ?Ð��·

Tabla 7. Datos del cilindro hidráulico de cierre

Fuente: VICKERS, SPERRY. Manual de Oleohidráulica Industrial. Barcelona: Blume, 1979. p 6-7.

- 85 -

�� Resistencia a la tracción. Sc = 35 − 45 % ?Ð��· �� Aplicación en tuberías para cilindros. 6.2.2 Cálculo y dimensionamiento. Cálculo del espesor de la pared del cilindro según las normas europeas DIN, el espesor es: ÑÒÓÔÓÕ_�º = D�.�200 S�K − 21.11 P

mm%

P = 2000 Psi → P = 136.091927 atm D�.� = 8 in → D�.� = 203.2 mm K = 2 factor de seguridad ÑÒÓÔÓÕ_�º = 203.2 mm%

200 Q23 Kgmm+V2 − 21.11 136.091927 atm% → ÑÒÓÔÓÕ_�º = 16.155687 mm

ÑÒÓÔÓÕ_�º = 16.155687 mm ≈ ÑÒÓÔÓÕ_�º = 19.05 mm ≈ HI in Verificación si la relación D�.� t��g�.��⁄ ≥ 10 para saber si hay dilatación radial en el cilindro hidráulico. +nH.+ ��}h.ni �� ≥ 10 ∴ 10.667 ≥ 10 Por lo tanto no hay dilatación radial.

6.2.3 Dimensionamiento general del cilindro (DIN). La figura VI-8 de la pág. 163 del libro Accionamientos hidráulicos, muestra el dimensionamiento de las partes interiores del cilindro en función del diámetro del émbolo y del vástago para cilindros de doble efecto así:

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Espesor del embolo o pistón: L�} = 0.4 … . 0.6%D�.� L�} = 0.5% 8 in% L�} = 4 in → L�} = 101.6 mm

Espesor del apoyo del vástago: L�+ = 0.8 … . 1.2%Dlá/��d� L�+ = 1.2% 3.5 in% L�+ = 4.2 in → L�+ = 106.68 mm

Longitud mínima del apoyo y pistón con el vástago totalmente salido: L�í.�� = 0.5 D�.�%+Dlá/��d� L�í.�� = 0.5 8 in% + 3.5 in L�í.�� = 7.5 in → L�í.�� = 190.5 mm 6.2.4 Cálculo del espesor de la tapa del fondo. Se calcula como una chapa circular fijada rígidamente en todo su borde de la pág. 155 del libro Accionamientos hidráulicos. t��.�� = 0.405 D�.�%ÙK ∗ P S�À

t��.�� = 0.405 ∗ 203.2 mm%Ú3 ∗ 136.091927 atm2300 Kgcm+

- 87 -

t��.�� = 34.673015 mm 6.2.5 selección del vástago. Ver tipos de montajes de los cilindros y soportes de la fig. VI-5 de la pág. 153 del libro Accionamientos hidráulicos. �� Caso Nº 9, Tipo de montaje del cilindro: Articulado posterior o central, Conexión del extremo del vástago: Pivotado y soportado, Factor de esfuerzos: FS.= 2

Longitud básica del vástago. Lfá/�� = D ∗ FS. Lfá/�� = 19 }}}P �. ∗ 2 Lfá/�� = 39 Hy in

Material del vástago.

Acero DIN x 40 Cr 13 número 14034 (recocido).

Limite de elasticidad. S� = 45 ?Ð��· → S� = 63907.21224 Psi

Resistencia a la tracción. Sc = 65 − 80 % ?Ð��·

Aplicación en elementos con elevadas resistencias al desgaste. �� Verificación del vástago por pandeo. Encontramos la longitud efectiva (Le) de la fig. VI-6 de la pág. 154 y la tabla VI-3 de la pág. 155 del libro Accionamientos hidráulicos.

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�� Tomamos el caso Nº 2, donde Le=L L� = 39 Hy in

Relación de esbeltez. r�í. = Dlá/��d�4

r�í. = 3.5 in 4 → r�í. = 0.875 in r�í. = 0.875 in La relación de esbeltez es: e = L�r�í.

e = 39 Hy in0.875 in

e = 45 Como la esbeltez está entre 45 y 120 se usa la formula de Johnson para hallar la fuerza critica. P�� = A S� ∗ Z1 − S� ∗ e% +4 ∗ π+ ∗ E[ P�� = Qπ4 3.5 in%+V 63907.21224 Psi% ∗ Z1 − 63907.21224 Psi ∗ 45% +4 ∗ π+ ∗ 30 ∗ 10P Psi% [ P�� = 547676.42956 Lbs

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Por lo tanto el vástago no falla por pandeo ya que P�� > FÛ�g�� 547676.42956 Lbs > 95200 Lbs 6.2.6 Selección y diseño del cilindro hidráulico de expulsión. La presión de trabajo. P³��f�Ï� = 2000 Psi F/�g�� = F��cg/�ó. ∗ FS. F/�g�� = 6720 Lbs% 2.0% F/�g�� = 13440 Lbs De la tabla Nº2 del manual de Hidráulica Industrial de Vickers pág. 6-7, se seleccionó un cilindro hidráulico en base a 13440 Lbs. de fuerzas de salida y una presión máxima de operación de 2000 Psi.

Datos del cilindro hidráulico de expulsión.

CILINDRO HIDRÁULICO DE EXPULSIÓN Diámetro interior del cilindro. 3.25 in Diámetro del vástago. 1.375 in Presión Máxima de trabajo. 2000 Psi Área del pistón. 8.296 in2 Área anular. 6.811 in2

Área vástago. 1.485 in2 Fuerza de empuje. 16592 Psi Fuerza de retroceso. 13622 Psi

Material del cilindro hidráulico de expulsión.

�� Acero DIN ST 35-4 número 10309 (Tubo sin costura).

Tabla 8. Datos del cilindro hidráulico de expulsión

Fuente: VICKERS, SPERRY. Manual de Oleohidráulica Industrial. Barcelona: Blume, 1979. p 6-7.

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�� Limite de elasticidad. S� = 23 ?Ð��·

�� Resistencia a la tracción. Sc = 35 − 45 % ?Ð��· �� Aplicación en tuberías para cilindros. �� Cálculo y dimensionamiento. Cálculo del espesor de la pared del cilindro según las normas europeas DIN, el espesor es: ÑÒÓÔÓÕ_�º = D�.�200 S�K − 21.11 P

mm%

P = 2000 Psi → P = 136.091927 atm D�.� = 3.25 in → D�.� = 82.55 mm K = 2 factor de seguridad ÑÒÓÔÓÕ_�º = 82.55 mm%

200 �23 ?Ð��·)2 − 21.11 136.091927 atm% → ÑÒÓÔÓÕ_�º = 6.56325 mm

ÑÒÓÔÓÕ_�º = 6.56325 ÜÜ ≈ ÑÒÓÔÓÕ_�º = 7.9375 mm Q i}P �.V

Verificación si la relación D�.� t��g�.��⁄ ≥ 10 para saber si hay dilatación radial en el cilindro hidráulico. y+.ii ��o.hHoi �� ≥ 10 ∴ 10.4 ≥ 10 Por lo tanto no hay dilatación radial.

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�� Dimensionamiento general del cilindro (DIN) . La figura VI-8 de la pág. 163 del libro Accionamientos hidráulicos, muestra el dimensionamiento de las partes interiores del cilindro en función del diámetro del émbolo y del vástago para cilindros de doble efecto así:

Espesor del embolo o pistón: L�} = 0.4 … 0.6%D�.� L�} = 0.5% 3.25 in% L�} = 1.625 in → L�} = 41.275 mm

Espesor del apoyo del vástago: L�+ = 0.8 … . 1.2%Dlá/��d� L�+ = 1.2% 1.375 in% L�+ = 1.65 in → L�+ = 41.91mm

Longitud mínima del apoyo y pistón con el vástago totalmente salido: L�í.�� = 0.5 D�.�%+Dlá/��d� L�í.�� = 0.5 3.25 in% + 1.375 in L�í.�� = 3 in → L�í.�� = 76.2 mm �� Cálculo del espesor de la tapa del fondo. Se calcula como una chapa circular fijada rígidamente en todo su borde de la pág. 155 del libro Accionamientos hidráulicos. t��.�� = 0.405 D�.�%ÙK ∗ P S�À

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t��.�� = 0.405 ∗ 82.55 mm%Ú3 ∗ 136.09193 atm2300 Kd cm+À

t��.�� = 14.08591 mm 6.2.7 Selección del vástago. Ver tipos de montajes de los cilindros y soportes de la fig. VI-5 de la pág. 153 del libro Accionamientos hidráulicos. �� Caso Nº 2, Tipo de montaje del cilindro: Rígido, Conexión del extremo del vástago: Pivotado y guiado, Factor de esfuerzo: FS.= 0.7.

Longitud básica del vástago. Lfá/�� = D ∗ FS. Lfá/�� = 8 in ∗ 0.7 Lfá/�� = 5.6 in

Material del vástago.

Acero DIN x 40 Cr 13 número 14034 (recocido).

Limite de elasticidad. S� = 45 ?Ð��· → S� = 63907.21224 Psi

Resistencia a la tracción. Sc = 65 − 80 % ?Ð��·

Aplicación en elementos con elevadas resistencias al desgaste.

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�� Verificación del vástago por pandeo. Hallamos la longitud efectiva (Le) de la fig. VI-6 de la pág. 154 y la tabla VI-3 de la pág. 155 del libro Accionamientos hidráulicos. �� Tomamos el caso 1, donde Le= 2L L� = 2 12 in% L� = 24 in

Relación de esbeltez. r�í. = Dlá/��d�4

r�í. = 1.375 in4 → r�í. = 0.34375 in

r�í. = 0.34375 in La relación de esbeltez es: e = L�r�í.

e = 24 in 0.34375 in e = 69.81818 ≈ e = 70 � = 70 Como la esbeltez está entre 45 y 120 se usa la formula de Johnson para hallar la fuerza critica.

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P�� = A S� ∗ Z1 − S� ∗ e% +4 ∗ π+ ∗ E[ P�� = Qπ4 1.375 in%+V 63907.21224 Psi% ∗ Z1 − 63907.21224 Psi ∗ 70% +4 ∗ π+ ∗ 30 ∗ 10P Psi% [ P�� = 69804.85181 Lbs Por lo tanto el vástago no falla por pandeo ya que P�� > FÛ�g�� 69804.85181 Lbs > 13440 Lbs 6.2.8 Cálculo de la velocidad. Q = 4.5 glsmin → Q = 2.83906 ∗ 10mI mHseg

A��/�ó. =

π4

0.2032 m%+ → A��/�ó. = 0.032429 m+

Þlá/��d� = 2.83906 ∗ 10mI mHseg0.032429 m+

Þlá/��d� = 8.75459 ∗ 10mH mseg

6.2.9 Diseño y cálculo del depósito de aceite. Datos del caudal: Q = 4.5 glsmin → Q = 5 GPM

Q = 5 GPM

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�� Depósito abierto. Elección del tamaño del depósito de aceite: Ver pág. 34 Tabla Nº III-1 del libro accionamientos hidráulicos. La Capacidad del depósito en volumen útil de aceite es: Q�� = 5 ∗ Q% para condiciones de trabajo para instalaciones fijas y trabajo intermitente, pero circulando el caudal de la bomba en vacío. Q�� = �5 ∗ 5 gal� Q�� = 25 gal

Dimensiones del depósito: V�� = V¬�� + V¬�� V¬�� = �0.15 ∗ Q��) V¬�� = 0.15 ∗ 25 gal V¬�� = 3.75 gal V�� = 25 gal + 3.75 gal% V�� = 28.75 gal → V�� = 6641.25 inH V�� = 6641.25 inH V��.�� = 2.5 ∗ 25 gal V��.�� = 12.5 gal → V��.�� = 2887.5 inH V��.�� = 2887.5 inH

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Si b = a Luego h = 2b v = b ∗ a ∗ h v = b ∗ b ∗ 2b → V = 2bH v2 = bH

¾ = D6641.25 inH2� → b = 14.919007 in

b = 14.919007 in Como b=a entonces: a = 14.919007 in h = 2 ∗ 14.919007 in → h = 29.83801 in h = 29.83801 in

Altura de la placa desviadora (h): V¬�� = 25 gal → V�� = 5775 inH V�� = 5775 inH

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v = b+ ∗ h h = vb+ → h = 5775 inH222.57676 in+ ∴ h = 25.9461 in

h = 25.9461 in

Material del depósito. Lamina de Acero dulce de espesor � �ßÅ in) con uniones soldadas.

Material de la placa desviadora. Lamina de Acero dulce de espesor �ßà in) con uniones soldadas. Divide el depósito en dos, van soldadas al fondo y lados del depósito. 6.2.10 Selección de la tubería de aspiración y retorno. Para el cilindro compactador: Q = 4.5 glsmin

Vegc�� = 2.25 ftseg

Vemos la figura IV-2 de Accionamientos hidráulicos pág. 65 hallamos: El diámetro interno Dá.�� = 1 in Dá.�� = 1 in De la tabla IV-1 de Accionamientos hidráulicos pág. 55 y con Dá.�� = 1 in tomamos:

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Según la ANSI el número Schedule 40 (Estándar), el tamaño nominal = 1 in y Dâ�� = 1.315 in. Dâ�� = 1.315 in 6.2.11 Selección de las mangueras. Para el cilindro compactador con los datos encontrados del caudal y la velocidad del fluido encontramos la manguera: Q = 4.5 glsmin


Vemos la figura IV-9 de Accionamientos hidráulicos pág. 71 hallamos el diámetro interior de la manguera Dá.� ��.dc�� = �à in. Dá.� ��.dc�� = Hy in. Ahora seleccionamos el tipo de manguera con los siguientes datos: Pª��f� = 2250 Psi Dá.� ��.dc�� = Hy in. Vemos la figura IV-24 de Accionamientos hidráulicos pág. 93 encontramos: La manguera SAE 100R2 Tipo B, es un tubo de caucho y funda reforzada con dos telas en espiral y un trenzado de alambre de acero de alta resistencia, medidas: �ßÅ a 2 pulgadas de diámetro. �� Selección de las mangueras. Para el cilindro expulsión: Q = 1.01796 glsmin

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Vemos la figura IV-9 de Accionamientos hidráulicos pág. 71 hallamos el diámetro interior de la manguera Dá.� ��.dc�� = �à in. Dá.� ��.dc�� = Hy in. Ahora seleccione el tipo de manguera con: Pª��f� = 2250 Psi Dá.� ��.dc�� = Hy in. Vemos la figura IV-24 de Accionamientos hidráulicos pág. 93 hallamos: La manguera SAE 100R1 Tipo A., es un tubo de caucho y funda reforzada con un trenzado de alambre de acero de alta resistencia, medidas: �ßÅ a 2 pulgadas de diámetro. 6.2.12 Selección de los elementos del circuito hidráulico. �� Potencia de accionamiento de la bomba: N�� = Q� ∗ P1714 ∗ η�f��f�

Como Q� = Q + Q� entonces Q� = 0.1 ∗ Q Q� = 0.1 ∗ 4.5 GPM Q� = 0.45 GPM Q� = 4.5 GPM + 0.45 GPM

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Q� = 4.95 GPM N�� = 4.95 GPM% 2000 Psi%1714 ∗ 0.85 → N�� = 6.79525 HP

N�� = 7 HP

Seleccione: Bomba de engranajes Ref.: V20-1P6·-1C10 del catalogo de EATON. �� Selección de las válvulas direccionales: Datos iníciales: Q = 4.5 glsmin

Päá�� = 2000 Psi

Seleccione la válvula de tres posiciones, cuatro vías accionadas por palanca Ref.: DG3S-8 del libro Accionamientos hidráulicos. �� Selección de la válvula de seguridad variable: Datos iníciales: Q = 4.5 glsmin

Pª��f� = 2000 Psi

Seleccione la válvula de seguridad Ref.: CG03F10 del catalogo de Vickers. �� Selección del manómetro: Para 0 a 3000 Psi.

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Seleccione el manómetro Ref.: GM2000 – 30 del catalogo de Vickers. �� Selección de filtros:

De aspiración: Ref.: OF3-24-(3RY) – 10 del catalogo de Vickers.

De descarga: Ref.: OFR-15S-7G-E-30 del catalogo de Vickers. �� Selección de filtros de aire:

Ref.: SP-113-C del catalogo de Vickers pág. P4. �� Selección del motor eléctrico:

Motor trifásico Potencia = 7 HP Revoluciones = 1800 RPM. Frecuencia = 60 Hertz.

�� Selección de juntas de estanquización del vástago: Se selecciona:

Junta en forma de cuña.

Presión de trabajo hasta 300 Kg cm+À , para movimientos rápidos aconsejable

anillos apoyo de metal o tejido endurecido. En la fig. Nº VII-7, pág. Accionamiento hidráulico. �� Selección de juntas de estanquización del émbolo: Se selecciona:

Junta en forma de cuña.

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Presión de trabajo hasta 300 Kg cm+À , para movimientos rápidos. Uso en

émbolos grandes con 2 ó 3 anillos seguidos. En la fig. Nº VII-8, pág. Accionamiento hidráulico. �� Selección del aceite: Se escoge el aceite hidráulico y circulante del catalogo de MOBIL DTE 25.

boletín técnico MOBiL. Descripción: el aceite hidráulico y circulante es un lubricante industrial de óptima calidad, formulado con bases paranínficas altamente refinadas y aditivos antioxidantes, anti herrumbre y depresores de punto de fluidez, que brindan una protección efectiva en una gran variedad de propósitos y circulantes sometidos a periodos extensos de trabajo y a cambios bruscos de temperatura. • Cualidades: �� Gran resistencia a la oxidación, que asegura larga vida útil del aceite. �� Alto índice de viscosidad. �� Protección contra la formación de herrumbre, corrosión y desgaste. �� Excelente demulsibilidad y cualidades antiespumantes. • Aplicación:

Por su gran estabilidad química, estos aceites son especialmente útiles en equipos hidráulicos y circulantes, sometidos a trabajos continuos durante largos periodos de tiempo.

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Son apropiados en la lubricación de chumaceras grandes lubricadas por sistemas de circulación, reductores de velocidad, motores eléctricos, bombas y compresores.

Por su bajo punto de fluidez, son ideales en sistemas hidráulicos que trabajen a bajas temperaturas.

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7. CONCLUSIONES

�� Se hace entrega del diseño de la máquina compactadora de viruta, el cual es soportado por los cálculos del sistema hidráulico, de los elementos de máquinas y por las simulaciones realizadas. �� Se hace entrega de los planos de todas las piezas a ser construidas. �� Se pudo definir el volumen adecuado para compactación de viruta partiendo del tamaño de viruta óptimo, determinado por experimentación y con base a este se determinaron las fuerzas necesarias para el funcionamiento de la máquina. �� Darnos cuenta la importancia de las herramientas computacionales; gracias a esta la simplicidad de cálculos es considerable. �� El mecanismo diseñado para la conducción de la fuerza es del tipo de eslabones (bielas), el cual proporciona una ventaja mecánica de 1,2. En el caso del mecanismo mecánico-hidráulico, se escogió uno del tipo de cierre por rodillera simple.

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8. RECOMENDACIONES Una de las primeras recomendaciones para el proceso de compactación seria mejorar la ventaja mecánica al mecanismo de cierre por rodillera simple. La segunda recomendación es el uso de controles PLC (Control Lógico Programable) y otros controles electrónicos para mejorar la velocidad de avance y de retroceso, para esta prensa en el proceso de compactación. La tercera recomendación es la tendencia al uso a los proceso de automatización para la máquina mecánica-hidráulica con la alimentación automática, que existen en mayoría los procesos de manufactura. También la necesidad de entregas rápidas de los lingotes para cualquier material o de los pedidos más pequeños de los productos. La cuarta recomendación es para la creación del proceso de reciclaje de las briquetas, es el de apegarse a las leyes ambientales. Al reciclar la viruta producida dentro de la misma empresa, no existe ninguna limitante en cuanto a que sea reutilizada, pero si se desea comprar material a un tercero para reciclarlo, es necesario cumplir con una serie de indicaciones, y contar con diversas licencias. La quita recomendación es en cuanto a la limpieza de la viruta. Ya que se debe tener muy presente el hecho de que en cuanto más libre esté la viruta del fluido de corte ó refrigerante, menor será el contenido de partículas que se quemen en cuanto se funda las briquetas y menor será el humo que se produzca. De no lavarse bien la viruta, los restos del refrigerante pueden llegar afectar también la composición química del material. La sexta recomendación No hay que olvidar que al empezar a reciclar la viruta discontinua, será un proceso totalmente nuevo y como todo proceso nuevo tomará un poco de tiempo ponerlo a trabajar eficientemente y también será un tiempo después cuando los beneficios de esta práctica se vean reflejados en las utilidades de la empresa. La séptima recomendación proporcionar un sistema de transportadores (bandas metálicas) para tomar la viruta de metal y llevarla hasta un recipiente o tolva.

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�� CILINDROS (Averías). � Si existe presión de vacío en el sistema pero el cilindro no actúa, puede ser porque: � No hay señal. � Falla el solenoide en la válvula captadora de la señal. � Hay obstrucción mecánica. � Si existe presión normal en el sistema pero el cilindro pierde velocidad, puede ser porque hay: � Fuga de aceite externa. � Fuga de aceite interna, o en las válvulas ó en las líneas de presión del cilindro. � Averías de las válvulas de seguridad; ajuste erróneo de la misma. � Válvula de control parcialmente bloqueada. � Falla de la bomba o bloqueo en la línea de alimentación que reduce el suministro pero no necesariamente la presión. � Sobrecalentamiento del fluido que produce pérdidas de viscosidad. � Desgaste excesivo en el cilindro. � Sobrecarga del cilindro, por exceso de carga externa o esfuerzos excéntrico. � Incremento de fricción en el cilindro, quizás por estar mal montadas las empaquetaduras, por distorsión debido a esfuerzo de flexión, etc.

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� La presión baja en el sistema y el cilindro pierde velocidad, puede ocurrir por: � Perdida de suministro por un defecto en la bomba o fugas. � Falla del acumulador o pérdida de presión del gas que necesita recarga. � Fallas en el motor. � Válvulas mal ajustadas. � Fallas de las válvulas de seguridad o de “by pass”. � Desajuste de las válvulas de estrangulamiento en el caso de accionadores lineales; falla o suciedad en las válvulas. � Suciedad bajo la válvula amortiguadora de bola (accionadores lineales). � La presión es variable en el sistema y la velocidad es variable en el cilindro, puede ocurrir por: � Bomba desgastada o defectuosa que no llega a satisfacer la demanda máxima. � Acumulador dimensionado por efecto o descenso de la relación de compresión (el acumulador quizá necesite recarga). � Fugas internas en parte del sistema. � Válvulas de control parcialmente bloqueadas. � Falla en la válvula de seguridad. � Avería de la válvula amortiguadora de bola.

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� Marcha irregular. Una marcha irregular o internamente suele ser debida al arrastre de aire. Hacer las comprobaciones indicadas en (3). Otras causas posibles son: � Frotamiento excesivo producido por un apriete demasiado acentuado o un montaje inadecuado de las juntas o empaquetaduras, dando como resultado posible acuñamientos o agarrotamientos. La extrucción de las juntas y el acuñamiento puede presentarse a altas presiones conjuntas de anillos en “O”, a menos que estén provistas de arandelas. � La falta de lubricación o el agarrotamiento de las piezas deslizantes, puede ser otra causa de un excesivo frotamiento. � Falta de alineación de los accionadores. � Efectos de compresibilidad del aceite, que a altas presiones puede afectar la precisión de los movimientos y controles. El arrastre de aire incrementa la compresibilidad del fluido. � Falta de sincronización, la cual es difícil conseguir en sistemas hidráulicos directos, por lo que muchas veces será necesario obtenerla con acoplamientos mecánicos o acumuladores. �� CAUSAS DE LAS FALLAS. ♦♦♦♦ Suciedad. Es un problema que causa más fallas que cualquier otro. Si se localiza entre el pistón y el tubo del cilindro, raya el tubo, resultado dañado el sello del pistón con producción de fugas. Si el rayado es demasiado profundo puede causar el paro del pistón. La suciedad en el vástago daña los sellos y produce fugas. ♦♦♦♦ Calor. Es causa de deterioro de los empaques y sellos ocasionando fugas. La temperatura en el cilindro no debe exceder 140ºF; pero si éste debe estar expuesto a temperaturas altas, se recomienda instalar empaques y sellos resistentes al calor, los cuales se consiguen para resistir temperaturas superiores a los 500ºF.

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♦♦♦♦ Desalineamiento. Un buen alto porcentaje de la fallas en los cilindros se atribuye a esta causa. Por ejemplo, un cilindro con cubierta de función no debería usarse en aplicaciones que involucren alto impacto de choque y cargas excéntricas. En algunas aplicaciones de tipo pesado, un cilindro puede fallar en pocos días. Sin embargo, el mismo cilindro usado en aplicaciones de trabajo mediano, puede dar un servicio satisfactorio por muchos años. ♦♦♦♦ Las cargas excéntricas. Las que no son soportadas apropiadamente causan fallas, produciendo desgaste sobre un lado del vástago, fugas a través de los empaques, así como desgaste del cojinete del mismo. Daños mayores pueden resultar por deflexión del vástago; un empaque del pistón roto, un cilindro rayado, una cubierta del cilindro quebrada o un pistón roto.

♦♦♦♦ Errores de montaje. Si el cilindro no está montado con seguridad, o si el montaje no ésta lo suficientemente fuerte para soportar la carga producida por el cilindro, éste puede quebrase, dañado no solamente el montaje sino el cilindro mismo junto con la aplicación a que está conectado. �� TUBERÍAS (Curvados de tubos). � Como norma general, los radios de curvatura mínimos, no deben ser menores que el triple del diámetro externo del tubo. � Los radios de curvatura mayores producen menos pérdidas por fricción, menos peligro de estirado o arrugas en el tubo o que éste se ovalice.

Longitud de las tuberías. � Tramos completamente rectos, con el fin de disminuir las pérdidas por fricción pero con una curva suave entre puntos fijos, como mínimo para compensar las dilataciones y contracciones debido a las diferencias de temperatura. � El número de curvas debe ser el mínimo compactible con la configuración del trazado, con radios lo más generosos posible. � Todas las condiciones en especial las de presión, deben estar bien soportadas, antes y después de las curvas, en sistemas de alta presión.

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♠♠♠♠ BOMBAS (Averías). • Al notar la falla en una bomba se debe en primer lugar desconectar el motor y hacerlo girar a mano, si se nota una resistencia excesiva o desuniformidad en la rotación es señal de que la bomba o sus cojinetes han sufrido una falla mecánica. • Si el giro es uniforme y suave pero al conectarla al motor hace ruido, es posible que esté cavitando a falta de fluido en la admisión, por lo cual se debe verificar:

� El nivel en el depósito de aceite. � El estado del filtro de admisión. � Fuga en el conducto de aspiración. �� RUIDO. El ruido se puede deber a muchos factores tales como: ♠ Admisión obstruida. Verificar el filtro de admisión o comprobar posible existencia de obturaciones en la tubería de aspiración. La causa podrá ser un filtro de admisión demasiado pequeño. Comprobar también si penetra fluido sucio en el tanque. ♠ Entradas de aire. Estas se pueden presentar en el lado de admisión, en el eje o por la aspiración de aire en la lumbrera de admisión. Verificar todas las juntas de las tuberías hasta dar con el punto por donde entra el aire. Comprobar también las empaquetaduras y juntas de las bombas. Verificar que las tuberías de aspiración y de retorno entre al depósito por debajo del nivel inferior del fluido. Comprobar también que la capacidad del depósito sea suficiente y que el fluido no esté demasiado bajo. ♠ Aire arrastrado. Es debido a pequeñas entradas de aire en el sistema, ubicación inadecuada de las tuberías de retorno al tanque, flujos turbulentos en los tanques cuando los niveles d fluido son bajos, etc. Las tuberías de retorno al tanque deben descargarse siempre por debajo de la superficie del aceite, para

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eliminar la formación de espuma. Una formación excesiva de espuma se debe casi siempre a un error en el proyecto del sistema. ♠ Viscosidad del fluido demasiado elevada. Verificar el valor de la viscosidad, comparándolo con las especificaciones del fabricante de la bomba, a la temperatura de funcionamiento del fluido. ♠ Velocidad de la bomba demasiado alta. Verificar las revoluciones por minuto recomendables de funcionamiento. ♠ Dimensiones incorrectas de la admisión de la bomba. Comprobar que la velocidad de flujo a la entrada no sea mayor de 1.3 a 1.5 m/seg. ♠ Aireación del depósito obstruida. Limpiar o sustituir el tubo de ventilación según sea necesario. ♠ Motor mal alineado. Verificar la alineación de los ejes del motor y de la bomba o corregir, si es necesario, cambiarla por un acoplamiento flexible. ♠ Suciedad en la bomba. Que haya quedado después de haber efectuado su limpieza.

Presión baja o nula en la bomba. Trabajando en vacio o con cargas pequeñas, se requiere una presión muy baja; pero, en caso de no alcanzar la presión nominal bajo cargas se deben hacer las siguientes comprobaciones: • La bomba no está cebada. Comprobar el conducto de salida y buscar la causa que produce la ausencia de suministro. • La válvula de seguridad no funciona correctamente. Es posible que le ajuste de las válvula sea demasiado bajo o que la válvula presente pérdidas, debido a suciedad en el asiento, a que esté dañado o a rotura del resorte de la válvula.

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• Fugas internas. Pueden presentarse éstas excesivamente después de las juntas o pistones, en cilindros, válvulas, etc. Verificar empaquetaduras y juntas posiblemente dañadas. • Fugas externas. Son fáciles de descubrir a simple vista, ya que no son más que escapes de fluidos de un acoplamiento, juntas, etc.

• Válvulas averiadas. Verificar el funcionamiento de éstas. Cambiarlas en caso necesario. • Ajustes incorrectos de las válvulas. Verificar su funcionamiento y ajuste. • Bombas gastadas. Reducción de su capacidad. Buscar causa del desgaste, por ejemplo, viscosidad del fluido. • Averías en el accionamiento de la bomba. El acoplamiento de ésta al motor puede presentar desalineamiento. Comprobar las revoluciones por minuto bajo cargas y el funcionamiento y conexión del motor primario.

La bomba no suministra fluido. La bomba presenta respuestas lenta a las acciones de mando. La ausencia del total del fluido se presenta cuando la bomba es incapaz de cebarse. ♦♦♦♦ La bomba no se ceba. La velocidad de rotación es demasiado pequeña. ♦♦♦♦ Entradas de aire en la tubería de aspiración. Localizadas y corregirlas. ♦♦♦♦ Tuberías de aspiración bloqueada. Probable obstrucción del filtro o salida del tanque taponada por sedimentos, limpiar y sustituir las telas metálicas de los filtros si es necesario. Verificar condiciones del fluido. ♦♦♦♦ Nivel bajo de fluido en el tanque. Verificarlo y rellenarlo si es necesario.

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♦♦♦♦ Bombas que falla. Desmontar y verificar posible obstrucción, daños, desgastes. Corregirlos donde se necesite. ♦♦♦♦ Carrera incorrecta. Sólo en bombas de caudal variable. Efectuar las verificaciones utilizando las especificaciones del fabricante.

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BIBLIOGRAFÍA

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VICKERS, SPERRY. Manual de Oleohidráulica Industrial. Barcelona: Blume, 1979. 168 p.

Anexo 1. Anexo 1. Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una flecha con un filete de hombro a tensión axialFactor de concentración de esfuerzos geométrico para una flecha con un filete de hombro a tensión axialFactor de concentración de esfuerzos geométrico para una flecha con un filete de hombro a tensión axial

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ANEXOS

Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una flecha con un filete de hombro a tensión axial

S

Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una flecha con un filete de hombro a tensión axialFactor de concentración de esfuerzos geométrico para una flecha con un filete de hombro a tensión axialFactor de concentración de esfuerzos geométrico para una flecha con un filete de hombro a tensión axialFactor de concentración de esfuerzos geométrico para una flecha con un filete de hombro a tensión axial

Anexo 2. tensión axia

Anexo 2. Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una barra plana con una perforación transversal a tensión axial

Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una barra plana con una perforación transversal a Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una barra plana con una perforación transversal a

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Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una barra plana con una perforación transversal a

Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una barra plana con una perforación transversal a Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una barra plana con una perforación transversal a Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una barra plana con una perforación transversal a Factor de concentración de esfuerzos geométrico para una barra plana con una perforación transversal a

Anexo 3.

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Anexo 3. Selección de tuberías

118 -

Selección de tuberíasSelección de tuberías

Anexo

Anexo 4. Tipos de montajes de los cilindros y soportes de vástagos4. Tipos de montajes de los cilindros y soportes de vástagos

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4. Tipos de montajes de los cilindros y soportes de vástagos

119 -

4. Tipos de montajes de los cilindros y soportes de vástagos4. Tipos de montajes de los cilindros y soportes de vástagos4. Tipos de montajes de los cilindros y soportes de vástagos

Anexo 5. Dimensionado de tuberías

- 120

5. Dimensionado de tuberías

120 -

5. Dimensionado de tuberías5. Dimensionado de tuberías

AnexoAnexo 6. Montajes clásicos de vástagos y cilindros

- 121

6. Montajes clásicos de vástagos y cilindros

121 -

6. Montajes clásicos de vástagos y cilindros6. Montajes clásicos de vástagos y cilindros6. Montajes clásicos de vástagos y cilindros

AnexoAnexo 7. Diámetro y presiones de trabajo para7. Diámetro y presiones de trabajo para

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7. Diámetro y presiones de trabajo para

7. Diámetro y presiones de trabajo para selección del tipo de mangueraselección del tipo de mangueraselección del tipo de manguera

Anexo

Anexo 8. Diagrama para determinar las dimensiones del vástago8. Diagrama para determinar las dimensiones del vástago

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8. Diagrama para determinar las dimensiones del vástago

123 -

8. Diagrama para determinar las dimensiones del vástago8. Diagrama para determinar las dimensiones del vástago8. Diagrama para determinar las dimensiones del vástago

Anexo

Anexo 9. Materiales para la construcción de cilindros y vástagos. Materiales para la construcción de cilindros y vástagos

- 124

. Materiales para la construcción de cilindros y vástagos

124 -

. Materiales para la construcción de cilindros y vástagos. Materiales para la construcción de cilindros y vástagos. Materiales para la construcción de cilindros y vástagos

Anexo

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10. Lubricantes industriales

10. Lubricantes industriales

Anexo

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Anexo 11. Bomba

11. Bomba Hidráulica

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Anexo 12. Esquema del sistema hidráulico

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Anexo 13. Conjunto de la máquina

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Anexo 14. Plano del eslabón

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Anexo 15. Plano del isómero

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Anexo 16. Plano del molde

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Anexo 17. Plano molde compactador

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Anexo 18. Plano de las barras guías

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Anexo 19. Plano de la placa de cierre fija

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Anexo 20. Plano de la placa de cierre móvil

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Anexo 21. Plano de la placa frontal fija

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Anexo 22. Lista de piezas

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