196

197

5.3.- CÁLCULO DEL EQUIPO HIDROSTÁTICO DISEÑADO

5.3.1.- Cálculo del circuito hidrostático de transmisión de potencia necesario para la rodadura del vehículo de transporte

La potencia necesaria para desplazar el vehículo se puede considerar

como suma de la empleada en rodadura y de la empleada en subir pendientes, pudiendo expresarse que:

αNNN rd +=

Siendo: Nd = potencia empleada para desplazamiento. Nr = potencia empleada para rodadura. Nα = potencia empleada en pendientes. • La potencia empleada en rodadura puede calcularse mediante la

expresión:

rr V·RN = Siendo: R = fuerza necesaria para rodadura. Vr = velocidad real de desplazamiento del vehículo. La fuerza R se puede calcular mediante la ecuación:

ρ·PR = Siendo: P = peso del vehículo. ρ = coeficiente de rodadura. Considerando un peso del vehículo de 2000 Kp (basándose en las

características de los modelos comercializados), un coeficiente de rodadura

198

que, en las condiciones más adversas, puede alcanzar valores de 0’20 y una velocidad real de 3 m/s, que, como se expuso en el capítulo 5.2, corresponde a la media prevista para desplazamiento durante la recolección de aceituna, se tiene:

⇒= C.V. 751m/s· Kp·0'20·3 2000Nr C.V. 16Nr =

• La potencia empleada en pendiente puede calcularse mediante la

expresión:

rV··senPN αα = Siendo: α = ángulo de la pendiente. Vr = velocidad real de desplazamiento del vehículo. Considerando como pendiente máxima la correspondiente al 30% ya

que pendientes más elevadas hacen tan difícil la mecanización que no resulta ni eficaz, ni eficiente el trabajo de las máquinas, y una velocidad real máxima de 3 m/s.

⇒= C.V. 751m/s· 9·3Kp·sen16'6 2000Nα C.V. 8'22N =α

• La potencia máxima empleada en desplazamientos será:

⇒+=⇒+= C.V. 22'8C.V. 16N NNN drd α

C.V. 8'38Nd = Esta potencia se transmite desde el motor hasta las ruedas motrices,

por lo que considerando un rendimiento en la transmisión desde el embrague hasta las reducciones finales del 95%, la potencia motriz necesaria será de:

199

⇒= 95'01·NN dm C.V 41Nm ≈

• La velocidad angular de las ruedas motrices, considerando un

radio de 0’75 m, vendrá dada por:

⇒=⇒= m·0'75m/s 3 r·V ωω rad/s4=ω Como:

ω·MNm = Siendo: Nm = potencia usada en desplazamiento. M = par motor. ω = velocidad angular de las ruedas motrices. Sustituyendo, se tiene:

⇒= rad/sM·4Kp·m/s75·41 Kp·m75'768M = Como en el equipo hidrostático diseñado se ha considerado que cada

rueda motriz lleva su propio motor hidrostático, el par motor que deben ofrecer será de:

⇒= 2MMh Kp·m 385Mh =

• Las fórmulas relativas al cálculo de motores y bombas

hidrostáticos son las siguientes:

t·450P·QNη

= ; p3 ·P·C·10·59'1M η−= ; v·

C1·Qn η=

Siendo:

200

N = potencia absorbida en C.V. M = par motor en m·Kg. n = velocidad angular en r.p.m. C = cilindrada en cm3/revol. P = presión en Kg/cm2. Q = caudal de la bomba en dm3/min. ηp = rendimiento mecánico. ηv = rendimiento volumétrico. ηt = ηp·ηv. • El cálculo de la cilindrada necesaria en los motores hidrostáticos

de rodadura se obtiene según ha sido expuesto mediante la expresión:

p3 ·P·C·10·59'1M η−=

Siendo: M = par motor. C = cilindrada del motor hidrostático. P = presión de trabajo. ηp = rendimiento mecánico del motor hidrostático. Como la bomba utilizada en la transmisión es del tipo de pistones de

caudal variable, la cual admite presiones de hasta 400 Kp/cm2, si bien, para evitar problemas de montaje, y simplificar los de funcionamiento, la instalación se debe calcular para trabajar a presión de 250 Kp/cm2, se tiene:

⇒= 81'0·250·C·1'59·10Kp·m 385 -3 revol/cm 1196C 3

m = • La bomba de pistones utilizada para el accionamiento de los

motores hidrostáticos de las ruedas motrices tendrá un caudal variable que en su valor máximo deberá conseguir que el vehículo se desplace a 6 m/s, lo que exige un caudal de:

⇒= 1·min/cm 1196·30·75'01·6·2Q

v

3bp ηπ

l/min 62'50Qbp =

201

Lógicamente el caudal calculado haría circular el vehículo con una velocidad de desplazamiento de 6 m/s solamente cuando las condiciones de trabajo lo permitan.

• La potencia motriz requerida por esta bomba puede calcularse

mediante la expresión:

vpbp ··450

P·QNηη

=

Siendo: Nbp = potencia motriz necesaria para la bomba de pistones. Q = caudal en l/min. P = presión de trabajo en Kp/cm2. ηp y ηv = rendimientos mecánico y volumétrico. Sustituyendo se tiene:

⇒= .V.C81'0·81'0·450

250·31'25·2Nbp C.V. 43Nm =

La bomba de pistones de caudal variable calculada, según se diseñó en

el capítulo 5.2, trabaja en circuito cerrado, y para su funcionamiento requiere una bomba de alimentación cuyo caudal sea aproximadamente 1’2 veces el de la referida bomba de pistones, y su presión de trabajo de tan solo unos 5 Kp/cm2, pues su utilización es sólo para rellenar el circuito de rodadura.

• La potencia requerida por la bomba de alimentación vendrá dada

teniendo en cuenta que:

⇒= l/min 31'25·2·2'1Qba l/min 61Qba = Y que su presión de trabajo es de 5 Kp/cm2, con lo que:

⇒= .V.C81'0·81'0·450

5·61Nba C.V. 03'1Nba =

202

• Por tanto, la potencia requerida por la bomba doble utilizada para el equipo de rodadura cuando trabaja en las condiciones más desfavorables es de:

⇒+= NNN babper C.V. 44Ner =

Ambas bombas son solidarias y su cilindrada debe calcularse teniendo

en cuenta las curvas características del motor alternativo, para, considerando la curva de par, hacer que el motor trabaje en su zona de funcionamiento flexible y pueda abastecer, en cuanto a potencia al equipo calculado.

En la figura siguiente se ofrecen las curvas de potencia y de par de un

motor alternativo de 60 C.V., en las cuales puede apreciarse que la zona de funcionamiento flexible se tiene cuando el régimen de giro del motor varía entre 1400 r.p.m. y 2500 r.p.m., y en ella la reserva de par es de prácticamente un 35% y en cualquier régimen situado en la zona de funcionamiento flexible, la potencia suministrada supera los 44 C.V. requeridos por la bomba doble utilizada para la rodadura, por tanto el motor durante el desplazamiento tendrá un funcionamiento holgado y sin necesidad de atenciones específicas. La potencia restante, será utilizada para llenar el sistema de acumulación de energía diseñado y accionar la dirección hidrostática prevista.

60555045403530252015105

1000 1500 2000 2500

24222018161412108642

1000 1500 2000 2500

2826

Kp·m

n r.p·mn r.p·m

C.V.

Zona defuncionamiento

no flexible

Zona defuncionamiento

flexible

Figura 5.3.1.- Curvas de potencia y par de un motor de 60 C.V.

• La cilindrada de la bomba de pistones, considerando un régimen

de giro del motor alternativo de 1600 r.p.m., vendrá dada por:

⇒= ·revol/cm Crevol/min· 1600min/cm 10·62'50 v333 η

revol/cm 06'39C 3

bp =

203

• La cilindrada de la bomba de alimentación, será de 1’2 Cbp, por tanto:

revol/cm 87'46C 3

ba =

5.3.2.- Cálculo del equipo hidrostático de transmisión de potencia necesario para la conducción del vehículo de transporte

La dirección hidrostática es la solución que mejor se adapta a

vehículos lentos ya que reduce el par de giro necesario para su manejo, ofrece una gran precisión y sensibilidad en su manejo, es robusta, tiene un fácil montaje y necesita un reducido mantenimiento, si bien en caso de fallo, de ella o del motor alternativo, la conducción del vehículo es prácticamente imposible.

El equipo hidrostático necesario para accionar la dirección del

vehículo puede escogerse de entre los diferentes modelos comercializados por empresas fabricantes ya que, por tratarse de un circuito tan usual, se comercializan modelos adaptados a los más diversos vehículos y a las más variadas características de trabajo. En el vehículo autopropulsado al que se aplicará, del tipo triciclo, para su elección, es suficiente conocer que es de unos 2000 Kp de peso, y con un reparto de masas entre el eje delantero y trasero que, en las condiciones más adversas de trabajo nunca llegará a superar los 1000 Kp sobre la rueda directriz.

El esquema I.S.O. del modelo comercializado por una firma es el que

se presenta a continuación:

Figura 5.3.2.- Esquema I.S.O. de dirección hidrostática comercial.

204

Y el esquema de montaje es el que se presenta a continuación:

456

3

2

1

1.- Depósito de aceite.2.- Bomba engranajes.3.- Válvula direccional.4.- Cilindro dirección.5.- Transmisión mecánica.6.- Rueda directriz.

Figura 5.3.3.- Esquema de montaje de una dirección comercial.

5.3.3.- Cálculo del equipo hidrostático de transmisión de potencia necesario para generar la vibración

El sistema de derribo que se calcula pretende ser una solución capaz

de vibrar olivos grandes, en un tiempo mínimo, que consiga elevados porcentajes de derribo de aceituna con la potencia normalmente usada en Olivicultura de unos 60 C.V.

Para no provocar daños a los olivos grandes se impone no alcanzar

valores de amplitud de vibración superiores a 18 mm a la frecuencia de régimen, de manera que cuando la frecuencia pase por la natural del sistema árbol-cabeza vibradora no se superen los 36 mm, para no sobrepasar los valores máximos permisibles. Esto, en la Olivicultura actual, que puede considerarse formada con troncos de unos 60 cm, lo que implica una altura de agarre de 30 cm, obliga, para conseguir una de 18 mm de amplitud a la utilización de masas de 2×40 Kg y radios de inercia de unos 10 cm, por lo que, con tractores 60 C.V., sólo pueden alcanzarse velocidades angulares de sólo unas 1400 r.p.m., lo que genera una aceleración de sólo unos 1550 m/s2.

Para llegar a valores de a = 3000 m/s2 sin aumentar la amplitud, es

necesario que los contrapesos lleguen a una velocidad angular de 1950 r.p.m., como se expuso en el capítulo 4.2.

205

S·n·10·385'4a 25−= Sustituyendo los valores dados se tiene:

r.p.m. 1950n 18·n·10·385'4m/s 3000 252 =⇒= − Utilizando un circuito hidráulico tradicional, la potencia motriz

necesaria sería de:

⇒= − C.V. 1'0·1950·80·3'0

1·10·9'6N 310 C.V. 136N =

Considerando que el tiempo total necesario para la vibración de cada

pie de olivo, del orden de 60”, sólo algunos segundos, 10-12, son utilizados para la vibración, el almacenamiento de una parte de la energía que puede producir el motor alternativo del tractor y su utilización en el instante de la vibración es una idea que permite llevar los contrapesos a la velocidad punta de 1950 r.p.m., mantenerlos en ella un tiempo breve, con lo que se conseguirá alcanzar la aceleración necesaria para el derribo de la aceituna. Una vez alcanzada dicha velocidad punta, por las características mecánicas del sistema vibrante, la velocidad se reduce a tan solo 1400 r.p.m., siendo el propio motor del tractor el que se encarga de mantener a dicha frecuencia el sistema árbol-cabeza vibradora, consiguiéndose, de esta forma, que la aceituna que pueda quedar en el árbol, se caiga por fatiga del pedúnculo o bien, con una pequeña ayuda de vareo, se tirarán las aceitunas de aquellas zonas a las que no llega la vibración, las cuales, por el hecho de no vibrar bien, se localizan muy fácilmente por los vareadores, por lo que se hace un daño mínimo al árbol, ya que sólo se varea una pequeña porción del volumen de copa.

En la acumulación de energía hidráulica, los primeros problemas que

se plantean son el dimensionado de un acumulador hidrostático de energía y la elección del tipo a usar.

El acumulador más apropiado para las condiciones de trabajo es del

tipo de membrana, ya que es apto para grandes presiones, permite un funcionamiento continuado y sin problemas y es de poco peso. Para dimensionarlo se supondrá que la transformación termodinámica que más se

206

adapta a la sufrida por el nitrógeno que llena el acumulador es la adiabática, por darse en un tiempo de vaciado suficientemente corto.

La máxima presión de llenado debe ser de 175 kg/cm2, por ser ésta la

máxima aconsejada por numerosos especialistas en este tipo de instalaciones, y con la que se obtiene un coeficiente de seguridad próximo a 2’5.

Una parte del volumen de aceite acumulado se utiliza en elevar los

contrapesos a la velocidad punta prevista y el resto del aceite se utilizará como complemento para la seguridad y buen funcionamiento del equipo, por lo que, en la descarga del acumulador, se pueden distinguir tres presiones:

• P2 presión máxima alcanzada por el Nitrógeno que será de

175 Kg/cm2. • Pi presión a partir de la cual los contrapesos empiezan a

disminuir la velocidad desde la punta alcanzada. • P1 presión necesaria para mantener las masas a bajo

régimen. La potencia motriz necesaria para mantener los contrapesos de 2×40

Kg a la velocidad de régimen de 1400 r.p.m., es de unos 50 C.V., y de ella, la potencia disponible en el eje del motor hidrostático será de N = 50·ηtb·ηtm, que para ηtb = 0’81 y ηtm = 0’81, se tiene:

C.V.8'32N =

Como N = M·ω se tiene:

Kp·m 16'78M 30

M·1400· Kpm/s 75·8'32 =⇒=π

Por tanto, se tiene que:

9'0·P·C·10·59'178'16M 13−==

De donde se llega a que:

207

11726P·C 1 = (I) Como el tiempo medio de puesta en régimen del sistema vibrante

árbol-cabeza vibradora, para contrapesos de 2×40 Kg y radio de inercia de 10 cm, utilizando vibradores de circuito hidráulico tradicional en un olivo de tamaño grande es de 1’5 segundos, la energía producida por el tractor es de:

Kp·m5'1·75·50E =

De la cual, por el principio de funcionamiento del equipo hidráulico,

el 50% se pierde a través de la válvula limitadora de presión, por lo que la energía realmente utilizada para la puesta en régimen de los contrapesos es de E/2, o sea, 27590 Julios.

Haciendo la abstracción de que esta energía se utiliza en incrementar

la energía cinética del sistema árbol-cabeza vibradora, por lo que se puede admitir que el conjunto tiene un momento de inercia I dado por:

2

2

301400·1/2·I·27590 n·I·2/1Ec

=→=

π

De donde se obtiene que:

2Kg·m 56725'2I = Si el tiempo que se utiliza para llevar el sistema árbol-cabeza

vibradora a la frecuencia dada por la velocidad punta es de t segundos, la aceleración angular necesaria es:

2rad/sn/t t·n =⇒= αα (II)

Como M = I·α, el par motor M necesario es:

Kg·m·56725'2M α= (III) El par motor calculado, tiene que ser suministrado por el motor

hidráulico, según ha sido expuesto entre las presiones P2 y Pi, por lo que

208

2PP·9'0·C·10·59'1M i2 += (IV)

El volumen de aceite que circulará a través de dicho motor, hasta

llegar el sistema a la frecuencia dada por la velocidad angular media de los contrapesos de 1950 r.p.m., vendrá dado por el ángulo barrido y por su cilindrada, según la expresión:

2t··2/1 αθ =

Y como la cilindrada es C, el volumen de aceite será:

32 10·9'0

1·C·t··21v −= α (V)

Las ecuaciones II, III, IV y V junto con la de condición de potencia

máxima (I) y las de condición de descarga adiabática del acumulador:

( )4'1 V·PV·PV·P ii1122 === γγγγ Se puede dimensionar el equipo hidráulico que se necesita usar para el

sistema de accionamiento del vibrador con acumulación de energía. El cálculo del volumen del acumulador se realiza como sigue: Sea W el volumen total de aceite aportado por el acumulador:

21 VVW −= Y sea Po la presión de inflado del acumulador y Vo su volumen

nominal. Por tratarse de una descarga según una transformación adiabática:

γγγ2211oo V·PV·PV·P ==

209

γγ

γγ

/1

1

oo2

/1

1

oo1

PV·Pv

PV·Pv

=

=

Como γ

γ

/11

o/1

o21 P

V·PVVW =−=

( )

−

=⇒

−= γγγ

γγ

γ

γ

γ

γ

/11

/12

/1o

/12

/11

oo/12

/1o

/11

/1o

PP·PP·P·WV V·

PP

PPW (VI)

Es conveniente saber que para tener un funcionamiento correcto del

acumulador de energía, se tiene que cumplir:

1o2 P·9'0PP·25'0 ≤≤ Y que:

5'3PP

1

2 ≤

Tomando par P2 el valor de 175 Kg/cm2, para C el valor de una

cilindrada comercial de 193’2 cc/revolución y un tiempo t de 1’5 s para llevar los contrapesos a la velocidad punta necesaria de 1950 r.p.m., los valores que se obtienen que satisfacen las ecuaciones obtenidas son los siguientes:

C P1 V P2 V2 PI Vi W V.N.

193.2 60.69 15.75 175 7.39 82.72 12.62 8.36 18.31

Vo

P2

210

Uno de los posibles equipos hidráulicos puede ser de las siguientes características:

• Caudal aportado: El caudal que tiene que llegar al motor para que gire a la velocidad

angular de régimen es:

310·9'0

1·C·1400Q =

Para C = 193’2 cc/revol, se tiene:

l/minuto5'300Q = • Potencia para mantener el régimen de vibración: La presión a la que este caudal tiene que salir de las bombas para

mantener la velocidad de régimen de rotación de contrapesos es de 60’69 Kg/cm2, por tanto la potencia motriz necesaria es:

C.V. 5081'0·450

69'60·5'300N ==

• Bomba de pequeño caudal y alta presión: Caudal: como W = 8’36 litros, si el tiempo que se considera adecuado

para el llenado el acumulador es de 30 s, se tiene que cumplir que:

⇒= l 36'85'0·Qp l/min. 72'16Qp =

Presión mínima: 175 Kg/cm2. Potencia solicitada: 8’03 C.V. • Bomba de gran caudal y de baja presión:

211

Caudal: ( ) l/min. 283'78l/min 72'165'300Q =−= Presión mínima requerida: 60’69 Kg/cm. • Motor oleohidráulico: Cilindrada: 183’2 cc/revolución. Presión mínima de trabajo: 175 Kg/cm • Acumulador: Volumen nominal: 20 litros. Presión de inflado de: 43’45 Kg/cm2.

5.3.4.- Cálculo del equipo hidrostático de transmisión de potencia necesario para los movimientos de la cabeza vibradora

De los movimientos necesarios para la colocación de la cabeza

vibradora en la posición necesaria, es, sin duda, el de elevación general el que más energía requiere debido al considerable peso de la máquina (≈500 Kp) y a la gran altura a la que se pretende elevar para vibrar, cuando sea necesario, las ramas principales de árboles viejos.

Para el cálculo se ha considerado el brazo de elevación general y

descenso de la cabeza vibradora como una barra articulada en un extremo, cargada en el otro con una masa de 500 Kg y con una longitud próxima a 5 m, en la que cerca de la articulación empuja un pistón hidráulico con el que se consigue la elevación del conjunto.

El esquema adoptado para el cálculo, obtenido de la observación de

modelos semejantes se presentan en la siguiente figura:

212

500

5 m Figura 5.3.4.- Esquema de elevación general y descenso de cabezal vibrador.

La altura máxima de agarre para la que se realizan los cálculos es de 5,

para lo que, considerando las cotas del esquema anterior, es necesario un pistón con una carrera mínima de 250 mm y capaz de realizar un empuje mínimo de unos 5000 Kp, para poder elevar la máquina a la altura prevista.

Un importante detalle a tener en cuenta al dimensionar este pistón es

el debido a las grandes tensiones causadas por los impactos que produce la cabeza vibradora al desplazarse el vehículo, lo cual, ocasiona esfuerzos muy superiores a los previstos, por lo que se ha considerado un coeficiente de seguridad de γs = 3 al dimensionar este cilindro. Este coeficiente se ha tomado a estima observando en los vibradores comerciales las características del equipo usado para el movimiento de elevación general.

El tiempo máximo empleado en el recorrido del cabezal vibrador

desde su posición más baja, rozando el suelo, hasta su posición más elevada, es de aproximadamente 4 s.

De todo ello se obtiene que: • El diámetro interior del cilindro para una presión de 150 Kp/cm2

en la bomba hidrostática empleada en movimientos, vendrá dada por:

⇒= Kp·3 5000cm4

··Kp/cm 150 22

2 φπ cm 3'11=φ

• El volumen de aceite que es necesario introducir en el cilindro para

conseguir que el vástago salga 250 mm es de:

213

⇒=⇒= − l 10·25·43'11·V C·

4·V 3

22

πφπ l 5'2V =

• El caudal de la bomba empleada para los movimientos debe ser de:

⇒= min/l4

60·5'2Q l/min5'37Q =

• Las dimensiones de los restantes pistones usados para los

movimientos normalmente se escogen por criterios de diseño, ya que las acciones de empuje y tracción que necesitan realizar son tan reducidas que, con la presión de 150 Kp/cm2, sólo son necesarias reducidas secciones transversales del interior del cilindro para satisfacer las solicitaciones.

• La cilindrada de la bomba se calcula considerando un régimen de

giro del motor alternativo de 1600 r.p.m., que está en la zona correspondiente a su funcionamiento flexible y la reserva de par permitirá un manejo cómodo por el tractorista.

Por tanto se tiene:

⇒= ·revol/cm Crevol/min· 1600min/cm 10·5'37 v333 η

revol/cm9'28C 3=

5.3.5.- Cálculo del equipo hidrostático de transmisión de potencia necesario para el accionamiento del receptor de aceitunas

El receptor de aceitunas del tipo de paraguas invertido tiene dos partes

claramente diferenciadas: paraguas invertido y cintas transportadoras del tipo de cadenas dobles.

Es, sin duda, el accionamiento de las cintas transportadoras, la parte

del receptor que más potencia requiere, ya que, por su recorrido y por su longitud, las fuerzas de rozamiento son mucho más elevadas que las que requiere la apertura y cierre del paraguas invertido.

214

Existen fórmulas empíricas ofrecidas por fabricantes de cintas transportadoras que permiten el cálculo de la potencia motriz necesaria y en ellas se basa el cálculo del equipo hidrostático usado para el receptor de aceitunas.

La fórmula usada es la siguiente:

( ) N·HNP·2·L·C·C·C·2'1F c321t ++= Siendo: Ft = fuerza de tracción. C1 = coeficiente de corrección debido a las condiciones de

trabajo. C2 = coeficiente de corrección debido al tiempo de trabajo. C3 = coeficiente de corrección debido al deslizamiento. L = longitud de proyección horizontal de la cadena (m). H = altura de elevación del producto (m). Pc = peso de cadena/m de longitud. N = carga por metro de cadena (Kg/m). Por tanto, utilizando: C1 = 1’8 C2 = 1’5 C3 = 0’2 H = 2 m L = 5 m Pc = 2 Kp/m (a estima) N = 10 Kp/m (a estima) Se tiene:

( ) ⇒++= Kp 10·2Kp/m 102·2m· 5·2'0·5'1·8'1·2'1Ft

Kp 36'65Ft =

215

Una vez calculada la fuerza de tracción y considerando una velocidad lineal de 3 m/s, suficiente como para evacuar del receptor 50 Kg de aceitunas en 15 segundos, lo que supondría una cosecha de hasta 120 Kg/árbol, se obtiene que la potencia necesaria en cada correa es de:

⇒= .V.C751·3·36'65Nc C.V. 6'2Nc =

Considerando que la cinta transportadora usa piñones comerciales de

paso 1 ½” y diámetro primitivo de 159’2 mm, el par motor hidrostático necesario debe tener una capacidad de transmisión de par de:

⇒= − Kp·m 10·2

2'159·36'65M 3 Kp·m19'5M =

• La velocidad angular de los piñones es de:

⇒= m·0'1592m/s3 ω rad/s 85'18=ω • La cilindrada del motor hidrostático de accionamiento de cada

correa es de:

p3 ·P·C·10·59'1M η−=

Considerando una presión de trabajo de 150 Kp/cm2 y que, cuando se

utilizan simultáneamente los pistones de accionamiento del paraguas invertido, la presión utilizable en la bomba es de 100 Kp/cm2, se tiene:

⇒= 81'0·100·C·1'5·10Kp·m 19'5 -3 revol/cm 42C 3

m = • El caudal de la bomba debe ser de:

⇒= 1·min/rvol30·85'18·revol/cm 42·2Qv

3

ηπ l/min 67'18Q =

• La cilindrada de esta bomba, considerando en el motor alternativo

un régimen de giro de 1600 r.p.m., es de:

216

⇒= C·revol/min· 1600l/min 10·67'18 v3 η revol/cm 40'14C 3

b = • La potencia absorbida por la bomba hidrostática de accionamiento

del receptor y de la descarga será, cuando actúan simultáneamente los pistones de plegado y desplegado y las cintas transportadoras es de:

⇒=⇒= .V.C081·81'0·450

150·67'18N ··450

P·QN rpv

r ηη C.V. 48'9Nr =

Cuando la bomba actúa sólo para accionar las cintas transportadoras,

la potencia absorbida es de 6’32 C.V.

5.3.6.- Análisis de funcionamiento del equipo hidrostático calculado. Balance de potencias

En primer lugar se va a proceder a hacer un resumen de las

características del equipo hidráulico para, a continuación, estudiar la simultaneidad de funcionamiento y comprobar que un motor alternativo de tan sólo 60 C.V. es posible manejar la máquina sin restricciones de funcionamiento.

Equipo Bomba Cudal

l/min Presión Kp/cm2

Potencia C.V. Funcionamiento

Alimentación 61 5 1 Rodadura Impulsión 51 250 43

Durante el desplazamiento

Conducción Impulsión 16 140 6 Durnate el desp. Gran caudal y baja presión 284 61 47.5 Durante la vibr.

Vibración Bajo caudal y alte presión 17 175 8 Durante el desp.

y la vib.

Movimientos Impulsión 37.5 150 15.5 Vehículo parado o mov. lento

Receptor Impulsión 19 150 8 Vehículo parado La simultaneidad de funcionamiento más desfavorable en cuanto a

absorción de potencia se da cuando hay desplazamiento a máxima velocidad, conducción y llenado del acumulador. En dichas circunstancias la potencia solicitada al motor alternativo será, durante sólo unos segundos de:

217

⇒++= NNNNacumulador

del llenadoconducciónrodadurasolicitada

C.V. 58Nsolicitada = Es importante destacar que la potencia calculada se refiere a la

máxima requerida, la cual, aunque es menor que la del motor alternativo previsto, lo que permitirá al conductor no tener problemas de manejo, es muy difícil, que concurran las circunstancias precisas para que alcance el valor calculado, ya que, por ejemplo, el llenado del acumulador, normalmente se terminará mientras se cierra el receptor y se abre la pinza. Sólo en raras ocasiones se dará la simultaneidad de solicitar el motro alternativo los 58 C.V. calculados.

Por otro lado, la potencia de rodadura prevista se ha calculado

refiriéndose a una velocidad de desplazamiento de 3 m/s, considerando el vehículo moviéndose en grandes pendientes. Lógicamente, en llano, al ser la potencia absorbida en pendientes nula, el vehículo podrá alcanzar hasta 6 m/s, según se indicó en el capítulo 5.2, y, cuando en carretera los motores de las ruedas se conecten en serie, la velocidad de desplazamiento llegará hasta los 35-40 Km/h, lo cual le permitirá, de igual forma que las cosechadoras de cereales, hacer desplazamientos, para desplazarse con prontitud de una finca a otra.