Diseño del Diámetro Interior del Émbolo Cilíndrico de un Elevador Hidráulico
-
Upload
rodrigo-maqueda-palma -
Category
Documents
-
view
6 -
download
3
description
Transcript of Diseño del Diámetro Interior del Émbolo Cilíndrico de un Elevador Hidráulico
Diseño del Diámetro Interior del Émbolo Cilíndrico de
un Elevador Hidráulico G. Sánchez López, R. Maqueda Palma, E. Pereira López, J. Heredia Jiménez, R. Cervantes Villaseñor Universidad Autónoma de Yucatán, Facultad de Ingeniería, Av. Industrias no Contaminantes por Periférico Norte, Cordemex, CP., 97310 Mérida, Yucatán, Mexico. Equipo 1.
1. OBJETIVO.
Diseñar el diámetro interior del embolo de un elevador
hidráulico fijando el material y el diámetro exterior de dicho
embolo, cuando este sufra carga axial en su eje central y con
una inclinación de 𝜃 grados.
2. INTRODUCCIÓN.
El funcionamiento de un elevador hidráulico se basa en el
principio de pascal, la cual menciona que la presión en un fluido
es la misma en cualquier punto, entonces se aprovecha la
diferencias de área en un sistema cerrado con un fluido
incomprensible en su interior, dicho fluido por lo general es
algún tipo de aceite sintético [1].
(a) Ejemplo de elevador tipo H.
(a) Ejemplo de elevador tipo X
Fig. 1 Modelos de elevadores hidráulicos hundidos de una columna.
Su principal uso es para el lavado y mantenimiento de autos,
hoy en día se utilizan mucho los elevadores hidráulicos
hundidos con base tipo ‘H’ o ‘X’ de una columna (ver Fig. 1),
esto debido a varios beneficios que mejoran el servicio a las
empresas o particulares que adquieren este producto, beneficios
tales como comodidad, ahorro de espacio, a prueba de agua,
por lo general certificados y por su costo accesible.
2.1 PARAMETROS DE DISEÑO.
Los parámetros de interés para la elaboración del proyecto son
los siguientes, tomando en cuenta que los parámetros son
indistintos ya sea para el elevador tipo ‘X’ o ‘H’ (ver Fig. 1),
dichos datos están basados en información del fabricante de
este sistema hidráulico [2]:
Tabla 1. Parámetros fijos de diseño y parámetros a diseñar.
PARAMETRO FIJOS A DISEÑAR
Diámetro exterior
del cilindro
0.3 m
Altura del embolo 1.7 m
Diámetro interior del
cilindro
Incógnita de
diseño
Capacidad de carga 4000 Kg
Material del embolo Acero al medio
carbono
2.2 SELECCIÓN DE MATERIAL.
El acero propuesto es el ASTM-A709 Grado 345 (Acero al
medio carbón), se usa para hacer maquinaria, tractores, equipo
de minería, entre otras aplicaciones que requieren cargas
considerables. Y en este caso tiene un uso similar a la
maquinaria ya que es para soportar cargas elevadas repetidas
veces y con movimientos lentos comparado con los
movimientos rápidos en los que se requiere el uso de acero al
alto carbono [3].
A continuación se proporcionara algunas de las propiedades
importantes del acero ASTM-A709 Grado 345:
Tabla 2. Propiedades de los aceros al carbón y aleados [3]
Módulo de elasticidad 200 GPa
Módulo de rigidez 77.2 GPa
Relación de Poisson 0.28
Esfuerzo a la Cedencia 345 MPa
Es por ello que se ha optado por este material, debido a que sus
propiedades satisfacen los objetivos del proyecto.
Fig. 2. Diagrama General
3. CÁLCULOS.
La parte de diseño al que se enfocara el proyecto es el diámetro
interior del cilindro hueco parte del sistema de un elevador
hidráulico. Se propone el siguiente diagrama de fuerzas que
representa las fuerzas a la que el cilindro se somete:
En La Fig. 2 se muestra la Fuerza distribuida en el área, llamada
𝑃𝑦’, la cual partiendo de la idea que nuestra carga estática
distribuida es igual en todos los puntos y debido a que el área
es geométricamente perfecta suponemos una carga puntual en
el centro igual a la distribuida.
Sin embargo, es deseable proponer un modelo que considere
los cambios en la alineación de la fuerza, causada por un posible
des-alineamiento del sistema.
Entonces se propone ahora el caso en donde la fuerza tiene un
ángulo θ con respecto al eje X, medido en el punto de aplicación
(ver Fig. 3):
Como es sabido se puede descomponer esta fuerza en sus dos
componentes, en este caso en el eje X y eje Y:
Donde el valor de cada fuerza es:
𝑃𝑦 = 𝑃 sin 𝜃 (1)
𝑃𝑥 = 𝑃 cos 𝜃 (2)
Nos enfocaremos en los puntos que están en la parte baja del
cilindro, ya que aquí se tiene un momento de flexión (ver Fig.
4):
𝑀𝑦 = 𝐿 ∗ 𝑃𝑥 (3)
En esta parte, se considera principalmente los puntos H y G.
Para ambos casos, se tiene el esfuerzo normal en el eje Y de
forma:
𝜎𝑦 =𝑃𝑦
𝜋(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)=
𝑁
𝑚2 (4)
La fuerza 𝑃𝑥 genera un esfuerzo cortante en el punto H, sin
embargo este esfuerzo no se presenta en el punto G por
encontrarse en su eje neutro.
El momento 𝑀𝑦 genera un esfuerzo de flexión en el punto G,
sin embargo este esfuerzo no se presenta en el punto H por
encontrarse en su eje neutro.
Por lo tanto, se desarrolla un análisis diferente para cada punto.
En cada uno, se debe cumplir con la condición de falla
establecida, de Von Mises.
Este criterio se utilizara de forma:
𝜎𝑚𝑎𝑥2 + 𝜎𝑚𝑎𝑥𝜎𝑚𝑖𝑛 + 𝜎𝑚𝑖𝑛
2 ≤ 𝜎𝛾2 (5)
En términos de estado de esfuerzos, se puede representar de
forma:
𝜎𝑝𝑟𝑜𝑚2 + 3𝑅2 ≤ 𝜎𝛾
2 (6)
Fig. 3. Diagrama con fuerza P descompuesta debido a
un ángulo “ɵ”
Fig. 4. Corte transversal inferior donde se
muestra los puntos de estudio (punto H y
punto G)
𝜎𝑝𝑟𝑜𝑚 =𝜎𝑥 + 𝜎𝑦
2 (7)
𝑅 = √(𝜎𝑥 − 𝜎𝑦
2)
2
+ 𝜏𝑥𝑦2 (8)
𝜎𝛾2 →
𝜎𝛾2
𝐹𝑆 (9)
Donde FS será nuestro factor de seguridad, en este caso
utilizaremos un factor de seguridad de 5.
Punto H
La fuerza transversal 𝑃𝑥 genera un esfuerzo cortante transversal,
que es máxima en el punto H.
Este esfuerzo se define de forma:
𝜏𝑥𝑦 =𝑉𝑄
𝐼𝑡 (10)
En este caso:
𝑉 = 𝑃𝑥 = 𝑃 cos 𝜃
𝑄 = 𝑄𝑜 − 𝑄𝑖 =1
12(𝑑𝑜
3 − 𝑑𝑖3)
𝐼 =𝜋
64(𝑑𝑜
4 − 𝑑𝑖4)
𝑡 =1
2(𝑑𝑜 − 𝑑𝑖)
Por lo que el esfuerzo 𝜏𝑥𝑦 queda definido en función de 𝑑𝑜, 𝑑𝑖
y 𝑃𝑦
𝜏𝑥𝑦 =
(𝑃𝑦 cos 𝜃) (1
12(𝑑𝑜
3 − 𝑑𝑖3))
(𝜋
64(𝑑𝑜
4 − 𝑑𝑖4)) (
12
(𝑑𝑜 − 𝑑𝑖))
(11)
𝜏𝑥𝑦 =32
3𝜋
(𝑃𝑦 cos 𝜃)(𝑑𝑜3 − 𝑑𝑖
3)
(𝑑𝑜4 − 𝑑𝑖
4)(𝑑𝑜 − 𝑑𝑖) (12)
Sin embargo, este esfuerzo es similar al que se estudia en las
vigas con forma circular hueca [4], por lo que es posible
definirla más compactamente de forma (ver Fig. 5):
𝜏𝑥𝑦 =2𝑉
𝐴=
2𝑃𝑥
𝜋(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2) (13)
Se utilizara esta definición en el proceso de análisis.
Ahora se tiene definido los esfuerzos que comprenden el estado
de esfuerzos del punto H (ver Fig. 6):
Para utilizar el criterio de von Mises, sustituyendo en las
ecuaciones (7) y (8), tenemos:
𝜎𝑝𝑟𝑜𝑚 =𝑃𝑦
2𝜋(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)
𝑅 = √𝑃𝑦
2
4𝜋2(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)2+
4𝑃𝑥2
𝜋2(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)2
= √𝑃𝑦
2 + 16𝑃𝑥2
4𝜋2(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)2
Por lo que aplicamos el criterio de von Mises, ecuación (6):
𝜎𝑝𝑟𝑜𝑚2 + 3𝑅2 ≤ 𝜎𝛾
2
𝑃𝑦2
4𝜋2(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)2+
3𝑃𝑦2 + 48𝑃𝑥
2
4𝜋2(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)2≤ 𝜎𝛾
2
4𝑃𝑦2 + 48𝑃𝑥
2
4𝜋2(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)2≤ 𝜎𝛾
2 (14)
Por simplicidad estableceremos una igualdad, que dará como
resultado el radio mínimo necesario para cumplir la condición.
Además establecemos la constante:
𝐴 = 4𝜋2𝜎𝛾2 (15)
4𝑃𝑦2 + 48𝑃𝑥
2 = 𝐴(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)2 (16)
4𝑃𝑦2 + 48𝑃𝑥
2 = 𝐴(𝑟𝑜4 + 𝑟𝑖
4 − 2𝑟𝑖2𝑟𝑜
2) (17)
Es posible encontrar la solución formando un polinomio en
función de 𝑟𝑖 y obteniendo sus raíces: Fig. 5. Fórmula de esfuerzo cortante máximo
debido a flexión [4]
Fig. 6. Diagrama de Esfuerzos en el punto H
𝐴 ∗ 𝑟𝑖4 − 2 ∗ 𝐴 ∗ 𝑟𝑜
2 ∗ 𝑟𝑖2 + (𝐴 ∗ 𝑟𝑜
4 − 4𝑃𝑦2 − 48𝑃𝑥
2)
= 0 (18)
La solución aceptable del polinomio son aquellas que sean
reales y sean menores al radio exterior.
A continuación se presenta en la Tabla 3 los radios interiores,
máximos, para cumplir la condición de falla en este punto. Esto
es porque, cualquier radio inferior a este, cumplirá la condición
para no fallar pero se considera un sobre-diseño.
Tabla 3. Radios Interiores Máximos - Punto H
𝜽 𝑫𝒊 (cm)
0° 29.6
15° 29.6
30° 29.6
45° 29.7
60° 29.8
75° 29.8
90° 29.9
105° 29.8
120° 29.8
135° 29.7
150° 29.6
165° 29.6
180° 29.6
Punto G
La fuerza transversal 𝑃𝑥 genera un momento 𝑀𝑧, que ocasiona
un esfuerzo flexionante en el punto G, en adición al esfuerzo
normal mencionado de 𝑃𝑦.
𝜎𝑦 =𝑀𝑧𝑐
𝐼 (19)
𝑀𝑧 = 𝐿 ∗ 𝑃𝑦 (20)
𝑐 = 𝑟𝑜 (21)
𝐼 =𝜋
4(𝑟𝑜
4 − 𝑟𝑖4) (22)
→ 𝜎𝑦 =4𝑀𝑧𝑟𝑜
𝜋(𝑟𝑜4 − 𝑟𝑖
4) (23)
Esto con el esfuerzo de 𝑃𝑦 se obtiene:
𝜎𝑦 =4𝑀𝑧𝑟𝑜
𝜋(𝑟𝑜4 − 𝑟𝑖
4)+
𝑃𝑦
𝜋(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)
𝜎𝑦 =𝑃𝑦(𝑟𝑜
2 + 𝑟𝑖2) + 4𝑀𝑧𝑟𝑜
𝜋(𝑟𝑜4 − 𝑟𝑖
4) (24)
Ahora se tiene definido los esfuerzos que comprenden el estado
de esfuerzos del punto G (ver Fig. 7):
Para utilizar el criterio de von Mises, establecemos:
𝜎𝑝𝑟𝑜𝑚 =𝑃𝑦(𝑟𝑜
2 + 𝑟𝑖2) + 4𝑀𝑧𝑟𝑜
2𝜋(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)(𝑟𝑜2 + 𝑟𝑖
2) (25)
𝑅 = √(𝑃𝑦(𝑟𝑜
2 + 𝑟𝑖2) + 4𝑀𝑧𝑟𝑜
2𝜋(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)(𝑟𝑜2 + 𝑟𝑖
2))
2
+ 0
𝑅 =𝑃𝑦(𝑟𝑜
2 + 𝑟𝑖2) + 4𝑀𝑧𝑟𝑜
2𝜋(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)(𝑟𝑜2 + 𝑟𝑖
2) (26)
Por lo que aplicamos el criterio de von Mises, ecuación (6):
𝜎𝑝𝑟𝑜𝑚2 + 3𝑅2 ≤ 𝜎𝛾
2
Nótese que en este caso, 𝜎𝑝𝑟𝑜𝑚 = 𝑅
𝑃𝑦2(𝑟𝑜
2 + 𝑟𝑖2)2 + 8𝑀𝑧𝑟𝑜𝑃𝑦(𝑟𝑜
2 + 𝑟𝑖2) + 16𝑀𝑧
2𝑟𝑜2
4𝜋2(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)2(𝑟𝑜2 + 𝑟𝑖
2)2
+ 3𝑃𝑦
2(𝑟𝑜2 + 𝑟𝑖
2)2 + 8𝑀𝑧𝑟𝑜𝑃𝑦(𝑟𝑜2 + 𝑟𝑖
2) + 16𝑀𝑧2𝑟𝑜
2
4𝜋2(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)2(𝑟𝑜2 + 𝑟𝑖
2)2≤ 𝜎𝛾
2
𝑃𝑦2(𝑟𝑜
2 + 𝑟𝑖2)2 + 8𝑀𝑧𝑟𝑜𝑃𝑦(𝑟𝑜
2 + 𝑟𝑖2) + 16𝑀𝑧
2𝑟𝑜2
𝜋2(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)2(𝑟𝑜2 + 𝑟𝑖
2)2
≤ 𝜎𝛾2
(27)
Por simplicidad estableceremos una igualdad, que dará como
resultado el radio mínimo necesario para cumplir la condición.
Además establecemos la constante:
𝐵 = 𝜋2𝜎𝛾2 (28)
𝑃𝑦2(𝑟𝑜
2 + 𝑟𝑖2)2 + 8𝑀𝑧𝑟𝑜𝑃𝑦(𝑟𝑜
2 + 𝑟𝑖2) + 16𝑀𝑧
2𝑟𝑜2
= 𝐵(𝑟𝑜2 − 𝑟𝑖
2)2(𝑟𝑜2 + 𝑟𝑖
2)2 (29)
𝑃𝑦2(𝑟𝑜
4 + 𝑟𝑖4 + 2𝑟𝑜
2𝑟𝑖2) + 8𝑀𝑧𝑟𝑜𝑃𝑦(𝑟𝑜
2 + 𝑟𝑖2)
+ 16𝑀𝑧2𝑟𝑜
2
= 𝐵(𝑟𝑜8 + 𝑟𝑖
8 − 2𝑟𝑜4𝑟𝑖
4)
(30)
Fig. 7. Diagrama de Esfuerzos en el punto G
Es posible encontrar la solución formando un polinomio en
función de 𝑟𝑖 y obteniendo sus raíces:
𝐵𝑟𝑖8 + (−𝑃𝑦
2 − 2𝐵𝑟𝑜4)𝑟𝑖
4
+ (−8𝑀𝑧𝑟𝑜𝑃𝑦 − 2𝑟𝑜2𝑃𝑦
2)𝑟𝑖2
+ (𝐵𝑟𝑜8 − 𝑃𝑦
2𝑟𝑜4 − 8𝑀𝑧𝑃𝑦(𝑟𝑜
3)
− 16𝑀𝑧2𝑟𝑜
2) = 0
(31)
La solución aceptable del polinomio son aquellas que sean
reales y sean menores al radio exterior.
A continuación se presenta en la Tabla 4 los radios interiores,
máximos, para cumplir la condición de falla en este punto. Esto
es porque, cualquier radio inferior a este, cumplirá la condición
para no fallar pero se considera un sobre-diseño.
Tabla 4. Radios Interiores Máximos - Punto G
𝜽 𝑫𝒊 (cm)
0° 26.7
15° 26.8
30° 27.1
45° 27.7
60° 28.4
75° 29.1
90° 29.9
105° 29.4
120° 28.6
135° 27.9
150° 27.3
165° 26.9
180° 26.7
4. COMPARACION DE RESULTADOS
Como se mencionó antes, es necesario que ambos puntos
cumplan el criterio de falla, por lo que se comparara la Tabla 3
con la Tabla 4, esto se desglosará en la Tabla 5:
Tabla 5. Comparación de Radios Interiores Máximos
“Punto H vs Punto G”
𝜽 𝑫𝒊 - Punto H (cm) 𝑫𝒊 - Punto G (cm)
0° 29.6 26.7 15° 29.6 26.8 30° 29.6 27.1 45° 29.7 27.7 60° 29.8 28.4 75° 29.8 29.1 90° 29.9 29.9
105° 29.8 29.4 120° 29.8 28.6 135° 29.7 27.9 150° 29.6 27.3 165° 29.6 26.9 180° 29.6 26.7
Se nota que el esfuerzo en el punto G son los que determinan el
diámetro interior necesario a utilizar.
5. ANALISIS DEL ELEMENTO FINITO CON ANSYS
Los pasos a seguir en el software ANSYS para la Fuerza
horizontal en el tope del cilindro son los siguientes:
Se realizara un análisis de la pieza obtenida en la sección 4;
las dimensiones de la pieza son aquellas de la comercial
estándar seleccionada sección 6.
Procedimiento:
Preprocessor
o Element Type
Add/Edit/Delete
Add: Solid, Brick 20 node 186
Los elementos solid brick se usan para el modelado en 3D.
Aunque nuestra pieza es simétrica y constante en su volumen,
contiene curvas por lo que puede ser mejor representada con un
elemento de 20 nodos.
o Material Props
Material Models
Structural: Linear: Elastic: Isotropic:
EX=200e9 , PRXY=0.3
o Modeling
Create
Volumes
o Cylinder
Hollow Cylinder
WP X =0;
WP Y=0;
Rad-1=0.1619
Rad-2=0.15
Depth=1.7
Utilizamos la orientación de tal forma que el eje Z es nuestro
eje Y comparado al caso analítico. Nuestros puntos de interés
H y G quedaran, en el nuevo sistema de coordenadas, de forma:
𝐻(𝑥, 𝑦, 𝑧) = 0, −𝑟𝑜 , 𝐿
𝐺(𝑥, 𝑦, 𝑧) = 𝑟𝑜 , 0, 𝐿
o Meshing
Size Cntrls
Manual Size
o Areas
All Areas
SIZE = 0.02
Mesh
Volumes
o Free
Debido a su simetría y su composición de elementos,
utilizaremos un mallado libre y con división equitativa de
elementos, por su distribución geométrica equitativa alrededor
de la pieza.
o Loads
Define Loads
Apply
o Structural
Displacement
On Areas
o DOF=0
Force/Moment
On Nodes
o -39240
Analizaremos el peor caso donde la fuerza tiene una inclinación
de 180°. Debido a la simetría de la pieza la fuerza en 90° causa
esfuerzos igualmente distribuidos en los elementos de la pieza.
La única diferencia entre el análisis de 180° y 0° es que los
puntos cambian de estar de tensión a compresión. Después de
Solve se puede observar la solución en el modelo mallado en el
Apéndice A.
Solution
o Solve
Current LS (warning expected)
To Plot results:
General Postproc
o Path Operations
Define Path
By Location;
o Name=ESF_T
o nPts=2
o nSets=30
o nDiv=20
o para el nuevo dialogo:
NPT=1
X,Y,Z=0.15,0,0
NPT=2
X,Y,Z,=0.15,0,1.7
Puedes comprobar en Path Status.
Puedes ver visualmente en Plot
Paths (esto solo plotea el camino,
no a lo que está ligado)
Map Onto Path
Lab=Tension
Item,Comp=Stress,Z-
Direction
Plot Path Item:
Tension
Siguiendo a detalle los pasos anteriores se podrán generar las
gráficas que se mostraran a continuación en la siguiente
sección.
Resultado: Análisis de convergencia
Se compara el resultado obtenido con diferentes opciones de
mallado. Al seleccionar el tamaño de elemento más pequeño,
se generan más elementos en el mallado. Esto es de forma:
Los gráficos obtenidos de la solución son los siguientes:
Tabla 6. Relación de Elementos
con el tamaño del mallado
SIZE Elementos
0.025 17,710
0.02 27,679
0.015 49,946
Fig. 8. Esfuerzo en el eje Z en el punto G; a) Tamaño
0.025, b) Tamaño 0.02, c) Tamaño 0.015.
Al comparar loa gráficos presentados (ver Figura 8 y 9),
podemos ver que no se da una gran variación entre sus
resultados, además de que siguen la misma tendencia.
Fig. 10. Esfuerzo Cortante en el punto G; a) Tamaño 0.025, b)
Tamaño 0.02, c) Tamaño 0.015.
Fig. 9. Esfuerzo en el eje Z en el punto H; a) Tamaño 0.025, b)
Tamaño 0.02, c) Tamaño 0.015.
Fig. 11. Esfuerzo Cortante en el punto H; a) Tamaño 0.025, b)
Tamaño 0.02, c) Tamaño 0.015.
Resultado: Interpretación de los gráficos
I. El esfuerzo cortante en G es realmente pequeño comparado al
esfuerzo de tensión. (ver Figura 10 y 8)
II. El esfuerzo de tensión en G es dominante, comparado al
de H, en el punto teórico de máxima presión; Z=0 en este
caso. (ver Figura 8)
a. De aquí, se puede notar que el esfuerzo máximo es
de unos 1055.713 MPa. Nótese que este esfuerzo,
aunque sea más grande que nuestro limite teórico por
nuestra condición de falla, estas diferencias pueden
acentuarse tanto por un diferente factor de seguridad
(uno menor por parte del fabricante) como por las
diferencias ya acentuadas en las dimensiones de la
pieza comercial.
III. El esfuerzo cortante en H permanece constante a lo largo
del elemento. Esto tiene sentido ya que se ocasiona por
una fuerza constante a través de él. (ver Figura 11)
IV. El esfuerzo de tensión en G es lineal por la mayor parte
del elemento, esto tiene sentido ya que es proporcional al
momento, que a su vez tiene una relación lineal con la
distancia por fuerza. (ver Figura 8)
V. Se pueden apreciar esfuerzos, tanto cortantes como
normales, y en el caso de ambos G y H, que difieren en
gran manera a los del resto de la pieza, conforme se acerca
al punto de aplicación de carga. Esto se debe a la posición
de la aplicación de la carga, ya que las cargas soportadas
por el embolo del elevador estarán en la parte superior por
consiguiente estas son mayores en esos puntos, por
consiguiente si hablamos de momentos esto será diferente,
los momentos mayores se generaran en la parte inferior
del embolo ya que con el brazo de palanca generado por
las cargas horizontales al embolo generan los momentos
del otro lado de la longitud del cilindro, esto es en el
extremo inferior o el opuesto a la aplicación de las cargas.
(ver Figura 8, 9, 10 y 11)
VI. Existen mayores esfuerzos conforme se acerca a la base,
por el momento incremental de la fuerza.
VII. Nótese que un lado está a compresión y otro a tensión,
como se debe esperar, esto comparado con el análisis de
fuerza vertical, que nos da un resultado de 3.3MP
uniformemente en el cilindro
VIII. Podemos notar que el esfuerzo incrementa conforme se
acerca a la base, culminando en está misma. En esta área,
los valores de esfuerzos culminan en 98MPa. Esto se
interpreta de las siguientes maneras:
a. En comparación con nuestro esfuerzo de diseño: El
esfuerzo obtenido es X% más grande. Debe notarse
que las dimensiones del material también difieren en
cierta cantidad, además de que tal diferencia podría
aumentarse por un diferente factor de seguridad
utilizado por el fabricante.
b. En comparación con la inclinación de fuerzas: El
esfuerzo obtenido en el análisis de fuerza horizontal
es mayor que en el vertical. Esto se apoya de la
conclusión de la parte analítica, que dicta que el
punto definitivo de diseño es aquel que está sometido
a un momento flexionante; en nuestro caso fue el
punto G
6. CONCLUSION
Se debe recordar que el diámetro mostrado es el máximo que se
puede utilizar, por lo que cualquier radio inferior a este
realmente incrementa el grosor del elemento, aumentando su
resistencia; sin embargo cualquier radio mayor lo reduce,
entrando al criterio de falla establecido con el factor de
seguridad acordado.
Finalmente se elegirá un tubo cilíndrico que en el mercado esté
disponible ya que debemos buscar una medida estándar o en
dado caso fabricar independientemente un tubo con las medidas
específicas, las medias del tubo cilíndrico estándar de material
ASTM A53 (Aleación de acero al carbón) son las siguientes
[5]:
Tabla 5. Características del tubo estándar en el mercado con
medidas cercanas a las deseadas [5].
Material: ASTM A53
Diámetro
Nominal
(mm)
Diámetro
Exterior Real
(mm)
Espesor de
pared
(mm)
Peso del Tubo
(Kg/m)
300 323,8 0.406 79.70
Se proporcionara información de las normas de fabricación
de acero ASTM A53 y acabados en el Apéndice B.
Apéndice A. Imagen obtenida de la solución del esfuerzo
en el eje Z del modelo mallado.
Apéndice B. Normas de fabricación del acero ASTM A53
y acabados [5].
Normas de fabricación.
Los tubos para conducción de fluidos tales como agua,
vapor, gas y aire a altas presiones, son fabricados bajo la
norma ASTM A 53. Estos tubos son aptos para operaciones
que involucran doblado, rebordeado y cualquier otra
formación en frío.
Para validar las exigencias de las normas de fabricación el
fabricante realiza ensayos y verificación en los tubos
procesados en sus instalaciones. En el caso de conducción de
fluidos se realizan ensayos dependiendo de la designación
comercial del tubo.
Para Designaciones Comerciales Mayores a 50 DNH (1) (2
NPS(2)): ensayo de aplastamiento, ensayo de tracción para
determinar propiedades mecánicas, análisis químico, ensayo
de ultrasonido al cordón de soldadura, verificación
dimensional del tubo, ensayo gravimétrico, ensayo
metalográfico, prueba hidrostática, ensayo no destructivo e
inspección visual.
Para Designaciones Comerciales Menores o Iguales a 50 DN
(2 NPS): ensayo de expansión, ensayo de doblado, ensayo de
tracción para determinar propiedades mecánicas, análisis
químico, verificación dimensional del tubo, prueba
hidrostática, ensayo gravimétrico, ensayo metalográfico,
ensayo no destructivo e inspección visual.
Acabados.
Negro (acabado de laminación o con protección de aceite
inhibidor de la oxidación). Galvanizado (recubiertos de
Zinc). Barnizado (película protectora para conservación de
los tubos en traslados bajo condiciones especiales o por
requerimientos del cliente). El galvanizado del tubo en su
superficie interna y externa se realiza a través de un proceso
de inmersión en caliente (“Hot-Dip”)
REFERENCIAS.
[1] Bruce R. Munson, Donald F. Young, Theodore H. Okiishi, “Fundamentos de Mecanica de Fluidos”, Primera Edicion, Limusa Wiley.
[2] Zhuhai Sunrise Auto Service Equipment Co., No.17,Caihong Rd,Tanzhou Town,Zhongshan City,Guangdong, China (mainland) 528400, Ltd, Auto lifters, Model: SR-103X y SR-102X. Disponible en: < http://www.sunrise-zh.com>.
[3] Donald R Askeland, Pradeep P. Fulay, Wendelin J. Wright, “The
Science and Engineering of Materials”, Cengage Learning, 200 First
Standford Place, Suite 400 Standford, CT 06902, USA.
[4] Richard G. Budynas, J. Keith Nisbett, “Diseño en Ingeniería Mecánica de Shigley”, Octava Edicion, McGrawHill, pag 95.
[5] Vendedora de materiales de acero, C.A. VEMACERO, Tabla de Tuberia
de Acero al Carbon ASTM A53. Disponible en: <http://www.vemacero.com/Tablas/A53MP.pdf>.
Fig. 12. Solución del esfuerzo en el eje Z, Tamaño 0.025