caja de transmisiones planetaria gen eolico

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Autorizada la entrega del proyecto del alumno:

ALBERTO VERA GARCÍA

DIRECTORES DEL PROYECTO

JUAN ANTONIO TALAVERA MARTÍN

FRANCISCO JOSÉ GONZÁLEZ OTERO

Fdo.: …………………… Fecha: ……/……/……

Vº Bº del Coordinador de Proyectos

JOSÉ IGNACIO LINARES HURTADO

Fdo.: …………………… Fecha: ……/……/……

PROYECTO FIN DE CARRERA

TRANSMISIÓN MECÁNICA PRINCIPAL: CAJA MULTIPLICADORA DE UN AEROGENERADOR MARINO

AUTOR: ALBERTO VERA GARCÍA

MADRID, JUNIO 2010

UNIVERSIDAD PONTIFICIA COMILLAS ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR DE INGENIERÍA (ICAI)

INGENIERO INDUSTRIAL

A mis padres Juan Manuel y Margarita, a mi hermana Marta y

a Guadalupe, que me han apoyado tanto hasta llegar aquí.

Resumen

El objeto de este proyecto fin de carrera es realizar el diseño de la caja

multiplicadora de un aerogenerador off-shore de 5MW de potencia nominal.

La caja multiplicadora es uno de los elementos que componen un aerogenerador,

por lo que cabe destacar que éste proyecto se complementa con otros que analizan

otras partes estructurales que componen la máquina en su conjunto como son el

generador eléctrico, los cojinetes de baja velocidad o el sistema de orientación

entre otros.

La caja multiplicadora debe aumentar la velocidad de giro del eje de baja velocidad

a las altas velocidades de rotación necesarias para mover un generador eléctrico

que permita la generación de electricidad. Para ello, se cuenta con especificaciones

de diseño como la relación de transmisión entre el eje de baja y alta velocidad, y las

fuerzas que se estiman en el aerogenerador en función de las velocidades del

viento.

La caja multiplicadora constará de tres etapas, las dos primeras planetarias de

dentado helicoidal, constituidas por una corona exterior fija de dentado interior,

sobre la cual rotan los tres engranajes planetarios que engranan a su vez con el

piñón, aumentando la velocidad de este último que es el que enlaza con la siguiente

etapa. Los engranajes planetarios son movidos por un bastidor.

La etapa de salida que mueve el generador, está constituida por un engranaje

conductor, que mueve el piñón de salida. También de dentado helicoidal con el fin

de reducir el ruido y mejorar considerablemente la transmisión de potencia entre

engranajes.

Se analizará la disposición elegida, así como los materiales a usar para la fabricación

de los engranajes que componen la caja multiplicadora. También se realizará el

diseño de toda la máquina a través del programa de CAD Catia V5, prestando

especial atención a los engranajes, realizando un dimensionamiento a esfuerzos y

fatiga y verificando los resultados a través de la herramienta informática

mencionada.

La memoria consta de diferentes capítulos que contienen la información necesaria

para entender el funcionamiento de la máquina diseñada, así como su uso y el

entorno en el que desempeña su función.

En el Capítulo primero de la memoria, se realiza una introducción general a la

energía eólica y a la generación offshore en particular, comentando desde sus

orígenes hasta la situación actual a nivel nacional e internacional.

En el segundo capítulo se estudiarán los distintos tipos de aerogeneradores, tanto

los de eje vertical hasta los más comercializados y comunes que son los de eje

horizontal. Se explicará el funcionamiento de un aerogenerador de este tipo, así

como el potencial eólico, comentando los aspectos más importantes de

funcionamiento. Se realizará una breve introducción a las partes más importantes

de un aerogenerador.

En el tercer capítulo se analizan los distintos aspectos técnicos de una caja

multiplicadora de un aerogenerador, comentado los distintos tipos de disposición

en función de la potencia y la relación de velocidades. También se analiza la

disposición dentro del aerogenerador del sistema de transmisión en su conjunto.

En el cuarto capítulo de la memoria, se exponen las diferentes especificaciones y

parámetros técnicos que se han tenido en cuenta para la realización del diseño,

desde los aspectos fundamentales de los engranajes de dentado helicoidal, la

relación de velocidad escogida para cada etapa, el tamaño de cada engranaje, etc.

mediante tablas e imágenes del diseño en CAD.

En el quinto capítulo se estudian los distintos sistemas auxiliares que juegan un

papel importante dentro del conjunto de la caja multiplicadora como son el sistema

de lubricación y filtros, el sistema de refrigeración y caldeo, el freno mecánico y el

sistema de amortiguación y fijación a la bancada.

También se expondrán las necesidades de mantenimiento para asegurar la vida útil

de la máquina para el periodo de tiempo que precisa su funcionamiento.

En el capítulo sexto, último de la memoria, se expondrán los materiales utilizados

en el diseño de engranajes del sector eólico, así como procesos de fabricación y

tratamientos superficiales y térmicos necesarios para conseguir la dureza y

resistencia necesarios y demás procesos metalúrgicos relacionados con los

engranajes de este tipo.

Por último, se analizará el problema de la fatiga, como el principal motivo de fallo

de la máquina diseñada debido al carácter cíclico de los esfuerzos a los que se ven

sometidas las ruedas dentadas que componen la caja multiplicadora. Se

propondrán soluciones y consideraciones para la prevención en la medida de lo

posible de este problema.

En el siguiente apartado de este proyecto, se llevarán a cabo los cálculos necesarios

para la consecución del diseño, y el posterior análisis a través de Catia V5 para la

validación del diseño. También se realizará un análisis de esfuerzos para verificar

que el material escogido para la fabricación de los engranajes es apropiado para

soportar las solicitaciones a los que se pueden ver sometidos las ruedas dentadas.

En este apartado se presentan las conclusiones de los resultados obtenidos.

En la tercera parte del proyecto, se realizará un estudio económico para la

comercialización del producto diseñado, exponiendo el posible beneficio que se

puede obtener a lo largo de un ciclo de vida de 10 años vista, analizando

parámetros como el VAN y el TIR para definir la rentabilidad del proyecto. En

apartados posteriores, también se realizará un presupuesto para llevar a cabo la

elaboración del producto.

A continuación del estudio económico se presentan los planos de la caja

multiplicadora, tanto de los engranajes, como de las etapas en su conjunto y

también la carcasa.

Por último, se incluyen los catálogos necesarios para determinados elementos

necesarios para el montaje como los rodamientos, los filtros de aceite, manuales de

diseño de ruedas dentadas, etc.

Summary

The theme discussed in my dissertation is the design of an off-shore wind turbine

gearbox of 5 MW nominal power. The gearbox is one of the components which can

be found in a wind turbine, therefore this dissertation will complement other

studies which analyze other structural parts that make up the machine. The electric

generator, the low speed bearings, yaw system are some of the structural parts

which can be found in a wind turbine.

The gearbox should increase the speed of the low speed shaft to the high rotational

speeds required to drive an electric generator that allows the generation of

electricity. For this purpose, we are using design specifications such as the

transmission ratio between the low and high shaft speed and the forces on the wind

turbine which are estimated based on wind speeds.

The gearbox consists of three stages, the first two helical planetary, consisting of a

fixed outer ring of internal teeth on which rotate the three planetary gears meshing

in turn with the pinion, increasing the speed of the latter which is the links to the

next stage. The planetary gears are moved by a rack. The output stage that drives

the generator is composed by a driving gear, which also moves the output helical

gear in order to reduce noise and significantly improve transmission power between

gears.

The project analyses the arrangement chosen, as well as the materials used to

manufacture the gears which are made up of the gearbox. It also includes a design

of the whole machine using the CAD software Catia V5 paying special attention to

the pinion gear and validate the results obtained using the software mentioned

above

The dissertation is structured in different chapters which contain all the information

needed in order to understand the complete execution of the machine designed as

well as its uses and the environment where it carries out its work.

In the first chapter there is a general introduction of the wind energy and

specifically offshore generation. It describes chronologically the initial stages of this

type of energy until the current situation, both nationally and internationally.

In the second chapter we study the different types of wind turbines, both vertical

axis and the more common and commercialized horizontal axis. We will explain how

these types of generators operate, detailing the most relevant features. We will

briefly describe the most important parts of a wind turbine.

In the third chapter we analyze the different technical aspects of a wind turbine

gearbox, explaining the different types of arrangements according to the power and

the gear ratio. We also evaluate the placing of the whole transmission system in the

wind turbine.

In the fourth chapter of the report, outlining the specifications and technical

parameters have been taken into account for the completion of design, from the

basic aspects of helical gears, the gear ratio chosen for each stage, the size in each

gear, etc. using tables and images of the design in CAD.

In the fifth chapter discusses the various auxiliary systems that play an important

role within the gearbox assembly such as the lubrication system and filters, cooling

and heating system, the mechanical brake and damping system and fitting the

bench.

It also details the maintenance necessities of the machine in order to ensure the

correct functioning during the period of time which it is required to operate.

In the sixth and last chapter, we will describe the materials used by the wind power

sector in the design of the gears, as well as the manufacturing procedures and

superficial and thermal treatments needed to obtain strength, hardness and other

metallurgical processes existing in gears of this type.

Finally we will analyze the fatigue problem, which is the main reason of failure of

the machine designed due to the cyclical nature of the efforts to which suffers the

helical gears of the gearbox. We propose different solutions and considerations

needed to take into account in order to prevent this problem.

In the second part of this project, we carry out the necessary calculations in order to

obtain the design and the subsequent validation of the design using the software

Catia V5. We will also carry out and stress testing in order to determine if the

materials chosen are appropriate to withstand the efforts which can arise. In this

section of the dissertation we will present the results and conclusions obtained.

In the third part of the project we will carry out a financial viability study for the

commercialization of the product design. This study will express the expected

return for a time span of ten years, analyzing different types of financial indicators

such as the NPV and the IRR in order to assess the profitability of the project.

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Índice

Parte I Memoria

Capítulo 1 Introducción General……………………………………………………………….......2

1.1 Introducción energía eólica……………………………………………………………………...3

1.2 El viento.................................................................................................…...4

1.3 Potencial eólico...........................................................................................7

1.4 Ventajas y desventajas de la energía eólica.............................................14

1.5 Generación eólica. Evolución en nuestro país...........................................16

1.6 Generación offshore..................................................................................21

Capítulo 2 Aerogeneradores: tipos y componentes……………..………………….......24

2.1 Tipos de aerogeneradores.........................................................................25

2.1.1 Rotores de eje vertical……………………………………………………………….......25

2.1.1.1 Rotores Darreius……………………………………………………………….....25

2.1.1.2 Rotores Savoneius……………………………………………….…………….....26

2.1.2 Rotores de eje horizontal……………………………………………………….….......27

2.1.2.1 Aeroroturbinas lentas……………………………………………………….....27

2.1.2.1 Aeroroturbinas rápidas……………………………………………………......28

2.1.3 Clasificación según tipo de disposición………………………………….…........30

2.2 Principio de funcionamiento......................................................................32

2.2.1 Parámetros adiminesionales importantes………………………………….......36

2.3 Perfiles aerodinámicos........................................................................…...39

2.3.1 Coeficientes de sustentación y arrastre……………………………………….....40

2.3.1.1 Zona de corriente desprendida.…………………………………….…...…44

2.3.2 Teoría del elemento pala…………………….…………………………………….......45

2.3.3 Parámetros de diseño más importantes…………………….………….….......48

2.3.3.1 Efecto del número de palas…….…………………………………….….....48

2.3.3.2 Efecto de la velocidad específica. Relación L/D…….……….….....49

2.4 Curva potencia – velocidad.......................................................................50

2.5 Sistemas de regulación de potencia.........................................................53

2.5.1 Stall Control…………………….…………………………………………….……………....54

2.5.2 Pitch Control……………………………………….……………………………………..…..55

2.5.3 Sistema de pérdida aerodinámica activa.…………………………………..…...57

2.6 Energía producida por una aeroturbina...................................................60

2.7 Componentes de un aerogenerador.........................................................62

Capítulo 3 Transmisión principal: caja multiplicadora……………………………….....86

3.1 Introducción a los sistemas mecánicos de transmisión............................87

3.2 Funcionamiento y aspectos generales......................................................90

3.3 Configuración del sistema de transmisión................................................94

3.4 Diseño estandar........................................................................................94

3.5 Disposición del generador para reducir peso............................................94

3.5.1 Generador de eje vertical en la zona superior de la torre……………......94

3.5.2 Generador en la base de la torre…………….…………………….………………...95

3.5.3 Generador directamente acoplado…………….………………….………….....…96

3.6 Apoyos del sistema de transmisión...........................................................97

3.6.1 Eje del rotor con apoyos separados……………………………….…………….....98

3.6.2 Eje del rotor integrado en la caja multiplicadora…………………………......98

3.6.3 Eje del rotor conectado a un soporte fijo………….………………………….....99

3.7 Caja multiplicadora…..............................................................................101

3.7.1 Tipos de caja multiplicadora………………….………….………………………......103

3.7.2 Dimensionamiento………………………………..………….……………………….....106

3.7.3 Rendimiento………………………………………….………….……………………….....108

3.7.4 Ruido acústico……………………………………….………….………………………....110

3.7.5 Amortiguamientos mecánicos……………….………….……………………….....110

3.7.5.1 Diseño flexible a torsión del eje del rotor…….……………..……...111

3.7.5.2 Caja multiplicadora con suspensión…………….……………..……....111

3.7.5.3 Acoplamientos fluidos…………………………..…….……………..……...112

3.7.5.4 Transmisiones variables………………………..…….……………..……...113

Capítulo 4 Especifaciones técnicas y de diseño…………………………………………...115

4.1 Especificaciones técnicas........................................................................116

4.2 Ruedas dentadas. Principales magnitudes..............................................122

4.2.1 Ruedas cilíndricas de dentado helicoidal……………………….……………....122

4.2.2 Magnitudes principales………………………..……………………….……………....123

4.3 Trenes de engranajes..............................................................................128

4.3.1 Relación de velocidades. Fórmula de Lewis…………….…….……………...130

4.3.2 Trenes de engranajes planetarios………..……………………….……………....132

Capítulo 5 Sistemas auxiliares y mantenimiento………………………………………...142

5.1 Lubricación de la multiplicadora............................................................143

5.1.1 Sistema de filtrado en línea…………………………………….…….……………...147

5.1.2 Sistema de filtrado fuera de línea..………………………….…….……………..148

5.1.3 Sistema de caldeo…………….…………………………………….…….……………...149

5.1.4 Sistema de refrigeración…..…………………………………….…….……………...149

5.2 Freno mecánico.......................................................................................151

5.3 Mantenimiento.......................................................................................152

5.3.1 Mantenimiento programado…………………………………….…….……….…...152

5.3.1.1 Revisiones específicas en el sistema de transmisión....….…....153

5.3.2 Mantenimiento preventivo en aerogeneradores..…….…….………....…154

5.4 Realimentación a la mejora del diseño...................................................156

5.4.1 Análisis del aceite……………………………………………....…….…….………...…157

5.5 Vibraciones. Amortiguamiento de la caja multiplicadora......................158

5.5.1 Medición de vibraciones…………………………………....…….…….……….…...160

5.6 Principales aveías. Causas.......................................................................161

5.6.1 Averías mecánico-hidráulicas.…………………………....…….…….………....…161

5.6.1.1 Presencia de aire en el aceite. Cavitación de la bomba….......163

5.6.2 Averías graves……………………..…………………………....…….…….……….…...164

5.7 Ruido.......................................................................................................165

5.7.1 Contaminación acústica……….…………………………....…….…….……...…....167

5.7.1.1 Medición y cálculo de los niveles de ruido………………...…....….169

5.8 Efectos sobre la fauna.............................................................................171

Capítulo 6 Materiales para engranajes. El problema de la fatiga……………......173

6.1 Engranajes del sector eólico....................................................................174

6.2 Tratamientos termoquímicos del acero. Cementación...........................175

6.2.1 Medios cementantes usados.…………………………....…….…….……...…....176

6.2.2 Factores de influencia………………………..…………………………....…..……...178

6.2.3 Distribución del carbono con el espesor.…………………………....…..…...178

6.3 Tratamientos térmicos posterioes..........................................................180

6.3.1 Temple directo…………………….…………………………....…….…….……...…....181

6.3.2 Temple entre Ac1 y Ac3.……………………………….…....…….…….……...…....182

6.3.3 Temple por encima de Ac3.…………………………....…….………..……......….182

6.4 Objetivo del tratamiento térmico superficial..........................................183

6.4.1 Equipos para el calentamiento por inducción…....…….…….……...…....183

6.4.2 Revenido posterior al temple…………………………....…….…….……......….184

6.5 Fatiga. Causas y consecuencias en materiales.......................................186

6.6 Fatiga en aeroturbinas. Espectro de carga.............................................186

6.6.1 Regla de Palmgren- Miner…..…………………………....…….…….……...…....190

6.7 Otros problemas que reducen la vida útil de los engranajes..................194

6.8 Rodamientos para engranajes................................................................195

6.9 Proceso de fabricación............................................................................197

Parte II Cálculos

Capítulo 1 Dimensionamiento engranajes. Resistencia a fatiga………………....199

1.1 Dimensionamiento de engranajes..........................................................200

1.1.1 Cálculo del módulo por criterio de resistencia......…….…….…….....….200

1.2 Distribución de fuerzas sobre eldiente del piñón....................................210

1.3 Modificación de la tensión. Cálculo de coeficientes................................212

1.4 Resistencia a la fatiga.............................................................................221

1.4.1 Comprobación a la fatiga de los engranajes….......…….…….……….…...221

1.4.1.1 Fatiga en una rueda de dentado helicoidal………………...……....222

1.4.1.2 Esfuerzos superficiales en engranajes. Fuerza de Hertz……...228

Capítulo 2 Resultados análisis con CAD: Catia V5…………………….……………......238

2.1 Estudio de las fuerzas sobre el diente de un piñón.................................239

2.1.1 Esfuerzo calculado actuando sobre un diente......…….…….……...…....239

2.1.2 Análisis tensional del diente con usando un acero normal.……...…...243

2.1.3 Análisis tensional del diente con el grado de recubrimiento.…...…...244

Parte III Estudio ecónomico

Capítulo 1 Estudio económico…………………………..…………………….…………….…..249

Parte IV Anejos

ANEJO I.- Listado de programas……………………………………………………………………...256

ANEJO II.- Catálogos……………………………………………………………………………………....258

Parte V Planos

Lista de planos........................................................................................................260

Parte VI Pliego de condiciones

Pliego de condiciones generales y económicas......................................................264

Parte VII Presupuesto

Presupuesto............................................................................................................273

Bibliografía……………………………………………………………………………………………………...278

Índice de figuras

Ilustración 1 Caracterización del viento. ................................................................ 3

Ilustración 2 Mapa potencial eólico marino ............................................................ 6

Ilustración 3 Mapa mundial potencial eólico. ........................................................ 7

Ilustración 4 Función de densidad Weibull ............................................................. 8

Ilustración 5 Perfil de velocidad del viento. ........................................................... 9

Ilustración 6 Torre de medición offshore. ............................................................ 11

Ilustración 7 Rosa de los vientos. ......................................................................... 12

Ilustración 8 Descripción temporal del viento ...................................................... 13

Ilustración 9 Intensidad primaria en España y UE ................................................. 17

Ilustración 10 Potencia eólica anual instalada. .................................................... 18

Ilustración 11 Porcentaje de cobertura de demanda ............................................ 19

Ilustración 12 Peso en porcentaje de las renovables. .......................................... 20

Ilustración 13 Peso de la eólica respecto del total…………………………………………....20

Ilustración 14 Aerogenerador Darreius. ............................................................... 23

Ilustración 15 Aerogenerador Savonious. ............................................................ 24

Ilustración 16 Aerogenerador multipala. ............................................................. 25

Ilustración 17 Aerogenerador monopala. ............................................................ 26

Ilustración18 Aerogenerador bipala. .................................................................... 27

Ilustración 19 Aerogenerador tripala .................................................................... 27

Ilustración 20 Disposición a sotavento. ................................................................ 29

Ilustración 21 Tubo de corriente que circunda la aeroturbina. ........................... 30

Ilustración 22 Variación presión en el tubo de corriente. ................................... 31

Ilustración 23 Familia de curvas de Cp……………………………………………………………….35

Ilustración 24 fuerzas de sustentación y arrastre………………………………………………36

Ilustración 25 Perfil de pala…………………. ............... …………………………………………….38

Ilustración 26 Curva CD –α…………………………………………………………………………….....39

Ilustración 27 Curva CL – α……………………………………………………………………………....39

Ilustración 28 Formas típicas del perfil de pala………………………………………………….40

Ilustración 29 Desprendimiento capa límite……………………………………………………...41

Ilustración 30 Curva de potencia……………………………………………………………………....42

Ilustración 31 Curva de potencia…………………………………………………………..……..…..42

Ilustración 32 Pala aerogenerador………………………………………………………………….…43

Ilustración 33 División de la pala en secciones…………………………………………..……..43

Ilustración 34 Curva del coeficiente de potencia…………………………………………...….46

Ilustración 35 Curva de potencia…………………………………………………………………..…..48

Ilustración 36 posición bandera……………………………………………………………………..…49

Ilustración 37 Rendimientos………………………………………………………………………………50

Ilustración 38 Rendiiento eléctrico…………………………………………………………………...50

Ilustración 39 Curva de de potencia aero paso fijo…….…………………………………..…51

Ilustración 40 Curva de potencia aero paso variable............................................51

Ilustración 41 Desprendimiento del flujo en la punta...........................................52

Ilustración 42 Stall control....................................................................................53

Ilustración 43 Cambio de paso de pala.................................................................55

Ilustración 43 Sistema electrónico del pitch control.............................................56

Ilustración 45 Pérdida aerodinámica activa..........................................................57

Ilustración 46 Factor de potencia - velocida específica.........................................58

Ilustración 47 Partes de un aerogenerador..........................................................60

Ilustración 48 Buje y eje principal.........................................................................63

Ilustración 49 Caja multiplicadora.........................................................................64

Ilustración 50 Generador asíncrono de doble devanado......................................65

Ilustración 51 Generador asíncrono de doblemente alimentado.........................66

Ilustración 52 Generadores multipolares…………………………………………………………..69

Ilustración 53 Mecanismo de orientación activo……………………………………………....71

Ilustración 54 Torre…………………………………………………………………………………………..72

Ilustración 55 Cimentación………………………………………………………………………………..73

Ilustración 56 Plataforma construcción aero off-shore……………………………………...78

Ilustración 57 Acoplamiento flexible eje alta velocidad........................................79

Ilustración 57 Posición caja multiplicadora……………………………………………………..….83

Ilustración 58 Etapa planetaria………………………………………………………………………...86

Ilustración 59 Sistema de transmisión……………………………………………………………....86

Ilustración 60 Disposición en la bancada……………………………………………………….....87

Ilustración 61 Generador en la base de la torre……………………………………………..….91

Ilustración 62 Aerogenerador multipolar……………………………………………..……….....92

Ilustración 63 Generadores multipolares……………………………………………………...…..92

Ilustración 64 Configuraciones del tren de potencia…………………………………..…....93

Ilustración 65 Eje del rotor con apoyos separados………………………………………....…94

Ilustración 66 Eje del rotor integrado en la caja multiplicadora…………………...…….95

Ilustración 67 Eje del rotor conectado a un soporte fijo……………………………...…….96

Ilustración 68 Configuraciones del eje principal…………………………………………...…..96

Ilustración 69 Caja multiplicadora de Flender………………………………………………...…97

Ilustración 70 Engranaje helicoidal y de diente recto…………………………….……....100

Ilustración 71 Etapas caja multiplicadora…………………………………………………….....100

Ilustración 72 Trenes epicloidales……………………………………………………………......…102

Ilustración 73 Espectro de carga……………………………………………………………….......103

Ilustración 74 Rendimiento en función de la velocidad de giro y la potencia.....105

Ilustración 75 Rendimiento en función de las etapas…………………………………..….105

Ilustración 76 Diseño flexible a torsión……………………………………………………………107

Ilustración 77 Caja multiplicadora con suspensión…………………………………………..108

Ilustración 78 Sistema con acoplamientos fluidos…………………………………….……..109

Ilustración 79 Transmisión variable…………………………………………………………………110

Ilustración 80 Acoplamiento flexible..................................................................110

Ilustración 81 curva de potencia aerogenerador de 5MW……………………………...112

Ilustración 82 Disposición de los ejes de referencia………………………………………...117

Ilustración 83 Engranaje de dentado helicoidal…………………………………………….…119

Ilustración 84 paso de la hélice…………………….…………………………………………….…..120

Ilustración 85 Magnitudes según la vista………………………………………………………..122

Ilustración 86 Ángulo de presión y recta de engrane……………………………………...123

Ilustración 87 Ángulos de presión típicos………………………………………………………..125

Ilustración 88 Movimiento epicicloidal…………………………………………………………...125

Ilustración 89 tren de engranajes……………………………………………………………………126

Ilustración 90 Epicicloidal…………………………………………………………………………….….127

Ilustración 91 Relación de velocidades tren engranajes…………………………..……..127

Ilustración 92 Tren de engranajes. ………………………………………………………….……..128

Ilustración 93 Tren de engranajes multiplicadora………………………………………….…128

Ilustración 94 Imágenes caja multiplicadora diseñada…………………………………....129

Ilustración 95 Primera etapa planetaria de i=6.2………………………………………….….130

Ilustración 96 Etapa planetaria segunda de i=6..................................................133

Ilustración 97 Etapa de salida………………………………………………………………………...135

Ilustración 98 Proyección esfuerzos engranaje helicoidal. ................................. 136

Ilustración 99 Fallos por componentes………………………………………………………….…140

Ilustración 100 Partes críticas debido a la lubricación…………………………………..….141

Ilustración 101 Sistema de lubricación aerogenerador…………….……………………...143

Ilustración 102 Sistema de filtrado fuera de línea……………………….………………..…144

Ilustración 103 Sistema de caldeo……………………………………………….……………..……145

Ilustración 104 Freno eje alta velocidad…………………………………………….……….……148

Ilustración 105 Pitting en engranajes helicoidales……………………………….…….…….153

Ilustración 106 Caracterización de ciclos de fatiga………………………………….…….…154

Ilustración 107 Amortiguador caja multiplicadora unido a la bancada……….…...155

Ilustración 108 Instalación sobre la bancada…………………………………….………….…155

Ilustración 109 Posibles problemas por vibración…………………………….………….….159

Ilustración 110 Oxidación………………………………………………………………………...….….159

Ilustración 111 Aire en el aceite…………………………………………………………….….….…160

Ilustración 112 degradación diente engranaje……………………………………………...…161

Ilustración 113 Contaminación acústica aerogenerador....................................164

Ilustración 114 Capa cementación……………………………………………………………..…...171

Ilustración 115 Capa cementada diente engranaje…………………………………….……172

Ilustración 116 Proceso de difusión…………………………………………………………….…..174

Ilustración 117 Profundidad carburizada………………………………………………….…..…175

Ilustración 118 Temple directo………………………………………………………………….…….177

Ilustración 119 temple entre Ac1 y Ac3…………………………………………………….…….178

Ilustración 120 Temple por encima de Ac3…………………………………………………..…178

Ilustración 122 Doble temple…………………………………………………………………….…...179

Ilustración 123 Temple engranaje………………………………………………………………..….181

Ilustración 124 Propagación de las grietas………………………………………..…….………184

Ilustración 125 Ciclos de carga………………………………………………………………….……187

Ilustración 126 Diagrama de Goodman…………………………………………………...……..189

Ilustración 127 Diagrama de Soderberg…………………………………………………….…….189

Ilustración 128 Juego radial entre dos dientes………………………………………….……..191

Ilustración 129 Fenómeno de interferencia ........................................................ 192

Ilustración 130 Diente con perfil de evolvente…………………………………………….....197

Ilustración 131 Recta de engrane………………………………………………………………….…197

Ilustración 132 Fuerzas sobre el diente…………………………………………………………...198

Ilustración 133 Descomposición fuerza aplicada……………………………………………..206

Ilustración 134 Fuerzas en la etapa planetaria……………………………………………..…206

Ilustración 135 Esfuerzo de Hertz. ....................................................................... 224

Ilustración 136 Fuerza sobre el diente…………………………………………………………….235

Ilustración 137 Deformación del diente……………………………………………………..…..236

Ilustración 138 Tensiones sobre el diente……………………………………………………….237

Ilustración 139 Desplazamientos en el diente………………………………………………...237

Ilustración 140 Fatiga sobre el diente……………………………………………………………..238

Ilustración 141 Tensiones sobre el diente……………………………………………………....239

Ilustración 142 Aplicación esfuerzos sobre el diente…………………………………...….241

Ilustración 143 Tensiones sobre el diente………………………………………………….……242

Ilustración 144 Fatiga sobre el diente................................................................242

1

UNIVERSIDAD PONTIFICIA COMILLAS

ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR DE INGENIERÍA (ICAI)


PARTE I:

MEMORIA

2

1 Introducción

general

Introducción general

3

1.1 Historia energía eólica

Las primeras máquinas eólicas de las que se tiene documentación datan del siglo

VI d.C. Eran de eje vertical y se las utilizaba para moler granos y bombear agua en

la región de Sijistán, entre Irán y Afganistán.

Con posterioridad, y especialmente en las islas griegas del Mediterráneo, se

desarrollaron molinos de viento de eje horizontal cuya principal característica fue

la utilización de velas triangulares a modo de palas. Aún hoy son utilizados en la

isla griega de Mikonos para moler granos. Es de destacar que este tipo de diseño

permite ajustar la superficie de captación, según la velocidad del viento,

arrollando las velas en sus “mástiles”.

En el siglo XI d.C. los molinos de viento eran comúnmente utilizados en el Medio

Oriente. Recién entrado el siglo XIII y como consecuencia de las Cruzadas fueron

introducidos en Europa.

Durante la Edad Media se construyeron muchos molinos llegando al extremo de

que los señores feudales se reservaban el derecho de autorizar su construcción,

como modo de obligar a sus súbditos a moler los granos en los molinos de su

propiedad. Plantar árboles cerca de ellos estaba prohibido pues debía asegurarse

la libre incidencia del viento. En el siglo XIV los holandeses tomaron el liderazgo en

el mejoramiento de los molinos y comenzaron a utilizarlos extensivamente para

drenar las regiones pantanosas del delta del río Rin. A finales del siglo XV se

construyeron los primeros molinos de viento para la elaboración de

aceites, papel y procesar la madera en aserraderos. A comienzos del siglo XVI se

empezaron a utilizar para el drenaje de “polders”, empleándose máquinas de

hasta 37 kW cada una.

A mediados del siglo XIX cerca de 9000 molinos operaban en Holanda con

diferentes propósitos, algunos de hasta 65 kW. Con la introducción de las

máquinas de vapor durante la Revolución Industrial comenzó a declinar su uso y


4

menos de 1000 máquinas estaban en condiciones de operación a mediados del

siglo XX.

En Dinamarca, al finalizar el siglo XIX, cerca de 3000 molinos eran utilizados con

fines industriales y cerca de 30.000 en casa y granjas, suministrando una potencia

equivalente a 200 MW. Como en otras regiones del mundo la aparición de

alternativas más baratas de abastecimiento energético hizo que paulatinamente

fueran reemplazándose por máquinas térmicas o motores eléctricos alimentados

desde las redes. Procesos similares tuvieron lugar en otras regiones del mundo,

haciendo que el uso del recurso eólico quedase relegado a satisfacer necesidades

puntuales en medios rurales o comunidades aisladas, sin ninguna participación en

el mercado energético.

Más adelante, luego de analizar las características particulares del recurso eólico y

de los equipos necesarios para su aprovechamiento, veremos con mayor detalle el

estado actual de la tecnología y su implementación.

1.2 El viento.

La energía eólica se considera una forma indirecta de energía solar. Entre el 1 y 2%

de la energía proveniente del sol se convierte en viento, debido al movimiento del

aire ocasionado por el desigual calentamiento de la superficie terrestre. La energía

cinética del viento puede transformarse en energía útil, tanto mecánica como

eléctrica.

El viento es producto del calentamiento de la superficie de la tierra por el sol. La

insolación varia con la latitud y el agua absorbe el calor más rápidamente que la

tierra, con las consiguientes diferencias de temperatura. El viento es el flujo de

convección que continuamente intenta ajustar los desequilibrios termodinámicos

resultantes. Como ocurre con la radiación solar, la inclinación de la tierra

proporciona al viento una cierta estacionalidad, sin embargo, la masa del aire, la

propia rotación de la tierra y la naturaleza del terreno le confiere al viento un

modelo de distribución muy complejo.


5

Ilustración 1 Caracterización del viento

Siendo la radiación solar más intensa en el ecuador que en los polos, el

movimiento de rotación de la tierra produce una desviación de los vientos,

generando diferentes zonas de actuación:

• Zonas de calmas y bajas presiones ecuatoriales; áreas con vientos prácticamente

nulos.

• Zonas tropicales; vientos alisios y contralisios.

• Zonas de altas presiones subtropicales; vientos alisios casi constantes en

legiones del Sahara, Libia, Gobi, Méjico. Australia.

• Zonas templadas; viento menos regular.

• Zonas polares; altas presiones en superficie, como en zonas subtropicales.

El viento es más fuerte sobre los océanos que sobre los continentes, ya que el

relieve y la vegetación frenan el movimiento del aire. Aunque los recursos eólicos

terrestres están ampliamente distribuidos, prevalecen a lo largo de las costas

marinas, en las más altas elevaciones y en las mayores latitudes. Para conocer el

potencial del viento en el litoral español, se confeccionan mapas como el de la


6

figura 3, donde se observan las zonas aptas y rentables para la instalación de

aerogeneradores off-shore, de los cuales hablaremos más adelante.

Ilustración 2 Mapa potencial eólico marino

Algunos vientos son conocidos universalmente por la regularidad de su régimen

como por ejemplo los alisios, que soplan en ambos lados del ecuador alrededor de

todo el globo, o los vientos monzónicos que soplan en el sudeste de Asia. Otros

soplan de modo intermitente durante periodos cortos, aunque con intensidad y

frecuencia más elevadas en algunas estaciones, como el Siroco en el norte de

África.


7

Ilustración 3 Mapa mundial potencial eólico

1.3 Potencial eólico

La potencia del viento se incrementa al cubo con su velocidad y es proporcional a

la densidad del aire, con lo cual pequeñas diferencias en la velocidad media del

viento significan grandes variaciones en la energía de salida. Las turbulencias

reducen la energía aprovechable del viento, ya que tiende a perturbar el buen

funcionamiento del rotor de las turbinas eólicas. La teoría global del motor eólico

de eje horizontal fue establecida por Betz encontrando que la energía máxima

capaz de ser recogida por una turbina eólica no puede superar en ningún caso los

16/27 (59%) de la energía cinética de la masa de aire que la atraviesa por segundo.

La dirección e intensidad del viento es estocástica, pero su comportamiento puede

ser tratado estadísticamente. Se ha demostrado que para periodos de

aproximadamente 30 días o más la distribución probabilística de la velocidad del

viento sigue razonablemente una relación matemática conocida como la

distribución de Weibull. Ésta distribución proporciona probabilidad de sucesos, no

es una distribución temporal, es decir, facilita información de la frecuencia con la

que el viento soplará por encima de un determinado valor, pero no dice cuando.


8

Sus parámetros son dependientes de la altura, siendo su función de densidad la

siguiente:

· ·

• c: Factor de escala (m/s). Cercano a la velocidad media

• k: Factor de forma (1,5 – 3)

Ilustración 4 Función de densidad Weibull

Por lo tanto la función de distribución para el cálculo de la probabilidad será:

Prob (v>v1) = ·

Y por consiguiente las horas al año que la velocidad supera un determinado valor:

´ 8760


9

Dependencia parámetros Weibull con altura:

! ! · 1 # 0.088 · %& ! 101 # 0.088 · %& !10

' 0.37 # 0.088 · %& 1 # 0.088 · %& ! 10 ) ! ! · * !! +,

Esto es debido a la variación de la velocidad del viento con la altura según capa

límite terrestre, como se puede apreciar en la siguiente gráfica:

Ilustración 5 Perfil de velocidad del viento

Se observa que en la costa se consigue mayores velocidades de viento a menor

altura, debido a que la rugosidad superficial es prácticamente nula. En la siguiente

tabla se observan los distintos terrenos y sus correspondientes valores:


10

Tabla 1 Clase de rugosidad superficial

Z0 es la longitud de rugosidad superficial, es decir, la altura a la cual la velocidad

del viento es nula.

Se pueden determinar las velocidades en función de la altura mediante la

siguiente fórmula:

-!. -! · *!.! +/

α es un parámetro que depende de la rugosidad y la estabilidad atmosférica,

además de la velocidad a la altura de donde se extraen los datos (V1).

0 0.37 # 0.088 · %&- 1 # 0.088 · %& 1 10

Todas estas fórmulas son útiles cuando obtenemos las medidas procedentes de la

torre de medición, que es el dispositivo que se usa para obtener información de

un terreno que es potencialmente rentable para explotar su recurso eólico. Estas

torres recogen datos del viento cada 3 segundos, y hacen medias de la velocidad

cada 10 minutos. El tiempo de recopilación de datos suele ser un año, siendo

fiable para hacer extrapolaciones a 5, 10, 15 o 30 años vista. Las incertidumbres de

las extrapolaciones a lo largo de la vida útil pueden estar por encima del 20%.

Se suelen colocar a tres cuartas partes de la altura del buje del aerogenerador, con

una ubicación representativa de las condiciones de la máquina. La normativa por

la que se rige es IEC 1400-12.


11

Estas torres de medición recogen datos de la velocidad del viento, humedad,

temperatura, etc. Llevan incorporado:

• Termómetro / higrómetro: toma medida de la temperatura y humedad.

• Barómetro: mide la presión.

• Anemómetro: medidas de la velocidad del viento.

• Veleta: dirección del viento.

• “Data logger”: dispositivo de almacenamiento de datos.

Ilustración 6 Torre de medición off-shore

De los registros anemométricos se deducen diferentes curvas, que utilizan para

caracterizar el comportamiento del viento:

• Velocidades anuales clasificadas.

• Frecuencia anual de vientos.

• Duración de calma y de viento improductivo.


12

• Variación del viento en función de la estación.

• Energía disponible por meses.

• Reparto energético según velocidad.

• Viento según su dirección.

También es útil la información que proporciona la rosa de los vientos, que indica el

porcentaje de tiempo en un periodo dado que el viento sopla en una determinada

dirección. Esté método informa sobre la orientación pero no sobre el módulo de la

velocidad.

Ilustración 7 Rosa de los vientos

Es muy útil para la toma de decisiones con respecto al sistema de orientación de la

máquina.


13

Son comunes las descripciones temporales del viento, que informan sobre las

ráfagas de viento, su duración etc.

Ilustración 8 Descripción temporal del viento

Para hacer un correcto estudio de la zona y del viento, es necesaria la

combinación eficiente de todas las herramientas mencionadas, además de uso de

métodos computacionales potentes capaces de modelar los efectos físicos que

afectan al flujo del viento, así como la resolución de las ecuaciones que lo rigen.

Entre estos métodos se encuentran el CFX y WASP.


14

1.4 Ventajas y desventajas energía eólica.

Emplear los recursos del viento para la generación de potencia eléctrica presenta

ventajas y desventajas. Por un lado, la fuente de energía es gratuita, inacabable y

no contaminante, así como disponible día y noche. El equipamiento necesario no

es especialmente caro y tiene bajos costes de mantenimiento. Por otro lado, la

potencia de origen eólico no es fácilmente ajustable, requiere un cierto control y

su aprovechamiento económico depende del emplazamiento geográfico concreto.

Asimismo, la fiabilidad de las turbinas eólicas exige un diseño más específico que

otros tipos de generadores y la disponibilidad de selección en cuanto a tamaño está

limitada. Sin embargo, haciendo balance de las ventajas y los retos a superar, la

potencia de origen eólico es una forma viable de reducir el consumo de

combustibles.

Ventajas de la energía eólica:

• Es un tipo de energía renovable ya que tiene su origen en procesos

atmosféricos debidos a la energía que llega a la Tierra procedente del Sol.

• Es una energía limpia ya que no produce emisiones atmosféricas ni

residuos contaminantes.

• No requiere una combustión que produzca dióxido de carbono, por lo

que no contribuye al incremento del efecto invernadero ni al cambio

climático.

• Puede instalarse en espacios no aptos para otros fines, por ejemplo en

zonas desérticas, próximas a la costa, en laderas áridas y muy empinadas

para ser cultivables.

• Puede convivir con otros usos del suelo, por ejemplo prados para uso

ganadero o cultivos bajos como trigo, maíz, patatas, remolacha, etc.

• Crea un elevado número de puestos de trabajo en las plantas de

ensamblaje y las zonas de instalación.

• Su instalación es rápida, entre 6 meses y un año.


15

• Su inclusión en un sistema ínter ligado permite, cuando las condiciones

del viento son adecuadas, ahorrar combustible en las centrales térmicas

y/o agua en los embalses de las centrales hidroeléctricas

• Su utilización combinada con otros tipos de energía, habitualmente la

solar, permite la auto alimentación de viviendas, terminando así con la

necesidad de conectarse a redes de suministro, pudiendo lograrse

autonomías superiores a las 82 horas, sin alimentación desde ninguno de

los 2 sistemas.

• Posibilidad de construir parques eólicos en el mar, donde el viento es

más fuerte, más constante y el impacto social es menor, aunque aumentan

los costes de instalación y mantenimiento. Los parques offshore son una

realidad en los países del norte de Europa, donde la generación eólica

empieza a ser un factor bastante importante.

Desventajas de la energía eólica:

• El aire al ser un fluido de pequeño peso específico, implica fabricar

máquinas grandes y en consecuencia caras. Su altura puede igualar a la de

un edificio de diez o más plantas, en tanto que la longitud de sus palas

puede alcanzar hasta 60 metros, lo cual encarece su producción.

• La energía eólica produce un impacto visual inevitable, ya que por sus

características precisa unos emplazamientos que normalmente resultan ser

los que más evidencian la presencia de las máquinas (cerros, colinas,

litoral). En este sentido, la implantación de la energía eólica a gran escala,

puede producir una alteración clara sobre el paisaje, que deberá ser

evaluada en función de la situación previa existente en cada localización así

como su impacto medioambiental.


16

• Impacto sobre la avifauna: principalmente por el choque de las aves

contra las palas, efectos desconocidos sobre modificación de los

comportamientos habituales de migración y anidación.

• Impacto sonoro: el roce de las palas con el aire produce un ruido

constante, la vivienda más cercana deberá estar al menos a 200 m.

También produce contaminación acústica la caja multiplicadora.

1.5 Generación eólica. Evolución en nuestro país.

La energía eólica, transformada en energía mecánica ha sido históricamente

aprovechada, pero su uso para la generación de energía eléctrica es más reciente,

existiendo aplicaciones de mayor escala desde mediados de la década de los

setenta, en respuesta a la crisis del petróleo y a los impactos ambientales

derivados del uso de combustibles fósiles. La extrema dependencia de éstos, y el

incremento de la demanda energética hacen necesaria la aparición en el mix

energético de otro tipo de generación de energía, respetuosa con el medio

ambiente: las energías renovables. El viento es una de las principales fuentes de

energía renovable, a diferencia de los combustibles ésta es una fuente de energía

inagotable, y en plena expansión. Su rápido desarrollo está relacionado con la

necesidad de aumentar la producción eléctrica debido a la creciente demanda

generada por el incremento de la población mundial y del nivel de vida de los

países desarrollados, que fijan la electricidad como su principal fuente de energía.

La utilización de la energía eléctrica está presente en casi todas las actividades que

se desarrollan habitualmente en los países que tienen un alto desarrollo

económico, previéndose para los próximos decenios un gran crecimiento del

consumo eléctrico en el resto de los países del planeta. De hecho, uno de los

índices económicos generalmente empleados a la hora de evaluar la situación

económica de un país, es precisamente la relación entre el consumo de energía

primaria y su crecimiento anual (PIB), denominado Intensidad energética. En el

caso de nuestro país, la evolución de este indicador implica una convergencia con


17

las tendencias registradas en los últimos años en cuanto a mejora de la eficiencia

energética a nivel de la media europea, así como de países de nuestro entorno

geográfico.

Ilustración 9 Intensidad primaria en España y UE

Distinto es el caso de los países no industrializados, o menos desarrollados, donde la

falta de sistemas de distribución y la carencia de recursos para afrontar las enormes

inversiones necesarias, modifican el enfoque. En muchos de estos países el interés

se focaliza en la urgente necesidad de cubrir demandas insatisfechas y potenciar el

desarrollo regional. Esto a motorizado el desarrollo de máquinas eólicas de menor

porte que, experiencias mediante, han demostraron ser competitivas.

En España, a 31 de diciembre de 2009, la capacidad de energía eólica era de

18.263 MW(18,5 % de la capacidad del sistema eléctrico nacional), cubriendo

durante ese año el 13 % de la demanda eléctrica siendo así el tercer país en el

mundo en cuanto a potencia instalada, por detrás de Alemania y EEUU. Además,

desde el 2009 se trata asimismo de la tercera fuente de energía tras superar a la

generada mediante carbón.


18

España producía a mediados de 2007, el 20 % de la energía eólica mundial. Desde la

década de 2000 ha sufrido un aumento espectacular, incentivada por una

legislación que estimulaba fuertemente las inversiones en este sector. En 2005,

el Gobierno de España aprobó una nueva ley nacional con el objetivo de llegar a los

20.000 MW de producción en 2012. El plan energético español prevé generar el

30% de su energía a partir de las energías renovables hasta llegar a los 20,1 GW en

2010 y los 36 GW en 2020. Se espera que la mitad de esta energía provenga del

sector eólico, con lo que se evitaría la emisión de 77 millones de toneladas de

dióxido de carbono a la atmósfera .

Desde mediados de los años 90, la evolución de la potencia instalada eólica ha

aumentado espectacularmente desde un 1,54 % en 1998, a un 17,6 % diez años

después, en 2008

Ilustración 10 Potencia eólica anual instalada


19

La penetración de la eólica en la cobertura de la demanda eléctrica ha sido

constante, consiguiendo una cobertura de la demanda eléctrica del 13% en el

último año.

Ilustración 11 Porcentaje de cobertura de demanda

Así, en días particularmente ventosos, cómo el 20 de marzo de 2007:

• La generación eólica aportó un 40% de la generación eléctrica total en

España, por encima del resto de las fuentes.

• Las plantas nucleares el 20,7% de la producción total.

• Las térmicas de carbón, el 15,5%.

• Las centrales hidráulicas, el 15,32%.

• Las plantas de ciclo combinado el 11,8%.

De esta forma se demuestra el crecimiento de este sector energético, que de

momento, no tiene límites.

La energía eólica incrementa además su peso en el conjunto de las energías

renovables en el que ya supone el 84,3%, seguida muy de lejos por la hidráulica con


20

10,5%, la biomasa con un 2,3% y la solar con un 2,3%, como se puede apreciar en el

siguiente gráfico.

Ilustración 12 Peso en porcentaje de las renovables

En cuanto a la demanda enérgetica total, el peso de la eólica supone el 14.3 %

Ilustración 13 Peso de la eólica respecto del total


21

1.6 La generación offshore

La energía eólica marina es, al igual que la eólica terrestre, una aplicación de la

fuerza producida por el viento. La diferencia respecto a la obtenida en tierra radica

en que los aerogeneradores se ubican mar adentro. Su coste de instalación es muy

superior al de las zonas terrestres, pero también su vida útil es mayor. Además, los

costes de las cimentaciones y anclajes han disminuido de forma espectacular en los

últimos años, con lo que el precio del MW de potencia se está igualando al de otras

energías renovables. Dinamarca es el país que inició la energía eólica marina y en

sus mares se encuentran en la actualidad los mayores parques offshore. Esta

manera de obtención de energía cuenta además con el beneplácito de

organizaciones ecologistas como Greenpeace, que apuestan por ella por su carácter

renovable y su escasa incidencia en el ecosistema.

La energía eólica marina tiene, según los expertos, un futuro prometedor, sobre

todo en países con una alta densidad de población que reduce las posibilidades de

hallar un emplazamiento apropiado en tierra. En el mar, el viento se encuentra con

una superficie de baja rugosidad, lo que implica que la velocidad del viento no

experimenta grandes cambios y se puede aprovechar mejor su energía. Así, pueden

emplazarse torres más bajas que en la superficie terrestre. Además, el viento es,

por lo general, menos turbulento que en tierra, con lo que se amplía el periodo de

trabajo útil de un aerogenerador. La baja turbulencia del mar se debe, ante todo, al

hecho de que las diferencias de temperatura a distintas altitudes de la atmósfera

que se producen sobre el mar son inferiores a las de tierra adentro.

En la actualidad los parques offshore, se sitúan en aguas poco profundas, alejados

de las rutas marinas comerciales, de los emplazamientos militares y de los espacios

de interés natural u ornitológico. La distancia de la costa debe ser como mínimo de

dos kilómetros para aprovechar mejor el régimen de vientos, de características

diferentes a los que llegan a tierra.


22

En un principio, los anclajes de los aerogeneradores se efectuaban con hormigón a

través de la cimentación por gravedad, es decir, con la construcción en un dique

seco de grandes estructuras que después se fijaban en el emplazamiento elegido y

se rellenaban con grava y arena. Un diseño posterior, el monopilote, consiste en

una perforación del lecho marino, de un diámetro de 3,5 a 4,5 metros y una

profundidad de 10 a 20 metros, en la que se introduce un gran cilindro metálico que

sirve de base a la torre. Los parques eólicos se conectan a tierra por cables

submarinos enterrados para reducir el riesgo de daños ocasionados por equipos de

pesca, anclas, etc. En zonas estratégicas del parque se colocan, entre otras

instalaciones de servicio, centros de transformación que convierten la baja o media

tensión en alta para favorecer así el transporte hasta la costa. Una vez en tierra, tan

sólo resta conectar la línea eléctrica con la red de distribución existente.

Los aerogeneradores marinos no tienen un efecto significativo en la vida de las aves

acuáticas. Esta es la conclusión de dos experimentos realizados en Dinamarca, con

los que se pudo comprobar que las aves se mantenían a una distancia segura de las

turbinas y, por otro lado, que los rotores que giran no las ahuyentaban de sus áreas

de alimentación.

El primer parque eólico marino, compuesto por 11 aerogeneradores, se construyó

en Dinamarca en 1991 en el mar Báltico y, en 2002, tras la puesta en marcha de

varios parques con distinta potencia, se inauguró el parque de Horns Rev, el más

grande del mundo con 80 aerogeneradores y con una potencia instalada de 160

MW.

Tras los años de uso de energía eólica marina en Dinamarca se puede concluir que,

aunque se ha requerido una importante inversión económica, la producción de

electricidad es más estable y un 20% superior a la energía eólica terrestre. Además,

la vida útil del parque, con un buen mantenimiento, puede llegar a duplicarse. En la

actualidad el 50% del consumo eléctrico familiar danés proviene de este tipo de

energía. En el resto de Europa destacan algunos proyectos, entre los que se


23

encuentra la instalación en el Reino Unido de 3.000 aerogeneradores en sus costas

este y oeste con capacidad para abastecer al 15% de la población británica. En

Alemania se prevé la instalación de 60.000 MW antes de 2025 e Irlanda ha

aprobado la construcción del mayor parque eólico del mundo en el mar de Irlanda,

con una producción de 520 MW, equivalente al 10% de las necesidades energéticas

del país.

España destaca en el panorama internacional por su uso de la energía eólica

terrestre. Además de ser la energía renovable en la que más ha despuntado,

nuestro país es el segundo con mayor potencia instalada. Sin embargo, todavía no

ha situado ni un solo generador mar adentro. Según Greenpeace, en la Península

Ibérica sería posible crear por este medio 25.000 MW de potencia hasta el año

2030, con lo que se evitaría la emisión anual de unos 25 millones de toneladas de

CO2.

En España hay varios enclaves marinos estratégicos para este fin, como el Estrecho

de Gibraltar, el cabo de Creus, el delta del Ebro o zonas de la costa gallega, pero, en

general, la costa española no es muy adecuada por la gran profundidad de sus

mares. Existe un proyecto, de un coste estimado de 1.650 millones de euros, que

consiste en instalar aerogeneradores a unos 18 kilómetros del cabo de Trafalgar,

entre Barbate y Conil en Cádiz, con una potencia de 1.000 MW (sumaría tan sólo el

0,1% de la energía renovable española). A él se oponen por un lado los

representantes de la flota de Barbate y Conil, ya que entienden que supone un

riesgo para la pesca artesanal y las rutas migratorias de los atunes y, por otro, las

autoridades locales, que mantienen que el impacto visual retraerá a los turistas.

24

2

Aerogeneradores:

Tipos,

componentes y

funcionamiento

Aerogeneradores: tipos, componentes y funcionamiento

25

2.1 Tipos de aerogeneradores.

Un aerogenerador consiste en un rotor o turbina eólica que convierte la energía

cinética del viento en potencia sobre un eje giratorio, un sistema de generación que

convierte esa potencia en electricidad y un cierto número de componentes

auxiliares necesarios para un adecuado funcionamiento del conjunto.

Una primera clasificación de las turbinas eólicas se puede realizar atendiendo al tipo

de rotor eólico y la disposición de su eje de giro. Así las turbinas se clasifican en

turbinas con rotor de eje vertical y turbinas con rotor de eje horizontal.

2.1.1 Rotores de eje vertical o tipo WAUTs1

No son los más habituales debido a su escasa capacidad para producir energía. Su

principal característica es que su eje de rotación se encuentra en posición

perpendicular al suelo. Son más económicos que los de eje horizontal, al ahorrarse

gran parte de infraestructura. No necesitan ningún sistema de orientación activo

para captar la energía contenida en el viento. Como ventaja añadida, con respecto a

las turbinas de eje horizontal, el tren de potencia y el generador eléctrico están

dispuestos a nivel del suelo. Los diseños más conocidos son los rotores tipo Darrieus

y los tipo Savonious.

2.1.1.1 Rotores Darreius.

Deben su nombre a una patente americana de 1931 por el ingeniero G.J.M

Darrieus. Constan de dos o más palas dispuestas como la forma que toma la

cuerda sujeta por sus extremos y sometida a un movimiento giratorio. Su

rendimiento y velocidad de giro son comparables a las turbinas de eje horizontal,

sin embargo presentan inconvenientes tales como: ausencia de par de arranque,

lo que hace indispensable motorizar la turbina para que comience a girar y empleo

de tensores adicionales para garantizar la estabilidad estructural de la

máquina. Las velocidades del viento cerca del nivel del suelo son muy bajas, por lo

que a pesar de que puede ahorrase la torre, sus velocidades de viento serán muy

bajas en la parte más inferior de su rotor, debido al perfil de velocidad del viento.


26

Cada una de las palas de este tipo de aerogenerador está sometida a fluctuaciones

de par elevadas debido al efecto sombra de la torre1.

Ilustración 14 Aerogenerador Darreius

2.1.1.2 Rotores tipo Savonious.

Este tipo de turbina fue desarrollada en Finlandia por S.J. Savonious. Tienen la

ventaja de ofrecer par de arranque y son sencillos en su construcción, pero su bajo

rendimiento y su reducida velocidad de giro hacen que sus aplicaciones se hayan

reducido al bombeo de pistón.


27

Ilustración 15 Aerogenerador Savonious

2.1.2 Rotores de eje horizontal o tipo HAWTs1

Son los más habituales. Su principal característica, es que su eje de rotación se

encuentra en paralelo al suelo y a la dirección del viento. Son más costosos que los

de eje vertical y además sus aspas no soportan grandes velocidades. La velocidad de

giro de éstas turbinas sigue una relación inversa al número de sus palas, o de forma

más precisa al parámetro denominado solidez que indica el cociente entre la

superficie ocupada por las palas y el área barrida por las mismas. Se pueden

clasificar en aeroturbinas lentas o multipala y aeroturbinas rápidas o o tipo hélice.

2.1.2.1 Aeroturbinas lentas

El número de palas puede variar de 6 a 24, por lo que poseen una solidez elevada.

El diámetro es pequeño comparado con las rápidas, del orden de 3 a 10 metros.

Presentan altos pares de arranque y bajas velocidades de giro. La velocidad lineal

en la punta de la pala de estas máquinas es del orden de la velocidad del viento

incidente, por lo que su aplicación fundamental ha sido la de bombeo de agua, y

no la de generación eléctrica debido al bajo régimen de giro.

1 Horizontal Axis Wind Turbines


28

Ilustración 16 Aerogenerador multipala

2.1.2.2 Aeroturbinas rápidas

La velocidad lineal en la punta de la pala de éstas máquinas varía con un margen

de 6 a 14 veces la velocidad del viento incidente en condiciones de diseño, es lo

que las hace aptas para la generación de energía eléctrica, ya que el elemento

mecánico que acondiciona la velocidad de giro de la turbina con la velocidad de

giro del generador (la caja multiplicadora), es menor en tamaño y coste. El par de

arranque es pequeño y la solidez baja. La velocidad de arranque es reducida, a

partir de los 3 m/s y trabajan a potencia nominal con velocidades de viento

próximas a los 15 m/s para las máquinas más actuales. Los más comunes son los

tripala, llegando a barrer áreas de más de 100 metros por parte del rotor, aunque

dentro de este tipo de turbinas también incluimos los monopala y bipala.

Monopala: Tienen menor coste debido al ahorro de material, aunque su peso es

similar al bipala debido a la necesidad de usar un contrapeso por cuestiones de

equilibrio. Hacen mucho ruido y su estabilidad estructural es reducida, a causa de

las vibraciones.


29

Ilustración 17 Aerogenerador monopala

Bipala: También son más económicos que los tripala por el ahorro de material.

Presentan inconvenientes similares a los monopala en cuanto a ruido y

vibraciones.

Tanto los monopala como los bipala poseen velocidades de giro de diseño

elevadas, lo que permite que la relación de multiplicación en la multiplicadora sea

menor, aspecto que se discutirá en profundidad en el capítulo 3, como tema

principal de este proyecto.


30

Ilustración18 Aerogenerador bipala

Tripala: son los más habituales, y en los que se han centrado todos los esfuerzos

de diseño y desarrollo. La rotación es más suave, y su disposición de las palas

permite un mayor equilibrio y menores esfuerzos. El momento de inercia es

mayor, y se reduce el ruido y las vibraciones, por lo que ganan estabilidad.

Ilustración 19 Aerogenerador tripala

2.1.3 Clasificación según el tipo de disposición

Otra clasificación que se puede realizar es según la disposición del rotor frente a la

velocidad del viento incidente, distinguiéndose entre configuración a barlovento y

sotavento.

Barlovento: Las máquinas con rotor a barlovento tienen el rotor de cara al viento. La

principal ventaja de los diseños corriente arriba es que se evita el abrigo del viento

tras la torre (efecto sombra). La gran mayoría de los aerogeneradores tienen este


31

diseño. Por otro lado, también hay algo de abrigo enfrente de la torre, es decir, el

viento empieza a desviarse de la torre antes de alcanzarla, incluso si la torre es

redonda y lisa. Así pues, cada vez que el rotor pasa por la torre, la potencia del

aerogenerador cae ligeramente.

El principal inconveniente de los diseños corriente arriba es que el rotor necesita ser

bastante inflexible, y estar situado a una cierta distancia de la torre (como muchos

fabricantes han averiguado de su coste). Además, una máquina corriente arriba

necesita un mecanismo de orientación para mantener el rotor de cara al viento.

Sotavento: Las máquinas con rotor a sotavento tienen el rotor situado en la cara a

sotavento de la torre. La ventaja teórica que tienen es que pueden ser construidos

sin un mecanismo de orientación, si el rotor y la góndola tienen un diseño

apropiado que hace que la góndola siga al viento pasivamente. Sin embargo, en

grandes máquinas ésta es una ventaja algo dudosa, pues se necesitan cables para

conducir la corriente fuera del generador. Es necesaria la instalación de anillos

rozantes y colectores mecánicos que no son muy buena idea si se está trabajando

con corrientes elevadas.

Una ventaja más importante es que el rotor puede hacerse más flexible. Esto

supone una ventaja tanto en cuestión de peso como de dinámica estructural de la

máquina, es decir, las palas se curvarán a altas velocidades del viento, con lo que le

quitarán parte de la carga a la torre.

El inconveniente principal es la fluctuación de la potencia eólica, debida al paso del

rotor a través del abrigo de la torre. Esto puede crear más cargas de fatiga en la

turbina que con un diseño a barlovento. Durante la orientación se generan

esfuerzos transitorios elevados ya que el proceso de giro del rotor eólico no está

controlado, y por la conicidad de las palas en la rotación. El ángulo de conicidad es

el ángulo que forma el eje longitudinal de la pala con respecto al plano normal del

eje de giro del rotor. Esta disposición de la pala hace que las fuerzas centrifugas

originadas en la pala contrarresten los esfuerzos aerodinámicos de empuje.


32

Ilustración 20 Disposición a sotavento

2.2 Principio de funcionamiento

La energía eólica es la energía cinética del viento. Acorde con la teoría de fluidos,

se tendrán en cuenta las siguientes suposiciones:

1. Supone al aire como un fluido ideal, sin viscosidad en todo el campo fluido

excepto en las proximidades inmediatas del rotor.

2. El movimiento en todo el campo fluido es subsónico y a muy bajos

números de Mach, con lo cual se puede considerar al aire como un fluido

incomprensible y, por tanto, con densidad constante en todo el campo

fluido.

3. El movimiento del fluido es estacionario, es decir, sus variables

termodinámicas no dependen del tiempo pero si del espacio.

4. No tiene en cuenta la velocidad de giro del rotor ni la de giro del fluido en

la estela, y los vectores de velocidad son siempre paralelos al eje de simetría

del tubo de corriente.

5. Contempla al rotor como un disco poroso según la teoría del disco de

Froude.

6. Las magnitudes empleadas para representar las variables fluidas en una

determinada sección recta cualquiera al tubo de corriente, son magnitudes

equivalentes a la sección y uniformes en toda ella.


33

Sea un aerogenerador inmerso en el seno de una corriente de aire. La velocidad en

la sección A1 en el infinito aguas arriba es la velocidad incidente del viento V1, por

definición. Se aprecia que a medida que se aproxima al rotor, viniendo de la sección

A1, la velocidad va decreciendo paulatinamente, de manera que cuando llega a la

propia sección A del rotor la velocidad vale V y su módulo es menor que V1. La

velocidad sigue decreciendo progresivamente aguas abajo, hasta llegar a la sección

A2, donde la velocidad vale V2, siendo su módulo menor que el de la velocidad V.

Ilustración 21 Tubo de corriente que circunda la aeroturbina

Si se estudia la presión, se observa que la variación a lo largo del tubo de corriente

es muy distinta a la de la velocidad. La presión en la sección A1 vale P1, que es la

presión atmosférica del aire en el infinito aguas arriba. A medida que el flujo de aire

se aproxima hacia el rotor, la presión comienza a subir progresivamente hasta valer

P+ en la cara anterior al rotor, por lo que hay una sobrepresión respecto a la

atmosférica P1 en dicha cara. A continuación, a través del rotor hay un salto de

presiones y la presión decrece a un nivel por debajo de la atmosférica, siendo su

valor P- en la cara posterior del rotor. Aguas abajo, la presión crece siempre

progresivamente hasta alcanzar en la sección A2 el valor P2, que es igual a P1.


34

Ilustración 22 Variación presión en el tubo de corriente

Además hay que considerar que en el disco y debido precisamente a esas

diferencias de presiones, se produce una fuerza resultante T que denominaremos

fuerza de empuje, y que lleva la dirección de la velocidad V del viento y el sentido de

la misma.

Si se plantean las ecuaciones pertinentes.

Conservación del gasto másico:

El caudal másico se ha de mantener a lo largo del tubo de corriente.

2 3 · 45 · 65 3 · 47 · 67

- · 8 -. · 8. - · 8

Siendo A el área barrida por el rotor eólico A π ;<= y V la velocidad del viento a su

paso por la turbina.


35

Cantidad de movimiento:

La fuerza del disco sobre el fluido en la dirección del viento (–T) tiene que igualar a

la diferencia de flujos de cantidad de movimiento entre la salida y la entrada del

tubo de corriente, secciones 2 y 1: > #? -. # - @ · 8 · --. # -

Energía :

Corresponde a la aplicación de Bernouilli entre A1 y A, y entre A y A2, donde se

establece como la presión total se conserva entre la sección y la sección

inmediatamente anterior a la turbina y de igual manera, entre la sección posterior y

la sección 2.

A B 12 @ · - . AD B 12 @ · -.

A B 12 @ · -. A B 12 @ · -..

A través de la turbina no se conserva la presión total, precisamente la pérdida de

presión total corresponde a la energía que se extrae del viento.

Equilibrio del Disco:

El disco está estático, luego la suma de fuerzas sobre él ha de ser nula, entonces: > AD # A · 8

Que corresponde con la resta de las ecuaciones de Bernoulli, pudiendo expresarse

también como:

> 12 @ · E- . # -..F

Alternativamente se puede estimar la fuerza sobre la aeroturbina aplicando

conservación global de cantidad de movimiento al volumen de control formado por

el tubo de corriente que circunda la aeroturbina y las secciones 1 y 2 de entrada y

salida.

> @π D.4 · V · V # V.


36

Por lo tanto igualando ecuaciones podemos demostrar el teorema de Froude que

dice que la velocidad al paso por la turbina es:

- - B -.2

Es decir, el aire se frena la mitad antes de pasar por la turbina y la otra mitad

después. La potencia mecánica que se extrae del aire es el resultado de la energía

cinética que éste pierde a su paso por la turbina.

JK L@π D.4 · VM · *12 - . # 12 -..+

[1]

Donde el primer factor representa la masa de aire que atraviesa la turbina por

unidad de tiempo, y el segundo la energía cinética que pierde el aire por unidad de

masa.

2.2.1 Factores que influyen en las características del viento. Parámetros

adimensionales más importantes.

Un factor importante es la distancia entre aeroturbinas. Los efectos de una máquina

sobre otra se hacen sentir en la estela aguas abajo, en la dirección del viento

incidente. El defecto de velocidad que genera la turbina puede decaer a menos de

un 10% de la velocidad inicial si situamos la siguiente máquina a una distancia del

orden de 6 a 10 veces el diámetro del rotor. En dirección perpendicular al viento la

influencia de la estela es menor, siendo aceptable la colocación a distancias de 2 a 3

veces el diámetro.

La característica que más influye en la estela es la fuerza de empuje del viento.

Dicha fuerza frena el aire y da origen a la citada estela. Cuanto mayor sea más

intensa es la estela.

De esta forma se define el coeficiente de empuje como:

NO >12 @π D.4 · V.


37

Siendo V la velocidad a la altura del buje y T la fuerza de empuje. Este coeficiente

disminuye a medida que aumenta la velocidad del viento.

A veces se suele dar en su lugar el factor de velocidad inducida a que está

relacionado con Ct según la expresión:

P 1 # Q1 # NO2

Para Ct ≤1, a< 1 / 2

2a indica el tanto por uno de velocidad que pierde el viento a su paso por la turbina.

Si se observa de nuevo la ecuación de Bernoulli y se expresa en función de este

factor, vemos que el óptimo (derivando Pm e igualando a cero) se encuentra para a

= 1/3

Llegando a una serie de transformaciones a: 12 @π D.4 · VR · 1627 PT

Este resultado se suele expresar de forma adimensional según el factor el

coeficiente de potencia:

NU JK12 @π D.4 · VR Indica el tanto por uno que se aprovecha de la potencia asociada a la energía

cinética que pasa por la turbina si esta estuviese circundada por un tubo de

corriente que fuese un cilindro con generatrices rectas y paralelas al viento

incidente. Aprovechar toda la energía es imposible, ya que el aire al perder energía

cinética se tiene que decelerar, y por el principio de conservación de la masa tiene

que abrirse el tubo, de manera que la sección de captación del aire siempre será

más pequeña que la de la turbina. El máximo valor de Cp será 16/27 y se conoce

como límite de Betz, es decir, una turbina eólica puede convertir en energía

mecánica un 59.26% de la energía cinética del viento que incide sobre ella.


38

Otro parámetro importante es la velocidad específica λ, que se define como el

cociente entre la velocidad de la punta de la pala y la velocidad del viento.

λ ω · D2 · V

En muchas situaciones el efecto de la viscosidad, dado por el inverso del número de

Reynolds (µ/ρVD) y el de la rugosidad relativa en la superficie de las palas son poco

importantes ya que sus valores son muy pequeños. Además la máquina suele estar

alineada con el viento con lo que ψ (ángulo de guiñada) es cero. Se puede

considerar que el coeficiente de potencia depende de λ y de β (ángulo de paso de la

pala). Éste último parámetro se analizará más adelante por su influencia en la

regulación de potencia del aerogenerador.

Ilustración 23 Familia de curvas de Cp

Otro parámetro importante es el par, cuyo número adimensional asociado es Cq.

NX Y12 @π DR8 · V.


39

Al ser la potencia el producto del par por la velocidad angular (Pm = Mω) también se

puede expresar como:

Cq = Cp/λ

2.3 Perfiles aerodinámicos

Se comentarán los aspectos aerodinámicos más relevantes necesarios para conocer

el funcionamiento de las aeroturbinas.

La fuerza sobre la pala de un aerogenerador es el resultado de la acción de la

velocidad relativa del aire sobre ella. Dicha velocidad es la composición de la

velocidad relativa del viento y de la velocidad de giro de la pala. Las fuerzas que se

generan son de sustentación, normales a la velocidad relativa y fuerzas de arrastre,

paralelas a dicha velocidad relativa. Los aerogeneradores se basan en el principio de

sustentación aerodinámica, que ofrece:

I. Mayor coeficiente de potencia

II. Mayores velocidades de giro, lo que supone menores relaciones de la caja de

multiplicación.

III. Menor empuje sobre la máquina, con los que las cargas y los efectos de

estela son menores.

Ilustración 24 fuerzas de sustentación y arrastre


40

La fuerza sobre el perfil es principalmente de sustentación, tiene la dirección

perpendicular a la velocidad relativa, denominándose L (Lift). Es inevitable que

exista una fuerza de arrastre opuesta a la velocidad relativa denominada D (Drag).

La contribución del perfil a la fuerza motriz que tira de la pala en la misma en la

dirección de giro, y contribuye por tanto a generar energía es % sin ] # ^ cos ]. De

esta expresión se deduce el interés de tener perfiles que den máximo L y mínimo D.

Actualmente un buen perfil alcanza relaciones L/D mayores a 100.

La aparición de la fuerza de sustentación es explicada por los teoremas de

conservación de circulación, que no trataremos por la envergadura de la

demostración teórica. En resumen se puede decir, que debido a la forma

aerodinámica de la pala, el flujo al final de la misma se desprende formando un

torbellino, y por lo tanto un flujo circulatorio alrededor del perfil de la pala. La

intensidad del torbellino desprendido debe ser tal que al superponer los campos de

velocidades el fluido abandona suavemente la esquina trasera. Al superponer estos

campos, en la parte superior las velocidades son en la misma dirección y por tanto

suman, mientras que debajo son en sentido contrario y restan. Por la parte superior

hay velocidades mayores que por debajo, y consecuentemente, mediante la

aplicación de la ecuación de Bernoulli, habrá mayores presiones debajo que arriba,

con lo que se explica la aparición de la fuerza de sustentación.

2.3.1 Coeficientes de sustentación y arrastre

Estas fuerzas dependen de:

• Las características del aire incidente que son: densidad, viscosidad,

velocidad relativa y el ángulo de ataque (al variarlo regulamos la potencia

como se verá más adelante.).

• Tamaño del perfil, dado por su cuerda o longitud del perfil.

• Forma del perfil, fundamental en la influencia de la relación L/D

• Rugosidad del perfil debida al material, a la suciedad…


41

Ilustración 25 Perfil de pala

Tomando como variables dimensionalmente independientes ρ, W,c, μ , y

adimensionalizando con ellas α, k mediante el uso del teorema de Π, tendremos las

siguientes dependencias funcionales:

Cc L12 · ρ · W. · c

C; D12 · ρ · W. · c

Las fuerzas L y D son en realidad fuerzas por unidad de longitud.


42

Ilustración 26 Curva CD -α

Ilustración 27 Curva CL - α


43

Normalmente para valores del ángulo de ataque menores de 15° la capa límite

permanece adherida al perfil, y el flujo desliza suavemente a su alrededor sin

formación de remolinos, aunque ese valor límite depende de la forma del perfil.

El ángulo de ataque para el cual la sustentación es nula, vale cero para perfiles

simétricos, que son aquellos en los que la parte superior e inferior del perfil se

distribuye simétricamente alrededor de la cuerda media. Estos perfiles se suelen

usar cuando la corriente relativa al perfil puede incidir con igual probabilidad por los

dos sentidos, como sería el caso de máquinas de eje vertical. Para el caso de las

turbinas eólicas de eje horizontal que será el caso a estudiar, la dirección de la

incidencia no cambia apreciablemente, por lo tanto se usan perfiles asimétricos.

Estos perfiles dan mayores valores del cociente L/D. El ángulo de incidencia o

ataque es positivo si la corriente le entra al perfil apuntando a la parte cóncava de la

línea media. El angulo para el cual la sustentación es nula (α0) es negativo (oscila de

0 a -4), por lo que CL es positivo para el ángulo de ataque nulo. El coeficiente CD por

otro lado suele mantenerse muy pequeño, menor de 0.01 para valores de CL

menores a 1.2, y se incremente espectacularmente a medida que CL se acerca a su

máximo donde puede llegar a valer entre 0.1 y 0.2. La máxima relación entre ambos

coeficientes se suele dar para valores de CL cercanos a 0.7.

A continuación se muestra las formas típicas de perfiles y sus características.

Ilustración 28 Formas típicas del perfil de pala


44

2.3.1.1 Zona de corriente desprendida. Perfil con entrada en pérdidas

Para valores del ángulo de ataque ligeramente mayores que aquel en el que se

alcanza el valor máximo del coeficiente CL, comienza la zona de corriente

desprendida caracterizada por:

• En la parte superior del perfil, aparece una zona de recirculación que

empieza en el borde delantero del mismo.

• Al destruirse la forma del campo de velocidades, la fuerza de

sustentación decae bruscamente.

• El coeficiente de resistencia aumenta, asimilando el comportamiento de

la pala como el de una placa plana.

• Los torbellinos que se generan no son estacionarios, pudiendo

desprenderse a altos ángulos de ataque dando lugar a cargas alternativas

y vibraciones.

Este comportamiento puede tener especial interés para controlar la máxima

potencia que puede producir una turbina eólica.

Al aumentar la velocidad del viento aumenta el ángulo de ataque sobre el perfil, y si

este entrase en pérdidas, la caída de CL podría usarse para compensar el

incremento de potencia debida al aumento de la velocidad del viento. También es

posible disminuir CL con un control activo, cambiando el ángulo de ataque a base de

girar la pala y cambiar el ángulo de paso θ. Esto se puede llevar a cabo de dos

formas, disminuyendo el ángulo de ataque en la zona de corriente adherida, o

aumentándolo para que el perfil entre en pérdida.

Se buscan perfiles para los que las condiciones de entrada en perdida no cambien

con la suciedad y deterioro del perfil y que tenga un valor máximo de CL, que

aunque no sea muy grande sea estable.

Ilustración 29 Desprendimiento capa límite


45

Ilustración 30 Curva de potencia


2.3.2 Modelos de cálculo aerodinámico. La teoría del elemento pala

Fue propuesto por Glauert en 1948. A diferencia del disco actuador, en este modelo

se tienen en cuenta efectos adicionales como que el fluido que está en la estela

puede girar, que la fuerza de arrastre D es distinta de cero o efectos como el de la

punta de la pala o la raíz.


46

La pala se divide en N secciones y se calcula la fuerza y par en ellas mediante los

coeficientes CL y CD. Como hipótesis a considerar, no hay interacción entre los

elementos en que se divide la pala, y las fuerzas aerodinámicas solo dependen de

los coeficientes citados.

Ilustración 32 Pala aerogenerador

Ilustración 33 División de la pala en secciones

Tal y como se muestra en la siguiente figura, se supone que en el mismo rotor

aparece una velocidad inducida de rotación, en la dirección opuesta a la de giro de

la máquina, y proporcional a la misma, dada por Ωra´, donde a´ es un coeficiente

similar al coeficiente a (factor de velocidad inducida) llamado factor de velocidad


47

inducida de giro. La explicación es la siguiente: el fluido a su paso por la máquina

ejerce sobre la misma un par motor en el mismo sentido de giro, por reacción en el

fluido aparecerá un par igual y opuesto que comunica la velocidad de giro al fluido

en sentido opuesto al de giro de la turbina. Basándonos en un teorema similar al del

disco actuador de Froude, se supone que la velocidad de giro de la corriente fluida a

su paso por el rotor es la media entre la que existe aguas arriba, que es cero, y la de

aguas abajo. Se supone que tanto a cómo a´ dependen de la posición radial. Los

tubos de corriente empiezan y terminan lo suficientemente lejos de la turbina como

para considerar condiciones uniformes en el flujo de corriente.

La diferencia entre la cantidad de movimiento en dirección paralela al eje de giro

que entra y que sale del volumen de control debe ser igual y opuesta a la fuerza

ejercida por todas las palas sobre el fluido, que a su vez es igual y opuesta a la

fuerza de empuje del fluido sobre la aeroturbina:

% cos ] B ^ sin ]gh i@-1 # P2jhhki- # -1 # 2Pk

Ésta ecuación se extiende al tubo de corriente que abarca la corona circular de

espesor dr. (1-2a) representa la fuerza de empuje por unidad de longitud sobre

cada pala, y N el número de palas.

Si se aplica la conservación del momento cinético al mismo volumen de control:

> % sin ] # ^ cos ]ghh i@-1 # P2jhhki2P´lh.k

Dónde el término entre paréntesis del segundo miembro representa la fuerza

motriz por unidad de longitud sobre cada pala a la distancia r del eje. El primer

corchete del tercer miembro es la masa que atraviesa la corona y el segundo la

diferencia entre el momento cinético del fluido a la salida y a la entrada.

De esta manera se puede obtener integrando el par T y la fuerza de empuje F. La

potencia producida por la máquina será:

JK >l

Al modelo del elemento pala se le suelen aplicar algunas correcciones como la

debida al efecto de la punta de la pala.

En las proximidades del extremo de la pala, al haber en el perfil mayor presión en la

parte inferior que en la superior (lo que daría lugar a la fuerza de sustentación), el

fluido se fuga a través de la punta, circundándola desde la parte inferior a la


48

superior. Esto tendería a igualar las presiones y a que la sustentación sobre el perfil

sea menor. Este efecto se tiene en cuenta mediante el factor Fp que se puede

evaluar por la expresión propuesta por Prandtl:

U 2j · Ph cos mnA L# go # h2h sin ] Mp

Otra corrección importante es la de disco muy cargado, La fuerza de empuje sobre

cada sección viene representada por el coeficiente de empuje. Si el disco está muy

cargado se comporta como si fuese un disco solido rígido colocado

perpendicularmente a la corriente, del que se desprende la capa límite apareciendo

remolinos a sotavento del mismo. Esto ocurre con velocidades de giro de la

máquina muy elevadas.

2.3.3 Parámetros de diseño más relevantes

Existen tres parámetros que se deben elegir con arreglo a otros criterios y factores

ya indicados:

• Número de palas.

• Velocidad especifica λ.

• Relación L/D en el perfil de pala.

A medida que aumentan cualquiera de estos tres parámetros se puede comprobar

por las diferentes relaciones mostradas con anterioridad que el factor de potencia

Cp aumenta, que es lo que interesa. En el límite de que los tres sean infinitos el

coeficiente de potencia alcanzaría el límite de Betz de 16/27. El Cp óptimo

dependiente de éstos parámetros se puede representar por la correlación de

Wilson:

NU 1627 qq B 1.32 B q # 820 .

g. Rr# 0.57 · q.% ^r q B 12g

2.3.3.1 Efecto del número de palas

Cuanto mayor sea el número de palas mayor será el coeficiente de potencia, debido

a que las pérdidas por el efecto de punta disminuyen con el número de palas. Por

otra parte el aumento del número de palas aumenta el coste considerablemente, ya

que la fabricación de las palas es una parte muy cara. Las máquinas modernas

tienen tres palas, ya que un aumento del número de las mismas no conlleva un

incremento significativo del Cp. Por otra parte si N es tres es posible compensar las


49

variaciones de oscilaciones del par que se producen como efecto de la cortadura del

viento, la desalineación de la góndola y otras asimetrías de la velocidad del viento

incidente, además de por razones de equilibrio estructural.

Ilustración 34 Curva del coeficiente de potencia

2.3.3.2 Efecto de la velocidad específica, y la relación L/D

Existe un valor óptimo de λ que depende de N y L/D, y que aumenta con ésta última

relación. Para una relación de L/D = 100 λopt = 8 aproximadamente.

Existe interés en tener valores de λ altos para descargar lo más posible la caja de

multiplicación, es decir cuánto más rápido roten las palas, menores serán las

relaciones de multiplicación de velocidad para alcanzar la del generador. Por otra


50

parte, los valores de óptimos de Cp son mucho más pequeños para relaciones L/D

pequeñas, por lo que es mejor tomar un perfil con la mayor relación posible (nunca

será mucho mayor de 100) y elegir el correspondiente λopt, que como se ha

comentando será próximo a 8. La otra limitación para no tener una velocidad

específica elevada es que no se alcancen velocidades sónicas en la punta de la pala.

En ocasiones, podemos tomar un λ un poco superior, con el cuál no disminuya

significativamente el Cp y así poder descargar más la multiplicadora. Esto será

interesante y comentado cuando se llegue al análisis de la multiplicadora.

2.4 Curvas Potencia-Velocidad. Potencia extraída del viento.

Como se ha comentado en apartados anteriores la potencia disponible del viento

viene fijada por la ecuación:

JtuvU 12 @8-R

De la cual podemos aprovechar según el factor de potencia del aerogenerador:

JwUxy 12 @8-RNU

Como se aprecia, existe una gran sensibilidad de la velocidad del viento. Lo que

realmente interesa es evaluar la producción energética, por lo tanto, entra en juego

el tiempo ya que:

z J · |

La potencia media dependerá de la media del cubo de la velocidad. Existe un factor

importante en este aspecto, denominado factor de potencia eólica (FPE), que es el

cociente entre la media del cubo de la velocidad y la velocidad media al cubo,

evaluado según la expresión:

Jz -R- R

Este factor suele tomar valores comprendidos entre 1,2 y 4, aunque típicamente

ronda un valor cercano a 2. De esta forma, el recurso eólico disponible será:

JtvU 12 @8-R 12 @8- R · Jz Y la producción energética media:


51

JwUxy 12 @8-RNU

Hay que tener en cuenta que:

-RNU ~ -R · NU

Por lo que la producción no es continua para distintos valores de velocidad del

viento.

Se puede establecer ésta dependencia de la potencia que proporciona el

aerogenerador con la velocidad del viento a través de la curva de potencia.


La curva de potencia relaciona la energía eléctrica producida por el aerogenerador

con la velocidad del viento. De este modo, para unas condiciones de viento dadas es

posible determinar la producción anual esperada y la rentabilidad de un proyecto

eólico.

La medida de curva de potencia de un aerogenerador se realiza siguiendo

procedimientos definidos en las normas IEC-61400-12-1 y procedimientos de la red

MEASNET.


52

En caso de terreno complejo es necesaria una calibración de posición de máquina

(site calibration).

Para calcular la curva de potencia es muy importante tener en cuenta varios

factores (densidad del aire, viento, potencia del aerogenerador).

Existe una velocidad mínima del viento para que la máquina produzca potencia, que

es la denominada velocidad de arranque, por debajo de esta velocidad, la máquina

no produce energía. En el diseño de la caja multiplicadora que concierne a este

proyecto, la velocidad de arranque de la máquina es de 3 m/s.

Para velocidades mayores que la de arranque y menores que la velocidad de diseño

o nominal de la máquina, la potencia producida por la máquina aumenta

monótonamente. La velocidad nominal del viento para el aerogenerador diseñado

es de 13 m/s. A esa velocidad se produce la potencia nominal de la máquina, 5MW.

Para velocidades mayores a la de diseño y menores que la velocidad de corte (25

m/s en nuestra máquina), se produce potencia aproximadamente constante, y que

no debe exceder, al menos de forma permanente, la nominal de la máquina

(nuestro aerogenerador puede admitir una sobrecarga del 20%). Esto se puede

conseguir bien por entrada en perdida de los perfiles de las palas modificando

localmente el ángulo θ, llamado ángulo pitch, que regula la potencia aumentando o

disminuyendo el ángulo de ataque α como se verá más adelante.

Para vientos mayores que el de corte de la máquina, el aerogenerador debe estar

parado por razones estructurales, y en posición de bandera para evitar daños

(β=90°).


53

Ilustración 36 posición bandera

2.4.1 Balance de potencia de la máquina.

Ilustración 37 Rendimientos


54

Ilustración 38 Rendiiento eléctrico

2.5 Sistemas de regulación de potencia.

Existen dos tipos de curvas de potencia para los aerogeneradores, dependiendo de

si disponen de un mecanismo de regulación de potencia por velocidad variable o si

carecen de él. Esto es, tenemos aerogeneradores HAWT de paso fijo o de paso

variable.


55

Ilustración 39 Curva potencia aero paso fijo Ilustración 40 Curva de potencia aero paso variable

En la curva de la izquierda la potencia nominal no coincide con la potencia máxima,

y para velocidades de viento elevada, entra en pérdida y la producción energética

decae, debido a que no disponen de un sistema “pitch control”, que consiste en

variar el ángulo de ataque para regular en todo momento la potencia

manteniéndose la máquina en la potencia nominal. Este sistema de control de

potencia pasivo se denomina “stall control”.

2.5.1 Sistema de regulación de potencia pasiva: Stall Control

Los aerogeneradores de regulación (pasiva) por pérdida aerodinámica tienen las

palas del rotor unidas rígidamente al buje y su ángulo de paso no se puede

modificar.

Sin embargo, el perfil de la pala ha sido aerodinámicamente diseñado para asegurar

que, en el momento en que la velocidad del viento sea superior a la nominal, se

creará turbulencia a la salida del perfil de la pala resultado del desprendimiento del

flujo. Esta pérdida de sustentación evita que la fuerza ascensional de la pala actúe

sobre el rotor, disminuyéndose la potencia desarrollada por la turbina.

La pala de un aerogenerador regulado por pérdida aerodinámica está ligeramente

torsionada a lo largo de su eje longitudinal. Esto es así en parte para asegurar que la

pala pierde la sustentación de forma gradual, en lugar de hacerlo bruscamente,

cuando la velocidad del viento alcanza su valor crítico.


56

Ilustración 41 Desprendimiento del flujo en la punta

La principal ventaja de la regulación por pérdida aerodinámica es que se evitan las

partes móviles del rotor y un complejo sistema de control, así como mantener fija la

velocidad de giro del rotor. Por otro lado, la regulación por pérdida aerodinámica

representa un problema de diseño aerodinámico muy complejo, y comporta retos

en el diseño de la dinámica estructural de toda la turbina, para evitar las vibraciones

provocadas por la pérdida de sustentación. El diseño estructural debe ser robusto

ya que los esfuerzos de empuje son muy grandes para velocidades de viento

elevadas. De igual forma, el generador eléctrico debe ser capaz de soportar

sobrecargas significativas. La imposibilidad de modificar el ángulo de paso de las

palas hace que no se pueda optimizar el par durante el arranque.

La operación de turbinas de paso fijo está limitada a sistemas conectados a red, ya

que la incapacidad de controlar de forma activa la potencia desarrollada por la

turbina hace complicado el uso de turbinas de paso fijo en sistemas aislados.


57

En el extremo de la pala se dispone de unos aerofrenos que permiten parar la

maquina en caso de embalamiento de la turbina por disparo del generador o

cualquier otra causa.

Ilustración 42 Stall control

2.5.2 Sistema de regulación de potencia Pitch Control.

El objetivo de los sistemas de cambio de paso no solo es la limitación de potencia

sino el control de velocidad y aceleración de giro durante los procesos de arranque

y en algunos casos la optimización de la potencia desarrollada por la turbina

durante el modo de funcionamiento a carga parcial.

El valor máximo del coeficiente de potencia se obtiene para una velocidad

específica λ fijada, para un ángulo de paso β fijo, es decir, si se quiere mantener

siempre el máximo Cp, al variar la velocidad del viento, se debería modificar

proporcionalmente la velocidad de giro, manteniendo fijo el λ correspondiente. Los

aerogeneradores con regulación de paso de pala deben tener la posibilidad de

acelerar el eje en caso de ráfagas, ya que de lo contrario el sistema de regulación

estaría muy solicitado y el giro continuado de la pala daría lugar a problemas


58

estructurales sobre este elemento. Este sistema también libera de esfuerzos al rotor

eólico, la torre y el sistema de transmisión.

En un aerogenerador de regulación por cambio del ángulo de paso, el controlador

electrónico de la turbina comprueba varias veces por segundo la potencia generada.

Cuando ésta alcanza un valor demasiado alto, el controlador envía una orden al

mecanismo de cambio del ángulo de paso, que inmediatamente hace girar las palas

del rotor ligeramente fuera del viento. Y a la inversa, las palas son vueltas hacia el

viento cuando éste disminuye de nuevo. Así pues, las palas del rotor deben ser

capaces de girar alrededor de su eje longitudinal (variar el ángulo de paso).

El diseño de aerogeneradores controlados por cambio del ángulo de paso requiere

una ingeniería muy desarrollada, para asegurar que las palas giren exactamente el

ángulo deseado. En este tipo de aerogeneradores, el ordenador generalmente

girará las palas unos pocos grados cada vez que el viento cambie, para mantener un

ángulo óptimo que proporcione el máximo rendimiento a todas las velocidades de

viento. Este sistema también se usa durante el arranque y parada del sistema. Así,

cuando la máquina arranca la actuación sobre el paso de pala permite conseguir

una determinada aceleración durante el proceso, consiguiendo suavizar el proceso

de conexión, incluso con velocidades de viento elevadas. En caso de que la

velocidad del viento sea demasiado elevada (normalmente por encima de 25 m/s),

es posible usar la pala como freno aerodinámico. Modificando el ángulo de paso se

disminuye el par desarrollado por la turbina. La principal ventaja de este sistema es

que para velocidades del viento por encima de la nominal, la potencia se mantiene

constante.

El mecanismo de cambio del ángulo de paso suele funcionar de forma hidráulica,

accionado por un sistema electrónico complejo. La elección de la regulación por

cambio de paso es sobre todo una cuestión económica, de considerar si vale o no la

pena pagar por la mayor complejidad de la máquina que supone el añadir el

mecanismo de cambio de paso de la pala.


59

Ilustración 43 Cambio de paso de pala

Ilustración 43 Sistema electrónico del pitch control


60

2.5.3 Sistema de pérdida aerodinámica activa

Un número creciente de grandes aerogeneradores (a partir de 1 MW) están siendo

desarrollados con un mecanismo de regulación activa por pérdida aerodinámica.

Técnicamente, las máquinas de regulación activa por pérdida aerodinámica se

parecen a las de regulación por cambio del ángulo de paso, en el sentido de que

ambos tienen palas que pueden girar. Para tener un momento de torsión

razonablemente alto a bajas velocidades del viento, este tipo de máquinas serán

normalmente programadas para girar sus palas como las de regulación por cambio

del ángulo de paso a bajas velocidades del viento.

Sin embargo, cuando la máquina alcanza su potencia nominal, se aprecia que este

tipo de máquinas presentan una gran diferencia respecto a las máquinas reguladas

por cambio del ángulo de paso: si el generador va a sobrecargarse, la máquina

girará las palas en la dirección contraria a la que lo haría una máquina de regulación

por cambio del ángulo de paso. En otras palabras, aumentará el ángulo de paso de

las palas para llevarlas hasta una posición de mayor pérdida de sustentación, y

poder así consumir el exceso de energía del viento.

Una de las ventajas de la regulación activa por pérdida aerodinámica es que la

producción de potencia puede ser controlada de forma más exacta que con la

regulación pasiva, con el fin de evitar que al principio de una ráfaga de viento la

potencia nominal sea sobrepasada. Otra de las ventajas es que la máquina puede

funcionar casi exactamente a la potencia nominal a todas las velocidades de viento.

Un aerogenerador normal de regulación pasiva por pérdida aerodinámica tendrá

generalmente una caída en la producción de potencia eléctrica a altas velocidades

de viento, dado que las palas alcanzan una mayor pérdida de sustentación.

El mecanismo de cambio del ángulo de paso suele operarse mediante sistemas

hidráulicos o motores eléctricos paso a paso.


61

Ilustración 45 Pérdida aerodinámica activa

Ilustración 46 Factor de potencia - velocida específica


62

2.6 Energía producida por una aeroturbina

Si se dispone de la curva de potencia y para el emplazamiento en que está instalada

se conoce el comportamiento del viento, se puede estimar la energía anual que

produce la máquina. Si se evalúa la energía producida como el área bajo la curva de

potencia en función del tiempo:

E Ptdt

Una forma usual de expresar esta energía es mediante el factor de capacidad o

factor de potencia, necesario para la correcta interpretación de la potencia

instalada. Es el cociente entre la potencia media producida y la potencia nominal

que puede producir el aerogenerador. Es un índice de aprovechamiento de la

máquina.

FC PP

En el hipotético caso de que la velocidad del viento fuese siempre superior a la

nominal de la aeroturbina, estaría la produciendo siempre la potencia nominal. En

este caso el FC sería uno. El área bajo la curva sería un rectángulo de base 8760 y

altura PN. En la práctica un factor de aprovechamiento del 25% se puede considerar

aceptable, y a partir del 30% bueno.

Otro parámetro importante en cuanto energía producida se refiere son las horas

equivalente de funcionamiento:

HE 8760 · FC

Índica las horas reales de funcionamiento.

La energía real producida debe albergar la influencia de diversos factores externos

como son la perdida de eficiencia de las palas debida a suciedad, hielo,

orientación…


63

También se debe tener en cuenta el efecto estela, la disponibilidad, las pérdidas de

interconexión con la red, la utilización, etc.

De esta forma, se recogen en un único factor, que es el producto de todos los

factores que modelan los efectos anteriores sobre la producción energética de la

turbina.

• Factor de corrección de la densidad del aire, Kd

• Factor de comportamiento, que tiene en cuenta la suciedad sobre las

palas, el hielo, etc. Kc

• Factor que modela el efecto estela, Kl

• Factor de disponibilidad, que tiene en cuenta las paradas de la máquina

por avería, mantenimiento, etc. Ka

• Factor de pérdidas de interconexión con la red, Kp

• Factor de utilización, que tiene en cuenta los casos en los que la red no

es capaz de absorber toda la potencia generada por la máquina, Ku

twU

zxw · z

2.7 Componentes de un aerogenerador

A continuación se procederá a la enumeración de las distintas partes de las que está

compuesta una turbina eólica:


64

Ilustración 47 Partes de un aerogenerador

Góndola: Es el chasis principal del aerogenerador, se sitúa en la parte superior de la

torre y en su interior se encuentran los elementos eléctricos y mecánicos necesarios

para convertir el giro del rotor en energía eléctrica. Se encuentra unida a la torre

por una corona dentada para permitir la orientación del rotor al viento, y rotor y las

palas por el eje principal que transmitirá la fuerza del viento al multiplicador y al

motor sucesivamente. En su parte exterior lleva instalado un anemómetro y una

veleta conectados a los sistemas de control de aerogenerador, y unos respiraderos

para garantizar la refrigeración del motor. Se construyen en acero forjado y placas

de fibra de vidrio.

Rotor eólico: Se encuentra unido al eje principal para la transmisión del giro, y se

puede dividir en tres partes diferenciadas.

Nariz: Es un elemento aerodinámico que se sitúa en frente de la dirección de viento

sobresaliendo de la zona de unión entre las palas y el buje. Su misión consiste en

redireccionar el viento de la parte frontal del rotor a los respiraderos de la góndola

y a la vez evitar turbulencias en la parte frontal del rotor.


65

Buje: este componente esta acoplado al eje de baja velocidad del generador. El eje

de baja velocidad de la turbina conecta al buje del rotor al multiplicador. El eje

posee conductos del sistema hidráulico para permitir el funcionamiento de los

frenos aerodinámicos, este se encuentra ubicado en la parte frontal del

aerogenerador, En su interior se encuentran los elementos que permiten el cambio

de paso (ángulo de incidencia del viento sobre la pala), en cuyas versiones más

modernas se encuentran los cilindros hidráulico o motores eléctricos que son

elementos físicos que permiten el giro entre 0º (cuando la velocidad del viento está

entre 0 m/s y 15 m/s) y 90º o posición de bandera (situación en parada de

emergencia o cuando no se quiere que el buje gire), por eso, en muchos casos

cuando un aerogenerador está detenido y se mira de frente las palas dibujan una

fina línea recta y cuando está en movimiento vemos su silueta al completo. A este

elemento se le une mediante pernos traccionados los llamados rodamientos de

pala, los cuales minimizan el rozamiento de las palas al girar sobre su propio eje y

les proporciona una mayor libertad de movimiento. La mayoría de fabricantes de

aerogeneradores utilizan acero en diversas aleaciones tomando en consideración

distintas variables (temperatura, tipo de viento, grado de humedad, etc.)

proveniente de fundición para realizar este elemento de una manera que pueda

garantizarse que cumplirá la función para la cual fue diseñado.

Palas: la función de esta parte del aerogenerador es capturar el viento y transmitir

la potencia al buje, el diseño de estas es de gran similitud al de las alas de un avión,

incluso los diseñadores toman en muchos casos los perfiles clásicos de alas de

avión como sección transversal de la parte más exterior de la pala. Sin embargo, los

perfiles gruesos de la parte más interior de la pala suelen estar específicamente

diseñados para turbinas eólicas. El diseño de las palas es un parte crítica del diseño

del aerogenerador, ya que necesitan maximizar la fuerza de sustentación que es la

que aporta el movimiento de la máquina. Además, el perfil debe funcionar bien

incluso si hay algo de suciedad en su superficie. Las palas pueden llegar a medir 60

metros en aerogeneradores de gran potencia.


66

La mayoría de las modernas palas de grandes aerogeneradores están fabricadas con

plástico reforzado o con fibra de vidrio ("GRP"), es decir, poliéster o epoxy

reforzado con fibra de vidrio. Utilizar fibra de carbono o aramidas (Kevlar) como

material de refuerzo es otra posibilidad, pero normalmente estas palas son muy

caras. Las aleaciones de acero y de aluminio tienen problemas de peso y de fatiga

del metal, respectivamente.

Para poder tener plena seguridad de que el la palas funcionaran de manera óptima

se le realizan pruebas de fatiga y de vibración debido a los esfuerzos imprevisibles

provocados por el viento. Las frecuencias naturales son diferentes en la dirección de

flap y en la dirección periférica: la pala tiende a ser mucho más rígida en la dirección

periférica, por lo que tiene una frecuencia natural más alta. Si el aerogenerador

lleva instalado en sistema pitch control comentado en los apartados anteriores,

cada pala puede girar por motores eléctricos que permiten variar el ángulo de

ataque. Los rodamientos y engranajes que van en la base de la pala deben ser

rígidos y fiables. La finalidad de los ensayos en las palas de rotor es la de verificar

que las laminaciones en la pala son seguras, es decir, que las capas de la pala no se

separarán (delaminación). De la misma manera, los ensayos verifican que las fibras

no se romperán bajo esfuerzos repetidos. Además se utilizan galgas

extensiométricas para medir la flexión o alargamiento a lo largo de la pala del rotor,

estas variaciones se registran de manera que se puedan observar ciertas

variaciones que puedan ocasionar daños en la estructura. Del problema que

generan los esfuerzos cíclicos se hablará en apartados posteriores, por ser un

problema muy importante en la vida útil de la máquina.

Eje de baja velocidad: este elemento se encarga de conectar el buje del rotor a la

multiplicadora. El eje de baja gira a muy bajas revoluciones, en torno a 10 rpm.

contiene conductos del sistema hidráulico para permitir el funcionamiento de los

frenos aerodinámicos. El movimiento del eje de baja velocidad es amplificado

mediante un sistema de engranaje que permite que las revoluciones a las cuales

está girando dicho eje sean aumentadas de manera significativa. Suelen ser de


67

acero forjado, huecos para aerogeneradores de gran potencia, y macizos para

máquinas pequeñas. Llevan un rodamiento en cada extremo.

Ilustración 48 Buje y eje principal

Multiplicadora: La caja multiplicadora es el elemento mecánico compuesto por una

serie de engranajes que permite adaptar la baja velocidad de giro del rotor a la

necesaria por el generador para producir energía eléctrica. La velocidad de giro del

generador depende de la frecuencia de la corriente eléctrica y del número de pares

de polos de la máquina. También debe ser capaz de soportar las amplias variaciones

de la velocidad del viento. La relación de transmisión del multiplicador está

determinada por su tren de engranajes, constituido en los aerogeneradores

actuales por ruedas dentadas cilíndricas. Si se emplea un generador de anillo

multipolo, desarrollado especialmente para el uso en turbinas eólicas, no se

requiere de caja multiplicadora ya que el acoplamiento se produce directamente

desde el eje de baja velocidad. Estos diseños están aun en desarrollo, pero dejan

constancia de que la fiabilidad de la multiplicadora es un objetivo fundamental en el

diseño de la turbina. A estas turbinas se les conoce como turbinas sin caja

multiplicadora o de conexión directa, y el fabricante más conocido es ENERCON. Del

sistema de transmisión se hablará más detenidamente en el siguiente capítulo.


68

Ilustración 49 Caja multiplicadora

Generador: El generador de una turbina convierte la energía mecánica en energía

eléctrica. Para turbinas de gran potencia, los generadores asincrónicos doblemente

alimentados se emplean con mayor frecuencia. En este caso, la velocidad de

rotación puede ser variada, a diferencia de cuando se usan generadores

asincrónicos convencionales. Otro concepto consiste en emplear generadores

sincrónicos. Hay diferencias entre los generadores sincrónicos y asincrónicos. Los

últimos se emplean más, ya que pueden conectarse directamente a la red y son más

robustos y de menor mantenimiento. Un generador sincrónico de velocidad

constante conectado a la red presenta problemas técnicos muy difíciles de eliminar.

Por lo anterior, actualmente no existen generadores sincrónicos de velocidad

constante, sino de velocidad variable. Éste no se puede conectar directamente a la

red de corriente alterna con frecuencia constante, por lo que es preciso utilizar un

convertidor de frecuencia como elemento intermedio entre el generador y la red.

Esta desventaja de tener que utilizar un complicado sistema adicional para la

sincronización se compensa con una mayor eficiencia de la turbina y una mayor

compatibilidad con la red. Los generadores de anillo multipolo que trabajan sin caja

multiplicadora ya fueron mencionados anteriormente.


69

Generador asíncrono:

Existen distintos tipos de generadores asíncronos. Entre los más comunes están los

de jaula de ardilla, de rotor devanado, y los doblemente alimentados.

La principal ventaja de los generadores asíncronos de rotor devanado es que el

convertidor electrónico ha de ser dimensionado para una potencia que es una

fracción de la potencia asignada de la máquina, ya que la mayor parte de la

potencia se entrega por el estator, que se encuentra conectado directamente a la

red.

Ilustración 50 Generador asíncrono de doble devanado

En los generadores asíncronos de rotor en jaula, por el contrario, el convertidor

electrónico ha de estar dimensionado para toda la potencia de la máquina, además

de proporcionar la potencia reactiva precisa para magnetizar la máquina.

En el caso de los generadores asíncronos doblemente alimentados, Los

devanados del estator de un generador de estas características están directamente

conectados a la red mientras que los del rotor se conectan a esta mediante un

convertidor de frecuencia bidireccional (formado por dos convertidores

electrónicos CA/CC reversibles), lo que permite al generador generar una tensión de

valor y frecuencia constante aunque esté girando a velocidad variable.

El convertidor electrónico del lado de la red trabaja siempre a la frecuencia de la

red, y su control vectorial permite, de manera independiente, tanto extraer o

inyectar activa a través del rotor de la máquina, como controlar la reactiva

intercambiada entre la máquina y la red.


70

El convertidor del lado del rotor en cambio trabaja a frecuencia variable,

dependiendo del punto de operación. Con este convertidor se regula la tensión

aplicada al rotor, lo que permite el control vectorial de la máquina para regular el

par electromagnético y el factor de potencia del generador en un amplio margen de

velocidades de viento.

Las variaciones admisibles de la velocidad de la turbina típicamente están en el

rango de ±10 a ± 25 % de la velocidad de sincronismo, dependiendo de las

dimensiones del convertidor. Con la finalidad de cubrir un amplio rango de

operación y controlar la energía inyectada en red, el generador de inducción

doblemente alimentado está capacitado para trabajar como generador tanto en la

zona con deslizamiento positivo (s > 0) como negativo (s < 0). Dado lo anterior, el

convertidor electrónico en el lado del rotor debe poder operar con flujos de

potencia en ambos sentidos, razón por la cual en estas configuraciones se usa un

convertidor bidireccional.

El cualquier caso, cuando se utilizan generadores de inducción no es posible

prescindir de la caja multiplicadora, ya que para ello es preciso que el generador

tenga un elevado número de polos, con lo que su diámetro se hace excesivamente

grande y la corriente de magnetización alcanzaría niveles muy elevados. Esto

redunda en un factor de potencia bajo y un rendimiento pobre.

Ilustración 51 Generador asíncrono doblemente alimentado


71

Generador síncrono:

Dentro de los generadores síncronos encontramos los de rotor devanado y los de

imanes permanentes como los más usuales.

El empleo de generadores síncronos de rotor devanado permite controlar de forma

sencilla la tensión estatórica. Para adecuar la frecuencia de la energía eléctrica

generada a la de la red se utiliza un convertidor de frecuencia compuesto por un

puente rectificador, un circuito intermedio en continua y un inversor de tiristores

conmutado por red.

El espectacular desarrollo de aleaciones de alto magnetismo remanente (Nd-Fe-B o

Sa-Co) ha hecho posible que los generadores síncronos de imanes permanentes

representen una alternativa muy interesante en la generación eólica a velocidad

variable. El empleo de imanes permanentes elimina la necesidad de anillos rozantes

e implica la eliminación de las pérdidas en el cobre del rotor; con lo que desaparece

la necesidad de refrigeración del rotor, además se disminuye considerablemente el

volumen de la máquina. Como es posible disminuir el paso polar, es posible

construir generadores de mayor número de polos, que eliminan la necesidad de

utilizar un multiplicador de velocidad para adecuar la velocidad de giro de la turbina

y del generador. La velocidad asignada de los generadores síncronos utilizados en

energía eólica está comprendida entre 20 y 200 rpm, dependiendo de la potencia

nominal del generador.

La energía obtenida con un generador síncrono de imanes permanentes es mayor

que la obtenida con otro tipo de generadores. Así, un aerogenerador de imanes

permanentes de 20 kW puede captar un 10% más de energía que un aerogenerador

asíncrono con convertidor de frecuencia y un 15% más que un aerogenerador

asíncrono de la misma potencia a velocidad fija.

Tradicionalmente, el material más empleado en la fabricación de máquinas

síncronas de imanes permanentes era la ferrita, debido a su bajo coste y excelente

linealidad en la desmagnetización; sin embargo, su bajo magnetismo remanente

limita su utilización. Los nuevos materiales empleados, son imanes fabricados

mediante tierras raras, como el Samario-Cobalto (SmCo5 o Sm2Col7), o el


72

Neodimio-Hierro-Boro (Nd-Fe-B). Este último presenta un magnetismo remanente

muy alto y una gran linealidad en la curva de desmagnetización aunque tiene el

inconveniente de que la intensidad de campo decrece con la temperatura. El

Samario-Cobalto presenta la mejor combinación de características pero es caro y

solamente utilizable en aplicaciones especiales donde la reducción en tamaño y

peso justifique el incremento en el coste.

Una de las configuraciones básicas de los generadores de imanes permanentes es

aquella en la que los imanes van montados en la superficie del rotor mediante

potentes adhesivos (generadores de flujo radial). Pueden llevar el rotor interno o

externo. Para dotar de rigidez al rotor, el espacio interpolar se rellena de material

no-ferromagnético y el conjunto va zunchado con materiales de alta rigidez, como

fibra de vidrio o incluso zapatas polares atornilladas. La permeabilidad relativa de

los diferentes tipos de imanes permanentes se sitúa en el rango de 1,02 y 1,2,

además son materiales de alta resistividad; por ello, cuando los imanes van

montados en la superficie, se puede considerar a la máquina como de polos lisos y

con un entrehierro alto. Esto da lugar a que la inductancia de reacción de inducido

sea la misma en los ejes directo y en cuadratura. Además, como el entrehierro es

grande, la inductancia síncrona (suma de la inductancia de reacción de inducido y la

de dispersión) es menor que en una máquina convencional.

Una mayor robustez mecánica se consigue si los imanes se encuentran embutidos

en el interior del material ferromagnético del rotor (máquina de imanes interiores);

por ello, esta configuración se emplea en aplicaciones que exijan mayores

velocidades de giro. En este caso la reluctancia en la dirección del eje en cuadratura

con el eje de los imanes es mucho menor que la reluctancia del eje directo. Por

tanto, la máquina se comporta como de polos salientes, si bien, al contrario de lo

que ocurre con las máquinas síncronas de polos salientes tradicionales, en este caso

la inductancia de eje en cuadratura es mayor que la de eje directo.

Actualmente se están desarrollando generadores síncronos multipolo, que se

montan en aerogeneradores que prescinden de caja multiplicadora.


73

Ilustración 52 Generadores multipolares

En la actualidad, los sistemas sistemas eólicos de velocidad variable comerciales

incorporan bien generadores asíncronos de rotor devanado bien, generadores

síncronos (ya sea con devanado de excitación o con imanes permanentes).

A continuación, se resumen en una tabla las principales ventajas y desventajas de

los generadores asíncronos de rotor devanado frente a los generadores síncronos.

Es de destacar que los generadores síncronos permiten un mayor margen de

velocidades de giro de la máquina que los que incorporan generadores asíncronos

de rotor devanado debido a que si se amplía el margen de velocidades de

funcionamiento la tensión rotórica aumenta y con ello el dimensionado del

convertidor electrónico rotórico.

Síncrono Asíncrono

Ventajas

No necesaria corriente reactiva

magnetizante. Puede

conectarse directamente a un

puente de diodos.

Imanes permanentes:

fácilmente multipolar

Refrigeración cerrada

Robustez

Desventajas Refrigeración por aire El estator necesita corriente

reactiva magnetizante

Tabla 2Ventajas y desventajas según generador


74

Eje de alta velocidad: Gira aproximadamente a 1.500 r.p.m. lo que permite el

funcionamiento del generador eléctrico. Está equipado con un freno de disco

mecánico de emergencia. El freno mecánico se utiliza en caso de fallo del freno

aerodinámico, o durante las labores de mantenimiento de la turbina.

Sistema de orientación: Los sistemas de control en un aerogenerador tienen dos

importantes cometidos, el primero es el aprovechamiento máximo de la fuerza del

viento mediante la orientación del rotor, el segundo es la protección del

aerogenerador ante velocidades de viento que podrían dañar la instalación.

Para el cometido de la orientación el aerogenerador cuenta con equipos

anemométricos y de medida de la dirección del viento instalado sobre la góndola.

Los datos recogidos pasan al ordenador de control que según un algoritmo

determinado decidirá como deberá mover la góndola gracias al sistema de corona

dentada y motor de giro instalados en la base de la góndola en su unión con la

torre. Es necesario aclarar que el control sobre la orientación de el rotor no se

realiza a tiempo real, si no que el algoritmo, con los datos recogidos, debe ser capaz

de garantizar que realmente el viento a cambiado de dirección de forma estable,

antes de que se produzca el giro de la góndola, ya que en caso contrario daría lugar

a un movimiento errático del sistema que reduciría su eficiencia.

Existen dos tipos de sistemas de orientación, activos y pasivos.

Los pasivos son los propios de las máquinas que tienen disposición a sotavento, de

esta forma, es el propio viento el que orienta con su propia fuerza a la góndola. Las

palas son construidas con una mayor flexibilidad. No es el sistema de orientación

más utilizado, ya que la mayoría de máquinas actuales funcionan a barlovento.

Los sistemas activos son usados fundamentalmente a barlovento. En este caso un

mecanismo activamente gira la góndola sobre la torre. Actualmente estos

mecanismos de orientación son comúnmente empleados movidos por un solo

motor eléctrico o por varios motores al mismo tiempo. Una veleta o sobre la


75

góndola provee la información necesaria al sistema de orientación. Los motores

actúan sobre la rueda de engranaje que mueve la góndola a su posición óptima para

captar la mayor energía del viento. La velocidad máxima de estos motores es de

1°/s. Es necesaria la instalación de un mecanismo para evitar el enrollado de cables.

En la figura se puede apreciar con el número uno la corona dentada de orientación

y con el número dos los motores.

Ilustración 53 Mecanismo de orientación activo

La torre: La torre es la estructura que soporta a una determinada altura la góndola y

el rotor eólico. Al elevar los componentes se consigue un aprovechamiento mayor

del viento, pues a una mayor altura sobre el nivel del suelo mayor será su velocidad,

y por lo tanto, también la potencia extraíble del mismo. Su diseño suele consistir en

un tronco cónico o tubular hueco de acero, en cuyo interior se alojan los equipos

accesorios de suelo y se facilita un acceso seguro mediante una escalera a la

góndola.

Las torres pueden ser de dos formas, torres tubulares o torres de celosía. Las torres

tubulares son más seguras para el personal de mantenimiento de las turbinas ya

que pueden usar una escalera interior para acceder a la parte superior de la turbina.

La única ventaja de las torres de celosía es que su costo es menor a las anteriores,

puesto que una torre de celosía requiere sólo la mitad de material que una torre

tubular sin sustentación adicional con la misma rigidez. La principal desventaja de


76

este tipo de torres es su apariencia visual. En cualquier caso, por razones estéticas,

las torres de celosía han desaparecido prácticamente en los grandes

aerogeneradores modernos.

La mayoría de los grandes aerogeneradores se montan con torres tubulares de

acero, fabricadas en secciones de 20-30 metros con bridas en cada uno de los

extremos, y son unidos con pernos. Las torres son tronco-cónicas (es decir, con un

diámetro creciente hacia la base), con el fin de aumentar su resistencia y al mismo

tiempo ahorrar material.

Ilustración 54 Torre

En el caso de instalaciones offshore, el sistema de sustentación dispone de tres

partes:

Torre: elemento estructural que resiste las cargas generadas por la turbina eólica y

las provocadas por el viento sobre el mismo, transmitiéndolas a la sub-estructura.

Subestructura: elemento estructural que resiste las cargas transmitidas por la torre

y las provocadas por el mar sobre ella misma, transmitiéndolas a la cimentación.

Cimentación: elemento estructural que resiste las cargas transmitidas por la

subestructura, transmitiéndolas al terreno.


77

Ilustración 55 Cimentación

Las distintas opciones dentro de cada sección y como conjunto son las mostradas en

la siguiente tabla:


78

Hay tres propuestas generales para la construcción de estructuras soporte de

aerogeneradores offshore, la visión general del objetivo es evitar la resonancia de la

estructura con la fuerza de excitación periódica más probable.

• Rígido-rígido

• Flexible-rígido

• Flexible-flexible

Los diseños típicos, durante el inicio de la industria, son del tipo rígido-rígido, según

el cual el soporte tiene una frecuencia propia por encima de la frecuencia de

rotación del rotor y la frecuencia de paso de pala. En los últimos años se está viendo

el uso de torres flexiblesrígidas, las cuales tienen frecuencias propias

cuidadosamente situadas entre la frecuencia de rotación y la frecuencia de paso de

pala, y tienen la ventaja de reducir las cargas aerodinámicas variables y suministrar

una solución más ligera. Estructuras flexible-flexible, con frecuencias propias por

debajo de la frecuencia de rotación son también posible, pero solo se construyen

para grandes turbinas eólicas o cuando se necesitan elevadas alturas del buje.

Comparado con las máquinas de tierra, el diseño de la estructura soporte para una

turbina eólica en el mar se complica por la necesidad de ajustar fuerzas tanto

hidrodinámicas como aerodinámicas. Las cargas de oleaje hacen el diseño flexible-

flexible difícil de implementar.

Las dificultades en la construcción precisa de una cimentación en el mar implican

que el diseño flexible-rígido debe considerarse con cuidado, por tanto sería posible

que las imprecisiones coloquen la frecuencia natural dentro de una zona prohibida.

Desde un punto de vista estructural, una torre flexible-flexible es la mejor opción.

Optando por una aproximación al diseño integral, donde se propone que la

estructura soporte no puede considerarse independientemente de la turbina, una

estructura flexible-flexible o flexible-rígida es preferible, desde el punto de vista del

diseñador de la turbina, dado que esto soluciona muchas necesidades de

amortiguamiento para las fuerzas dinámica en el conjunto completo. Con una torre

rígida, el amortiguamiento tiene que suministrarse por otra parte.


79

Desde el principio, deben tomarse alguna consideraciones para los medios

mediante los cuales la estructura soporte y la turbina serán instaladas en su

ubicación en el mar. Como ejemplo, el izado de una góndola difícil de manejar sobre

una estructura soporte previamente instalada, no es una operación deseable en el

mar, y por tanto es preferible instalar la estructura soporte y la góndola

previamente emparejadas, en una operación simple. Esto tiene implicaciones para

la elección de la cimentación, excluyendo cualquier posibilidad de mover la

monopila lo cual podría dañar la turbina previamente instalada.

Los conceptos de estructura soporte para grandes unidades de conversión de

energía eólica en el mar abarcan varios tipos genéricos, los cuales puede

catalogarse ampliamente por la naturaleza de su cimentación, sus métodos de

instalación, su configuración estructural y los materiales con los que se construyen

Cimentaciones

Las opciones para cimentaciones en el mar son básicamente de tres tipos:

• Basada en la Gravedad

• Pilotada

• Campana de Succión

Las cimentaciones pilotadas son las más comunes de las cimentaciones en el mar. El

método estándar de instalación es clavar el pilote dentro del lecho marino usando

un martillo impulsado hidráulicamente o por vapor. La manipulación y conducción

del pilote requiere, generalmente, el uso de una grúa, y preferiblemente, una

embarcación grúa.

Las vibraciones resultantes de las operaciones de pilotaje podrían presentar un gran

riesgo para las partes componentes del equipamiento mecánico e instrumental

emplazados en la góndola y como consecuencia, el pilotaje necesitaría llevarse a

cabo antes de la instalación de la góndola.

La estructura puede configurarse como una monopila o tener varios pilotes que son

dirigidos a través de elementos de camisa y son unidos a la estructura principal por

una conexión lechosa o de forja. Como tal, el pilote proporciona los medios para


80

transferir las cargas de tensión y compresión desde la estructura hasta el lecho

marino.

Los pilotes son una construcción tubular simple, barato de producir y proporcionar,

con costos menores en la opción de fabricación. Dada su dependencia en la

provisión de la grúa, la cimentación pilotada es probablemente la más usada en

combinación con una estructura soporte instalada por izado.

La cimentación por gravedad, a diferencia de la cimentación pilotada, está diseñada

con el objetivo de evitar cargas de tracción entre la estructura soporte y el lecho

marino. Esto se logra suministrando suficiente peso muerto para establecer la

estructura bajo los momentos de vuelco resultantes de la acción del viento y las

olas.

Las estructuras por gravedad tienen sentido cuando las cargas ambientales son

modestas y el peso muerto es significante o cuando una reducción de costo

apreciable puede lograrse evitando la dependencia de una embarcación de grúa

pesada.

Las campanas de succión son similares, en apariencia, a las cimentaciones por

gravedad pero se caracterizan por que posee paredes alrededor de su perímetro. A

diferencia de una cimentación por gravedad, esta variedad se diseña para transferir

cargas de tensión transitoria y su comportamiento depende del drenaje del suelo.

Esta aplicación para estructuras dominadas por cargas de oleaje puede ser

significativa debido a la naturaleza transitoria de la carga. Su recomendación para

estructuras eólicas en el mar grandes es, sin embargo, cuestionable debido al

considerable componente estático de la carga del viento.

Instalación

Existe variedad de métodos de instalación, lo que supone varias formas de

instalación completamente gradual para la colocación de la unidad completa, que

incluye la góndola y el rotor como piezas simples. La instalación se alcanza por izado

o flotado de los componentes. El izado es, en principio, el método más directo de

instalación, y requiere una embarcación grúa de capacidad suficiente. La extensión

de la misma debe permitir instalar las unidades de forma simple y eficientemente.


81

Aunque, consecuentemente, por normas costeras, la altura de una estructura

soporte, diseñada para un aerogenerador de gran potencia, está más allá de la

capacidad de todas las naves, excepto las embarcaciones grúas más grandes. Por

otro lado, el izado de la unidad en varias partes ofrece ciertas facilidades, sin

embargo la altura de la sección final, combinada con la dificultad y sensibilidad del

ensamblaje del rotor, limitan de nuevo las embarcaciones capaces de hacer este

tipo de operación.

Uno de los beneficios principales de usar una embarcación grúa pesada es que tiene

la capacidad y todo el equipo necesario para hincar la estructura al lecho marino.

Idealmente, la góndola completa con el rotor podría ser pre instalada en la

estructura soporte en el astillero de fabricación, de tal modo que se maximiza el

tiempo para la acreditación. Sin embargo, por causa de las vibraciones asociadas

con el impulso de la hinca, la instalación de la unidad como una pieza sencilla

parece sólo posible usando una cimentación por gravedad.

Puede considerarse la posibilidad de izar la estructura usando un soporte en la

embarcación construido (o modificado) a propósito, sin embargo la larga duración

de la operación de instalación probablemente elimine cualquier beneficio.

Poner la estructura soporte en el lugar ofrece la posibilidad de instalar la estructura

soporte completa, evitando la necesidad de usar una grúa principal. Como un

cuerpo flotante la estructura necesita ser construida en un dique o izada desde un

muelle. Esto necesita flotabilidad inherente o flotabilidad auxiliar para tener la

estabilidad suficiente para su transporte y durante su colocación.

Obviamente los requerimientos para una embarcación grúa, una estructura soporte

flotante es la mejor configuración para una cimentación por gravedad.

Configuración

La configuración de estructura soporte puede ser clasificada en tres tipos básicos:

• Monotorre: una columna sencilla.

• Monotorre reforzada: una columna central apuntalada con elementos de

refuerzo.

• Torre en celosía: una estructura completamente reforzada


82

Cada una tiene diferentes ventajas, la monotorre y la monotorre reforzada

proporcionan los beneficios de la simplicidad mientras que la torre en celosía ofrece

la solución más eficiente, estructuralmente hablando.

Materiales

Los posibles materiales usados para los elementos de la torre en la estructura

soporte son, principalmente, acero y hormigón pretensado. El acero ofrece el

beneficio de ser unas cuatro veces más rígido y resistente, por unidad de masa, que

el hormigón y como tal ofrece la posibilidad de construir estructuras

apreciablemente más ligeras. Es esta combinación de construcción rígida y ligera,

junto con la flexibilidad del acero en la construcción de estructuras de refuerzo, lo

que hace del acero el material preferido. Su peso reducido también proporciona

facilidades a la hora del izado de la estructura o requiriendo una menor flotabilidad

para navegar.

El material usado para la cimentación no esta tan claro. En el caso de las

cimentaciones pilotadas, el acero presenta la solución obvia, mientras que para las

cimentaciones por gravedad, acero u hormigón pueden ser apropiados con arena,

piedra o mineral de hierro usado como material de lastre.

Ilustración 56 Plataforma construcción aero off-shore

Por último en cuanto a los componentes, nombrar algunos sistemas auxiliares que

juegan un papel importante dentro del conjunto del aerogenerador, como son:

Freno mecánico: El eje de alta velocidad está equipado con un freno de disco

mecánico de emergencia. El freno mecánico se utiliza en caso de fallo del freno

aerodinámico, o durante las labores de mantenimiento de la turbina.

Sistema Hidráulico

aerodinámicos del

Anemómetro y Veleta

y la dirección del viento. Las señales electrónicas del anemómetro son utilizadas por

el controlador electrónico

cuando el viento alcanza

parará el aerogenerador automáticamente si la velocidad del viento excede de

aproximadamente 25 m/s, con el fin de proteger a la turbina y sus alrededores. Las

señales de la veleta son utilizadas por el controlado

para girar al aerogenerador

orientación.

Controlador Electrónico:

continuamente

mecanismo de orientación. En caso

sobrecalentamiento en el multiplicador o en el

el aerogenerador y avisa al ordenador del operario encargado

Acoplamiento Flexible:

con el eje de alta velocidad del generador.


Sistema Hidráulico: El sistema hidráulico es utilizado para restaurar los frenos

aerodinámicos del aerogenerador.

Anemómetro y Veleta: El anemómetro y la veleta se utilizan para medir la velocidad

del viento. Las señales electrónicas del anemómetro son utilizadas por

el controlador electrónico del aerogenerador para conectar el aerogenerador

cuando el viento alcanza la velocidad necesaria para el arranque



veleta son utilizadas por el controlador electrónico del aerogenerador

para girar al aerogenerador en contra del viento, utilizando el mecanismo de

Controlador Electrónico: El controlador electrónico tiene un ordenador que

continuamente monitoriza las condiciones del aerogenerador

mecanismo de orientación. En caso de cualquier disfunción (por ejemplo, un

sobrecalentamiento en el multiplicador o en el generador), automáticamente para

el aerogenerador y avisa al ordenador del operario encargado

iento Flexible: Acoplamiento flexible del eje de salida de la multiplicadora

con el eje de alta velocidad del generador.

Ilustración 57 Acoplamiento flexible eje alta velocidad


83

: El sistema hidráulico es utilizado para restaurar los frenos

nemómetro y la veleta se utilizan para medir la velocidad

del viento. Las señales electrónicas del anemómetro son utilizadas por

del aerogenerador para conectar el aerogenerador

d necesaria para el arranque. El ordenador



r electrónico del aerogenerador

en contra del viento, utilizando el mecanismo de

El controlador electrónico tiene un ordenador que

monitoriza las condiciones del aerogenerador y que controla el

de cualquier disfunción (por ejemplo, un

generador), automáticamente para

el aerogenerador y avisa al ordenador del operario encargado de la turbina.

Acoplamiento flexible del eje de salida de la multiplicadora

Ilustración 57 Acoplamiento flexible eje alta velocidad


84

Sistemas de lubricación y refrigeración: La temperatura dentro de una góndola

puede ser alta por el calor desprendido de la caja multiplicadora y del generador.

Por ello se instalan ventiladores especiales en la góndola para mantener una

temperatura adecuada. Además de esto se instalan unidades de enfriamiento para

componentes individuales de la turbina, como la caja multiplicadora. Durante el

invierno, en los países fríos, las temperaturas suelen caer por debajo de la

temperatura de congelación. Cuando el aceite en la caja multiplicadora se congela

resulta imposible echar a andar el sistema si éste se mantiene sin movimiento

durante algún tiempo. Por lo tanto, se emplean a menudo calentadores para que

mantengan el aceite a una temperatura adecuada en la caja multiplicadora.

Adicionalmente, los álabes del rotor son también calentados para prever que no se

forme hielo sobre ellos o sean dañados por el agua condensada. Finalmente, los

anemómetros y veletas direccionales tienen también que ser calentados en las

regiones frías para evitar que dejen de funcionar y provoquen daños mayores en la

turbina.

Protección contra descargas eléctricas: Los aerogeneradores son estructuras altas

que están por lo general expuestas a las descargas eléctricas y son, por lo tanto,

muy vulnerables a estos fenómenos. Las descargas eléctricas generalmente inciden

sobre las puntas de los álabes del rotor. Se emplean diferentes soluciones para

absorber estas descargas en las palas. La corriente proveniente del rayo pasa

entonces a lo largo del alabe por su interior a través de metales conductores,

posteriormente pasa sobre la góndola para después ser dirigida hacia abajo por la

torre hasta el anclaje terrestre. La corriente es desviada de las áreas altamente

sensibles.

Base Vibratoria de Sujeción: Es una base vibratoria de sujeción diseñada para

absorber cargas radiales y longitudinales excepcionalmente altas. Desarrollado para

aeroturbinas y especialmente para aquellas con buje integrado y caja

multiplicadora.


85

El transformador y el convertidor de frecuencia, son otros dos elementos

importantes, que se detallan en más profundidad en otros proyectos relacionados

con este, pertenecientes a la rama eléctrica.

86

3

Sistema de

transmisión: caja

multiplicadora

Sistema de transmisión: caja multiplicadora

87

3.1 Introducción al sistema mecánico de transmisión

Ilustración 57 Posición caja multiplicadora

El multiplicador es el encargado de convertir las bajas revoluciones por minuto que

transmite el buje en altas revoluciones por minuto que son las que necesita el

generador para poder producir, consta de una serie de engranajes que en varias

etapas (entre 3 y 4 etapas normalmente) aumenta la velocidad del eje que une el

eje de salida de la multiplicadora con el eje del generador. Por lo tanto, en su etapa

de entrada suele tener entre 10-25 r.p.m. y entre 1200 y 1800 r.p.m. en la etapa de

salida. Si usásemos un generador ordinario, directamente conectado a una red

trifásica de CA (corriente alterna) a 50 Hz, con dos, cuatro o seis polos, deberíamos

tener una turbina de velocidad extremadamente alta, de entre 1000 y 3000

revoluciones por minuto (r.p.m.). Con un rotor de 43 metros de diámetro, esto

implicaría una velocidad en el extremo del rotor de bastante más de dos veces la

velocidad del sonido, lo que provocaría la rotura de la pala.


88

Otra posibilidad es construir un generador de CA lento con muchos polos. Pero si

quisiera conectar el generador directamente a la red, acabaría con un generador de

200 polos para conseguir una velocidad de rotación razonable de 30 r.p.m.

Otro problema es que la masa del rotor del generador tiene que ser

aproximadamente proporcional a la cantidad de par torsor (momento, o fuerza de

giro) que tiene que manejar. Así que, en cualquier caso, un generador accionado

directamente será muy pesado y caro.

La solución práctica y que está relacionada con los motores de automóviles, es la de

utilizar un multiplicador. Con un multiplicador hace la conversión entre la potencia

de alto par torsor, que obtiene del rotor de la turbina eólica girando lentamente, y

la potencia de bajo par torsor, a alta velocidad, que utiliza en el generador.

En el multiplicador es donde se sitúa la mayor pérdida de rendimiento del

aerogenerador. Para minimizar en lo máximo posible todo ello los engranajes

suelen ir sumergidos en aceite lubricante y este mismo aceite se hace circular por

un circuito que lo filtra, lo enfría y lo reparte por todos los elementos móviles. Este

sistema de circulación consta de distintos elementos; Un grupo motobomba que lo

hace circular por el circuito y que lo eleva hasta un intercooler que lo refrigera y que

posteriormente lo pasa por un filtro con un sensor que alerta ante una alta cantidad

de impurezas depositadas en él. Una serie de sensores miden las velocidades en

distintos elementos, temperaturas, posiciones, etc.

Actualmente, las empresas punteras en el sector de los aerogeneradores están

desarrollando distintas tecnologías (el generador multipolo es la más fuerte de

ellas) para prescindir de este elemento y así obtener un mayor rendimiento,

minimizar averías, reducir el peso (este elemento suele pesar en torno de 15 TM en

función de la potencia nominal del aerogenerador) y así rentabilizar antes el

aerogenerador.


89

El acoplamiento entre multiplicador y generador es elástico, con capacidad de

absorber desalineamientos en operación en continuo. El freno mecánico se monta

sobre el eje rápido del multiplicador, y consiste en un disco, sobre el que actúa una

pinza hidráulica, segura ante el fallo.

Como funciones de la multiplicadora, se destacan:

- Transmitir la potencia de giro del rotor al generador para producir energía.

- Convierte el par de fuerza del rotor en aumento de las revoluciones.

- Multiplica las revoluciones dependiendo del diámetro de rotor. Mayor

diámetro de rotor igual a mayor ratio de transformación.

- Adaptación evolutiva a la demanda.

La multiplicadora tipo Planetario, es un tipo de multiplicador que se va imponiendo

en la actualidad debido principalmente a las siguientes características:

- Alta relación de transformación.

- Varias multiplicaciones con un juego de engranajes.

- Menor espacio de trabajo y compacto.

- Soporta mayores cargas.


90

Ilustración 58 Etapa planetaria

3.2 Funcionamiento y aspectos generales

El sistema mecánico de la transmisión o tren de potencia lo constituyen todos los

elementos y componentes que transmiten par mecánico al eje de giro.

Ilustración 59 Sistema de transmisión

Según esta definición, el sistema mecánico de transmisión, en una aeroturbina de

eje horizontal lo componen al menos el rotor eólico y el generador eléctrico. En la


91

mayoría de los diseños, a velocidad de giro de la turbina no se corresponde con la

velocidad de giro del generador y es necesario incluir una caja multiplicadora.

Ilustración 60 Disposición en la bancada

El cuerpo de baja velocidad de este elemento se acopla al rotor eólico a través del

eje primario o eje lento y el cuerpo de alta velocidad al generador eléctrico

mediante el eje secundario o eje rápido. Además, en el tren de potencia se incluyen

los apoyos del sistema de giro con la estructura de la góndola y el freno mecánico,

cuya función es bloquear la turbina en operaciones de mantenimiento y

eventualmente contribuir a paradas de emergencia.

Las funciones del tren de potencia no se limitan a transmitir la potencia mecánica

con el mayor rendimiento posible, sino que sus componentes deben estar

diseñados para soportar esfuerzos de empuje transmitidos por el rotor eólico. Por

otra parte, un buen diseño del tren de potencia debe garantizar que todos sus

elementos sean de fácil montaje y sustitución en caso de avería.

Los requisitos que hoy día se exigen a las turbinas de las centrales convencionales

(hidráulicas, vapor o gas) que accionan generadores eléctricos conectados a red son

por una parte un elevado grado de uniformidad en su velocidad de giro y en el par

que transmiten. Por otra parte, las turbinas y el generador eléctrico se diseñan de


92

tal forma que, la velocidad de giro de ambos elementos sea similar. Así por ejemplo,

los turboalternadores que están movidos por turbinas de vapor tienen gran

rendimiento cuando se mueven a velocidades elevadas. Este tipo de generadores

eléctricos están diseñados con 2 o 4 polos, que para una red eléctrica de 50Hz

supone una velocidad de giro del conjunto de 300 o 1500rpm respectivamente. Los

generadores eléctricos de las centrales hidráulicas están movidos por turbinas cuyo

tipo y velocidades de giro depende de las características del salto hidráulico. En

saltos de gran altura se utilizan turbinas Pelton que impulsan grupos de eje

horizontal que giran a velocidades comprendidas entre 750 (8 polos) y 375 rpm (16

polos). En saltos medios se utilizan turbinas Francis que funcionan con velocidades

más reducidas que las aplicaciones con saltos elevados pudiéndose llegar a

velocidades de giro cercanas a 150 rpm (20 polos). En saltos de pequeña altura se

emplean turbinas Kaplan donde la velocidad del grupo puede ser inferior a 100rpm

(30 polos).

Las turbinas eólicas actuales están diseñadas a velocidades específicas cercanas a 7

en el punto de diseño. Esto hace que para una velocidad de viento de 10 m/s y una

velocidad lineal en punta de la pala de 70 m/s la turbina funcione en condiciones de

diseño. Si se considera una turbina de 1MW de potencia nominal con un diámetro

del rotor de 60 metros, para la velocidad de punta de pala anterior, el régimen de

giro de esta máquina es de 22.28 rpm. Si se pretende diseñar un generador

eléctrico tal que su velocidad de sincronismo coincida con el régimen de giro de la

turbina eólica anterior, cuando se conecta directamente a una red de 50 Hz, el

número de polos de diseño sería aproximadamente 270. Este número implicaría

diseñar el generador con un diámetro de al menos 10 o 15 metros. Evidentemente

este diseño resultaría poco rentable económicamente y demasiado pesado para

ubicarlo a una altura de decenas de metros sobre el nivel del suelo.

Sin embargo, hoy día el empleo de generadores multipolares directamente

acoplados a red, esto es sin caja multiplicadora, es una solución prometedora en los


93

diseños de turbinas más modernas. Este avance ha sido posible gracias a que este

tipo de sistemas funcionan con un cambiador de frecuencias que permite reducir el

número de polos del generador y por tanto el diámetro del generador y su peso.

Excluir del diseño del tren de potencia de potencia al multiplicador de velocidad es

una ventaja importante ya que este elemento está sometido a esfuerzos cíclicos

que provocan fatiga en sus componentes y reducen su vida útil, como en apartados

posteriores se estudiará. La disminución de esfuerzos en el tren de potencia es uno

de los aspectos que más preocupa hoy día a los diseñadores de turbinas eólicas.

Una manera de disminuir este tipo de cargas se consigue variando la velocidad de

giro de la máquina. Cuando la velocidad de giro permanece constante las

variaciones de velocidad del viento se traducen en oscilaciones bruscas del par

transmitido, sin embargo, cuando la velocidad de varía, el rotor eólico actúa como

un volante de inercia capaz de almacenar parte de la energía mecánica transitoria

introducida en el sistema en energía de rotación. Esto hace que se suavice tanto el

par transmitido como la potencia eléctrica generada.

Existen dos formas de conseguir que el sistema gire a velocidad variable. La primera

de ellas, y la más utilizada en la actualidad, es utilizar convertidores electrónicos

entre el generador y la red eléctrica. Este tipo de dispositivos permiten controlar el

generador a velocidad variable y por lo tanto la velocidad de giro de la turbina. La

relación de multiplicación de la caja, en el caso de que exista, permanece constante.

La segunda forma de proporcionar una variación de velocidad de giro es usando

cajas de transmisión variable y generadores eléctricos directamente acoplados a red

evitando así el uso de convertidores electrónicos. Esta práctica que condiciona en

gran medida el diseño del tren de potencia, se ha empleado en algunos prototipos,

pero la experiencia no ha sido muy satisfactoria.


94

3.3 Configuración del sistema de transmisión.

La configuración del sistema de transmisión en las turbinas de eje horizontal está

condicionada por la posición del rotor eólico. Este elemento se encuentra situado

en la parte superior de la torre a una altura que debe ser en cualquier caso superior

a la mitad del diámetro de la turbina, por razones obvias de choque de la pala con el

suelo. La configuración más habitual del tren de potencia consiste en ubicar todos

los elementos que lo componen dentro de la góndola y alineados según el eje de

giro detrás del rotor eólico. Sin embargo, históricamente se han realizado diseños

del tren de potencia donde parte de sus componentes se han ubicado fuera de la

góndola. A continuación se indican las ventajas e inconvenientes de cada uno de

estos diseños.

3.4 Diseño estándar

El diseño más habitual del tren de potencia consiste en ubicar la caja multiplicadora

y el generador eléctrico detrás del rotor eólico y dentro de la góndola. Otros

componentes auxiliares como los motores de orientación o el grupo hidráulico se

ubican también en la góndola. La principal ventaja de esta configuración es que se

puede considerar como las más compacta posible. Sin embargo, presenta algunos

inconvenientes: en primer lugar, el peso total del tren de potencia se concentra en

la parte superior de la torre lo que condiciona de forma definitiva el diseño

estructural de toda la turbina. Por otra parte, los aspectos relativos a accesibilidad y

mantenimiento de componentes se hacen más complejos.

3.5 Disposiciones del generador para reducir peso

3.5.1 Generador de eje vertical en la zona superior de la torre

Una forma de reducir peso en la góndola es utilizar un generador eléctrico de eje

vertical en la zona superior de la torre. Con esta configuración se evita el problema

de retorcimiento de los cables de potencia durante los procesos de orientación, sin


95

embargo las desventajas de esta configuración son numerosas, ya que es necesario

utilizar una caja multiplicadora más completa con engranajes cónicos. Además, el

par que opone el generador presenta componente vertical que puede afectar al

rotor durante paradas de emergencia. El prototipo germano – sueco AEOLUS II

presenta este tipo de disposición.

3.5.2 Generador en la base de la torre.

La solución más radical para solucionar el problema de peso excesivo en la góndola

es ubicar los componentes del tren de potencia en la base de la torre. Esta opción

implica que el eje lento de la caja multiplicadora debe tener longitud similar a la

altura de la torre. Una alternativa a este diseño es mantener la caja multiplicadora

en la góndola y el generador en la parte inferior de la torre. En cualquier caso, la

excesiva longitud de algunos de los ejes de acoplamiento hace que hayan aparecido

problemas de vibraciones en los caso de prototipos de estas características.

Ilustración 61 Generador en la base de la torre


96

3.5.3 Generadores directamente acoplados

Los diseños basados en generadores multipolares directamente acoplados al rotor

eólico que no utilizan multiplicadora son hoy día una de las opciones más utilizadas

en los sistemas eólicos de producción de energía eléctrica. Los primeros diseños

comerciales basados en este concepto son del fabricante alemán ENERCON.

Ilustración 62 Aerogenerador multipolar

Este tipo de diseño se basa en usar generadores síncronos de excitación

independiente con un número de polos elevado y gobernados mediante un

convertidor electrónico que desacopla la frecuencia de funcionamiento del

generador con la frecuencia de la red. En la actualidad, fabricantes como Lagerwey,

Windformer, Joumont, etc. Están usando este sistema. La desventaja fundamental

es su elevado peso y diseño poco convencional, y por lo tanto, caro.

Ilustración 63 Generadores multipolares


97

En la siguiente imagen se muestran las diferentes configuraciones del tren de

potencia.

La número 1 es la configuración estándar, la más usada. La 2 es la del generador de

eje vertical en la zona superior de la torre. La 3, generador y caja multiplicadora en

la zona inferior de la torre. La 4 generador en la base de la torre y caja

multiplicadora en la zona superior. La 5 el generador está en la base de la torre y

dos cajas multiplicadoras separadas, una en la zona superior y otra en al zona

inferior. La 6 corresponde a un generador directamente acoplado al rotor eólico.

Ilustración 64 Configuraciones del tren de potencia

3.6 Apoyos del sistema de transmisión

El diseño de los apoyos sobre los que sustentará el eje de giro del rotor eólico y su

integración en el tren de potencia y en la estructura de la góndola es uno de los

puntos fundamentales del diseño mecánico de la turbina, ya que este elemento

soporta buena parte de las cargas que posteriormente se transmiten a la torre. A

continuación se indican las diferentes configuraciones relativas a los apoyos del tren

de potencia.


98

3.6.1 Eje del rotor con apoyos separados

En este tipo de diseño el eje se del rotor se monta sobre dos cojinetes unidos a una

estructura o bancada solidaria a la torre mediante apoyos longitudinales y

transversales. Todas las cargas del rotor eólico se transmiten a la torre a través de

este elemento. Con esta disposición la caja multiplicadora no soporta ninguna carga

excepto el par transmitido por el eje de rotación. La ventaja fundamental de este

diseño es que emplea cojinetes y cajas multiplicadoras convencionales, sin embargo

presenta el inconveniente de ser una configuración demasiado pesada.

Una alternativa a este diseño es integrar el cojinete posterior en la estructura de la

caja multiplicadora. Con esta variante la distancia entre cojinetes se reduce, lo que

implica una reducción en las cargas transmitidas a la bancada de unión con la torre.

En esta configuración el multiplicador de velocidad se monta con dos apoyos

adicionales sobre la bancada, de tal forma que el tren de potencia se apoya sobre

tres puntos de suspensión. La ventaja fundamental de esta disposición es que se

reduce notablemente el peso de la bancada y mejora su montaje en la góndola.

Ilustración 65 Eje del rotor con apoyos separados

3.6.2 Eje del rotor integrado en la caja multiplicadora

En este diseño el rotor eólico se apoya completamente sobre la estructura de la caja

multiplicadora. El diseño de este tipo de cajas multiplicadoras deja de ser

convencional y se emplea sólo, exclusivamente, en aplicaciones de energía eólica. El


99

coste de este componente evidentemente se incrementa, sin embargo este tipo de

cajas multiplicadoras se justifica si se produce en serie. Este diseño debe garantizar

que las cargas que recibe su estructura no afectan a la función de transmisión. La

bancada de unión de la transmisión con la torre se reduce significativamente con

esta opción de diseño. En algunos casos, la carcasa de la caja multiplicadora hace las

funciones de bancada y a través de ella se transmiten las cargas del rotor eólico a la

torre.

Ilustración 66 Eje del rotor integrado en la caja multiplicadora

3.6.3 Eje del rotor conectado a un soporte fijo

En las configuraciones anteriores el eje del rotor está sometido a momentos

flectores muy acentuados que implican diseños muy robustos de todos los

componentes del tren de potencia. Para evitar este problema, en algunos diseños,

el rotor se une a un soporte fijo conectado a la torre a través de una brida cuya

función es absorber los momentos flectores transmitidos por el rotor eólico.


100

Ilustración 67 Eje del rotor conectado a un soporte fijo

Existen variantes sobre los conceptos básicos indicados anteriormente, en concreto

algunos diseños tienen el cojinete frontal de apoyo del eje del rotor integrado en la

estructura de la góndola. A continuación se muestran en una figura todas estas

configuraciones.

Ilustración 68 Configuraciones del eje principal

La número 1 muestra la configuración de eje principal con cojinetes separados. La

número 2, cojinete posterior integrado en la caja multiplicadora. La número 3 el

cojinete principal está en la góndola y el posterior integrado en la caja


101

multiplicadora. La número 4 muestra el cojinete principal integrado en la caja

multiplicadora, y en la 5 el cojinete principal está apoyado sobre eje hueco.

3.7 Caja multiplicadora

La caja multiplicadora como elemento del tren de potencia aparece como una

opción de diseño habitual ya desde las primeras turbinas eólicas concebidas para

producir electricidad. La necesidad de este elemento se justifica por el diferente

régimen de giro que requiere un rotor eólico y un generador eléctrico.

Ilustración 69 Caja multiplicadora de Flender

Por una parte, la velocidad de giro de la turbina depende en gran medida del diseño

aerodinámico de las palas. Los modernos rotores eólicos, ya sean de velocidad fija o

variable, se diseñan con velocidades lineales en la punta de la pala que puedan

variar entre 70 y 80 m/s. Considerando constante este parámetro, es inmediato

concluir que cuanto mayor sea el diámetro de la máquina y por tanto su potencia

asignada, menor ha de ser la velocidad de giro del rotor eólico.

Por otra parte, considerando un generador eléctrico conectado directamente a red

de frecuencia constante, su velocidad de sincronismo depende exclusivamente del

número de pares de polos. El empleo de generadores multipolares que se adapten

al régimen de giro del rotor eólico sin necesidad de cajas multiplicadoras es una

opción que no se ha considerado hasta hace pocos años por los siguientes motivos:


102

• Para que el número de polos no sea excesivamente elevado, la frecuencia

eléctrica del generador ha de ser más reducida que la frecuencia de la red, ya que

diseñar un generador directamente acoplado a una turbina que gire, por ejemplo a

20 rpm con una frecuencia de alimentación de 50 Hz supondría ubicar 300 polos en

el inductor de la máquina, lo cual no es en la mayoría de los casos viable

económicamente y supondría, además, serios problemas estructurales y de montaje

del aerogenerador.

• Gobernar un generador eléctrico con una frecuencia distinta a la de la red

requiere usar convertidores electrónicos como se ha comentado anteriormente,

con una fiabilidad suficiente de sus componentes. Esta madurez tecnológica de los

convertidores para una gama de potencias entre 500 y 1000 KW se ha alcanzado

recientemente, pero no para aerogeneradores de potencias superiores.

Uno de los parámetros de diseño de las cajas multiplicadoras es la relación de

transmisión. Cuanto menor sea esta relación menor será el tamaño de este

elemento y por tanto su coste. Las dos únicas formas de reducir la relación de

transformación son: disminuir la velocidad del generador aumentando su número

de polos y para una turbina en la que el diámetro está fijado aumentar la velocidad

de giro de la turbina. Esta última forma de reducir la relación de transmisión implica

aumentar los esfuerzos centrífugos y lleva asociado un aumento de las cargas

aerodinámicas sobre la estructura de la máquina. A pesar de esto, los diseñadores

siguen realizando esfuerzos considerables para aumentar la velocidad de giro del

rotor eólico.

Esta necesidad inicial de reducir la relación de transmisión no se percibe

actualmente, como un problema de diseño critico. Hoy día es posible encontrar en

el mercado cajas multiplicadoras de elevada potencia y relaciones de transmisión

elevadas (hasta 1:100) con rendimientos y fiabilidad muy altos durante todo su

periodo de funcionamiento.


103

Este grado de madurez actual se ha alcanzado gracias a la experiencia adquirida

durante años en los que las cajas de multiplicación fueron causa continuada de

avería, sobre todo en los primeros diseños. Las causas de fallo en este elemento no

se debían al diseño de la caja multiplicadora en sí, sino a las condiciones de trabajo

tan especiales a las que se ve sometida. El par que transmite una caja

multiplicadora y los esfuerzos que soporta su estructura presentan una

componente oscilatoria muy marcada que provoca fatiga por lo tanto aumento de

la probabilidad de fallo. Actualmente los diseños de cajas multiplicadoras se realizan

con unos coeficientes de seguridad muy elevados en los que se considera el estado

real de cargas con los que trabaja este componente. La tendencia en cuanto al

número de averías de cajas multiplicadoras se ha reducido en los últimos años.

3.7.1 Tipos de cajas multiplicadoras

Los engranajes de las cajas multiplicadoras pueden ser de dos tipos: engranajes

rectos o helicoidales. Los primeros se utilizan en cajas multiplicadoras de ejes

paralelos y presentan relaciones de multiplicación máxima en cada etapa de 1:5. Los

engranajes helicoidales tienen un diseño más sofisticado que los engranajes rectos y

se emplean en cajas multiplicadoras de tipo planetario. La relación de multiplicación

en cada etapa puede ser como máximo de 1:12.


104

Ilustración 70 Engranaje helicoidal y de diente recto

Las necesidades de transmisión de las turbinas actuales requieren el empleo de al

menos dos o tres etapas de multiplicación.

Ilustración 71 Etapas caja multiplicadora


105

En la figura número 1 se muestra una caja multiplicadora con 3 etapas de ejes

paralelos. En la número 2 hay dos etapas de planetarias y una de ejes paralelos. En

la número 3 está la disposición de tres etapas planetarias.

En general, las cajas multiplicadoras de ejes paralelos son más sencillas de diseño y

por lo tanto más baratas que los diseños planetarios. Sin embargo, ante igualdad en

la relación de transmisión y en la potencia transmitida los diseños con ejes

planetarios son más robustos y menos pesados, lo que hace que ésta opción sea la

más utilizada en máquinas de gran potencia.

En la actualidad los diseños de cajas multiplicadoras que incorporan los

aerogeneradores se realizan de forma específica para esta aplicación. Los nuevos

diseños de este componente incluyen parte de los apoyos de eje de baja velocidad

en su propia estructura. Las ventajas que presenta este diseño es por una parte su

reducido peso y su facilidad de ensamblaje con otros elementos del tren de

potencia durante el periodo de montaje. Otros diseños utilizan, al menos una etapa

de ejes paralelos para conseguir que los ejes de la caja multiplicadora no estén

alineados. Esta configuración se emplea en la actualidad en máquinas de paso

variable donde es posible utilizar un eje de baja velocidad hueco a través del cual se

conecta un vástago movido por un pistón hidráulico para modificar el ángulo de

paso de las palas.


106

Ilustración 72 Trenes epicloidales

3.7.2 Dimensionamiento

Para diseñar correctamente una caja multiplicadora no es suficiente conocer las

velocidades y pares que transmitirán sus ejes en condiciones nominales. Como se

indicó con anterioridad, el hecho de no considerar las variaciones de par tan

bruscas que se transmiten en una caja multiplicadora ha sido causa de fallos

sistemáticos en los primeros diseños.

Para el fabricante de cajas multiplicadoras sea capaz de realizar un diseño adecuado

de los engranajes, ejes y apoyos, es necesario que conozca las solicitaciones

mecánicas y esfuerzos que sus componentes han de transmitir y soportar durante

toda la vida útil del componente. Esta información previa se conoce tras un

detallado estudio de cargas que el diseñador del aerogenerador debe proporcionar.

El parámetro de diseño más importante es el par transmitido por el eje de baja en

condiciones nominales, sin embargo este par está sujeto a variaciones importantes.

Una forma de considerar las variaciones de par es mediante el espectro de carga.

que consiste en representar la magnitud y fase de estas pulsaciones de par durante

la vida de operación de la caja multiplicadora. El diseño ha de realizarse de tal forma


107

que la línea de resistencia a fatiga del material en función del número de ciclos sea

superior en todo momento al espectro de carga.

Ilustración 73 Espectro de carga

En muchas ocasiones, no es conocido el espectro de carga con el que la caja

multiplicadora debe trabajar, por lo que es habitual utilizar métodos empíricos para

realizar su diseño. El parámetro inicial de partida es el par nominal, Tn, que se

calcula, aproximadamente como el cociente entre la potencia eléctrica asignada al

aerogenerador y la velocidad de giro nominal. Se define el par equivalente, Te como

aquel aplicado de forma continua sobre el eje de la caja multiplicadora tuviera los

mismos efectos mecánicos que el espectro real de cargas. El cociente entre el par

equivalente y el par nominal se conoce como el factor de servicio (Ka = Te/Tn).

La magnitud de este factor de servicio depende en gran medida de la tecnología de

aerogeneradores, es decir, si es de velocidad fija o variable, o si el rotor eólico se

controla de forma activa o pasiva. Además el factor de servicio de la caja

multiplicadora depende de la disposición del freno mecánico y de la existencia de

amortiguamientos mecánicos para reducir las oscilaciones del par transmitido. Los

sistemas que presentan factores de servicio mayores son los sistemas de velocidad


108

fija y control de paso de pala pasivo con valores cercanos a 2. Los aerogeneradores

de velocidad variable y control de paso de pala activo presentan factores de servicio

para el diseño de la caja de multiplicación inferiores a 2.

Este criterio de diseño es completamente empírico y su aplicación depende en gran

medida de la experiencia del diseñador. En cualquier caso, cabe decir, que diseños

con factores de servicio cercanos a 2, presentan generalmente límites de resistencia

superiores en tres veces el par nominal de diseño. Este par tan elevado sólo se

presenta durante un accidente de cortocircuito. Para prevenir esta situación, que

puede provocar una avería irreversible en la caja multiplicadora, algunos diseños

disponen de embragues en el eje de alta velocidad con el fin de limitar el par

transmitido a otros componentes del sistema en caso de avería.

3.7.3 Rendimiento

Los modernos multiplicadores de velocidad se caracterizan por las pocas pérdidas

que presentan durante todo el proceso de transmisión. Estas pérdidas mecánicas se

deben a la fricción entre dientes del engranaje y al flujo de aceite necesario para la

lubricación. En las pérdidas mecánicas se incluyen también las debidas a la fricción

entre los rodamientos y los cojinetes de apoyo. La irreversibilidad de estos procesos

da lugar a una transmisión de calor que pueda llegar a ser un problema, sobre todo

en cajas multiplicadoras con diseño planetario de elevada potencia y muy

compactas. Por esta razón, en muchos casos es necesario utilizar sistemas de

refrigeración por aire o agua. El rendimiento mecánico, en principio depende de: el

número y tipo de etapas multiplicadoras, la potencia mecánica transmitida y la

velocidad de giro.


109

Ilustración 74 Rendimiento en función de la velocidad de giro y la potencia

La pérdida de potencia por etapa se estima en un 2% para cajas multiplicadoras con

engranajes rectos (sistemas de ejes paralelos) y un 1% para cajas multiplicadoras

con engranajes helicoidales (sistema planetario). En la siguiente figura se muestran

diferentes bandas de rendimiento máximo de caja multiplicadoras en función de la

potencia nominal transmitida y el tipo y número de sus etapas de transmisión.

Ilustración 75 Rendimiento en función de las etapas


110

3.7.4 Ruido acústico

Parte de las pérdidas de potencia se convierten en ruido acústico. Este factor puede

ser determinante en algunos diseños, sobre todo cuando el aerogenerador se ubica

en zonas cercanas a núcleos de población. El ruido acústico depende en gran

medida del tipo de materiales utilizados y el tamaño de la caja multiplicadora. El

ruido acústico se mide por el nivel de presión de las ondas sonoras, en dB. Los

diseños de mediana potencia con ejes paralelos, hasta 1MW, presentan niveles de

presión entre 80 a 85 dB a 1 m de distancia del aerogenerador. Para cajas

multiplicadoras de gran potencia, hasta 5MW, el ruido acústico puede ser de 100 dB

o superiores.

3.7.5 Amortiguamientos mecánicos

Los aerogeneradores conectados directamente a la red mantienen prácticamente

constante su velocidad de giro, esto hace que las variaciones de velocidad de viento

se traduzcan en oscilaciones de par que se transmiten directamente al tren de

potencia. En concreto, los generadores asíncronos presentan pequeñas variaciones

de velocidad cuando aumenta el par transmitido (deslizamiento), sin embargo los

generadores síncronos están diseñados de tal forma que su velocidad de giro

permanezca constante, al menos en régimen permanente, lo que da lugar a un

acoplamiento muy rígido con la red. Son pocos los diseños de aerogeneradores, que

se han realizado con generadores síncronos directamente acoplados a la red, sin

embargo en todos ellos se ha incluido algún sistema de amortiguamiento de las

oscilaciones mecánicas para reducir las cargas sobre el tren de potencia.

A continuación se indican algunas técnicas empleadas para amortiguar estas

oscilaciones mecánicas.


111

7.3.5.1 Diseño flexible a torsión del eje del rotor.

Este diseño se utilizó, no con demasiado éxito, en el aerogenerador americano

MOD-2. Está máquina estaba equipada con un generador síncrono directamente

conectado a red (sin convertidores electrónicos). Para aportar cierto

amortiguamiento al tren de potencia se diseñó el eje principal con dos ejes

concéntricos; el más interior se encargaba de transmitir par mecánico y el más

exterior aportaba flexibilidad torsional al tren de potencia. Nuevas generaciones de

aerogeneradores se han diseñado con un sistema de velocidad variable para

solucionar los problemas estructurales ocurridos en el eje de baja de la máquina.

Ilustración 76 Diseño flexible a torsión

7.3.5.2 Cajas multiplicadoras con suspensión

Una solución para aportar flexibilidad torsional al tren de potencia es utilizar cajas

multiplicadoras con suspensión mecánica conectada entre la carcasa de la caja

multiplicadora y la bancada de unión a la estructura de la góndola. Esta suspensión

consiste en amortiguadores hidráulicos que permiten, en algunos diseños, hasta 30°

de torsión en el caso de ráfagas extremas.


112

Ilustración 77 Caja multiplicadora con suspensión

7.3.5.3 Acoplamientos fluidos

Otra forma de reducir las oscilaciones de par en el tren de potencia es introducir un

acoplamiento fluido entre el generador y la caja multiplicadora, sin embargo este

tipo de sistemas introduce pérdidas adicionales de potencia y un mayor

mantenimiento del sistema.


113

Ilustración 78 Sistema con acoplamientos fluidos

7.3.5.4 Transmisiones variables

Los problemas asociados a las oscilaciones de par se pueden solventar en el

momento que la velocidad de giro del eje lento se puede modificar, ya que la

aceleración y la inercia del rotor eólico permite almacenar las variaciones

transitorias de potencia en forma de energía cinética de rotación. Una forma de

cambiar la velocidad de giro del eje del rotor, utilizando generadores eléctricos

acoplados directamente a red sin necesidad de convertidores electrónicos, es

empleando un sistema de transmisión mecánica de relación variable. Este sistema,

que no ha pasado la fase de prototipo, presenta como inconveniente fundamental

la complejidad mecánica que se introduce al tren de potencia. Los sistemas de

velocidad variable actuales, modifican la velocidad de giro del sistema alimentando

al generador a frecuencia variable utilizando convertidores electrónicos. En la

siguiente figura se muestra un esquema de este sistema.


114

Ilustración 79 Transmisión variable

Ilustración 80 Acoplamiento flexible

115

4

Especificaciones

técnicas y diseño

Especificaciones técnicas y diseño

116

4.1 Especificaciones técnicas

En el diseño de la caja multiplicadora que se va a desarrollar se tienen los siguientes

datos más relevantes.

Potencia nominal 6.15MW

Relación de transmisión 97,043

2 etapas planetarias y 1 de ejes paralelos Dentado helicoidal en todas las etapas

Tabla 3 Parámetros de diseño

La curva de potencia de la máquina es la siguiente:

Ilustración 81 curva de potencia aerogenerador de 5MW

Se observa que la velocidad de arranque de la máquina, es decir, la velocidad del

viento a la cual empieza a producir electricidad es de 3 m/s, y la velocidad del viento

a la cual produce potencia nominal es de 13 m/s.

El aerogenerador es de velocidad variable, es decir, la velocidad de giro del rotor

varía para obtener la velocidad específica óptima y así el coeficiente de potencia

óptimo que permita a la máquina sacar el máximo rendimiento energético. Para


117

extraer la máxima potencia de un viento dado la velocidad de giro de la turbina

debe ser proporcional a la velocidad del viento, según la expresión de la velocidad

específica.

Ω λ · vR

Si se sustituye la velocidad del viento en la expresión de la potencia, acaba

quedando que, para el máximo coeficiente de potencia, la expresión depende sólo

de la velocidad de giro óptima de la máquina.

PT KΩR

Y si se divide ambos términos de la expresión por Ωopt quedará la expresión del par

óptimo o de máxima potencia.

T KΩ.

Esto es lo que se denomina seguimiento del punto de máxima potencia. Para

velocidades del viento por encima de la nominal, la captura energética debe

limitarse, usualmente, por medio del control de paso de pala. Debido a la necesidad

del generador de operar a velocidades variables, se dispone de un convertidor de

frecuencia para poder conectarlo a una red de frecuencia constante.

Los generadores suelen ser de inducción con rotor de jaula de ardilla o rotor

bobinado y generador síncrono con devanado de excitación o imanes permanentes

como se comentó en la parte referente a los generadores. El regulador de velocidad

ajustará una referencia de par para el sistema de control de par del generador.

Cuando el par del generador sea igual al par de la turbina se alcanzará el equilibrio a

la velocidad establecida. La aceleración o deceleración hasta nuevos valores de la

velocidad de consigna se alcanzará disminuyendo o aumentando, respectivamente,

el par del generador eléctrico. La estructura de control consta pues, de un bucle

externo de control de velocidad y uno interno de control de par. Es deseable hacer

el bucle de control de velocidad lo más lento posible para hacer el mejor uso posible


118

de los cambios de energía cinética almacenada en el rotor de la turbina y del

generador. La referencia de velocidad de máxima potencia se obtiene a partir de la

relación:

Ω TK

Donde Tt es una estimación del par de la turbina. No obstante, el seguimiento

dinámico del punto de máxima potencia lleva a unas elevadas oscilaciones de la

potencia producida. Una alternativa consiste en utilizar la potencia generada para

obtener la velocidad óptima, esto hace que los cambios en la referencia de la

velocidad no sean tan bruscos, ya que la potencia generada es igual a la potencia de

la turbina, descontadas las perdidas, únicamente en régimen permanente, ya que

en el transitorio los cambios de energía cinética del aerogenerador intervienen en el

balance de potencias.

PT KΩR

Las estrategias de seguimiento del punto de máxima potencia expuestas hasta

ahora se denominan control directo de velocidad ya que se basan en hacer girar la

turbina a la velocidad óptima mediante la acción directa de un regulador. El control

indirecto consiste en obtener el par óptimo de la turbina, dado que está ligado con

la velocidad óptima y así girar a la velocidad adecuada. En régimen permanente

este par viene dado por:

T T B Tc

Donde Tt es el par de la turbina, y Te es el par electromagnético del generador y Tl

es el par de pérdidas, que incluye rozamiento fricción y pérdidas en el hierro del

generador. La potencia máxima se puede alcanzar demandando un par eléctrico al

generador.

T KΩ. # TcΩ


119

El par de pérdidas se puede representar como una función de la velocidad. Este

método presenta la ventaja de ser mucho más simple y fácil de implementar, dado

que no requiere el uso de un regulador de velocidad.

Los aerogeneradores de velocidad fija, se considera que el generador eléctrico es un

generador asíncrono y que la limitación de potencia se realiza por regulación pasiva

por entrada en pérdidas, ya que es el tipo más extendido.

La velocidad de giro de estos generadores viene impuesta por la frecuencia de la

red que es constante de 50 Hz, por la expresión:

n 60fp

Donde p es el número de pares de polos del generador. Por lo tanto, una máquina

de 2 pares de polos girará a 1500rpm cuando se conecta a la red. Esto es

estrictamente cierto en generadores síncronos, sin embargo en los asíncronos esta

relación determina la velocidad de sincronismo pero la máquina girará a una

velocidad algo mayor, dependiendo del deslizamiento, aun así el margen es tan

estrecho que se sigue considerando velocidad fija.

Un aumento de la velocidad del viento por encima de la velocidad nominal,

provocará la entrada en pérdida del perfil, y por tanto no habrá aumento de

potencia, evitando así la sobrecarga del generador. El coeficiente de potencia

máximo de estas máquinas se obtendrá para la velocidad nominal del viento,

mientras que si no sopla el viento a esa velocidad, la producción energética no es la

óptima. El valor de la velocidad del viento a la que se obtiene el máximo coeficiente

de potencia debe elegirse de modo que la producción total de energía en un

determinado emplazamiento resulte máxima. Si se elige una velocidad de giro

óptima a vientos cercanos al nominal, se producirá una elevada perdida energética

a vientos bajos, que en muchos emplazamientos pueden ser bastante frecuentes. Si

se elige una velocidad de giro óptima a vientos bajos, se producirá una elevada

pérdida energética a vientos cercanos al nominal, que son los que mayor contenido


120

energético tienen. En ocasiones los fabricantes disponen a la máquina de un

generador de dos velocidades, constituido por dos devanados estatóricos: uno de

mayor número de polos (menor velocidad) y menor potencia, para aprovechar los

vientos bajos, y otro de menor número de polos para aprovechar los vientos altos.

En otros casos se utilizan dos generadores distintos, pero la función es la misma.

Cuando se alcanza la plena potencia en el generador de menor potencia se pasa al

de mayor potencia, para así tener un mayor aprovechamiento energético. Para

evitar el continuo salto de uno a otro con los problemas que eso supone, existe una

banda de histéresis.

La potencia de la multiplicadora es de 6.15 MW ya que aunque el aerogenerador

sea de 5 MW de potencia nominal, admite una sobrecarga del 20 %. SI la potencia

nominal de la máquina se consigue para una velocidad de rotación de 10 rpm el 20

% de 5 MW es 1 MW, por lo que el generador puede dar una potencia a red en

permanencia de 6 MW, y la velocidad de rotación, al ser la máquina de velocidad

variable, puede ser de 12 rpm. La velocidad mínima de rotación es de 6 rpm. El

rendimiento mecánico de la caja multiplicadora es del 97.5 %, que se puede deducir

de los datos suministrados. En la siguiente tabla se recogen los datos de las

velocidades de rotación de la máquina.

Velocidad mínima de rotación 6 rpm

Velocidad nominal de rotación 10 rpm

Velocidad máxima de rotación 12 rpm

Tabla 4 Velocidades de rotación de funcionamiento

El par nominal es de 4774,65 KNm obtenido de la relación:

P M · Ω

Donde la potencia nominal son 5MW y la velocidad de rotación nominal son 10

rpm. A pesar de esto, el par nominal no es el par de diseño de la máquina, ya que en


121

condiciones de funcionamiento nominal, se pueden dar ráfagas de viento que

implican variaciones de par importantes. En la siguiente tabla se muestran los

esfuerzos que aparecen según las distintas velocidades del viento.

Ilustración 82 Disposición de los ejes de referencia

Velocidad

viento (m/s)

13

30

13+4.28 150

Condiciones Normal Máximo Ráfaga Supervivencia

Fz (KN) -4515 -4013 -4517 -4512

Fx (KN) 874 588 998 300

Fy (KN) 11.8 43 12 0

Mx (KN) 5000 5225 5506 0

My (KN) 92 1321 3036 3583

Tabla 5 Tabla de esfuerzos según las velocidades del viento

Las fuerzas en la dirección Z son negativas ya que son las del peso que van en la

dirección de la torre. El sentido del momento en la dirección del eje X tendrá

sentido positivo o negativo en función del sentido de giro. Tal como están puestos,

el giro es en sentido horario visto desde el buje.

Por tanto, el par nominal para la partida de diseño será el cociente entre la potencia

asignada a la máquina y la velocidad de giro nominal. En este caso, dado que la

velocidad de giro nominal es 10 rpm y la potencia nominal son 5MW, par nominal

son 4775 KNm, que como se ve en la tabla, en condiciones normales de

Z

X


122

funcionamiento corresponde a los 5000KNm. Pero este caso no es el más

desfavorable para el diseño, ya que en condiciones nominales de funcionamiento y

la aparición de una ráfaga provoca una par de 5506 KNm. Parte de estas ráfagas son

absorbidas por el sistema auxiliar de absorción de vibraciones que lleva incorporado

la caja multiplicadora como se verá más adelante.

A continuación se va a definir cada una de las tres etapas que componen la caja

multiplicadora, y se comentará el por qué de su elección. Se han elegido ruedas

dentadas helicoidales, que aunque son más costosas y caras de fabricar, presentan

multitud de ventajas frente a las ruedas de dentado recto, como reducción de ruido

o mayor transmisión de potencia.

Previamente, se comentarán los principales aspectos y magnitudes de una rueda

dentada.

4.2 Ruedas dentadas. Principales magnitudes.

4.2.1 Ruedas cilíndricas de dentado helicoidal

Los engranajes cilíndricos de dentado helicoidal están caracterizados por su

dentado oblicuo con relación al eje de rotación. En estos engranajes el movimiento

se transmite de modo igual que en los cilíndricos de dentado recto, pero con

mayores ventajas. Los ejes de los engranajes helicoidales pueden ser paralelos o

cruzarse, generalmente a 90º. Para eliminar el empuje axial el dentado puede

hacerse doble helicoidal.

Los engranajes helicoidales tienen la ventaja que transmiten más potencia que los

rectos, debido que para un mismo ancho de la rueda, existe más superficie de

contacto entre dientes debido al dentado helicoidal. Son más silenciosos y más

duraderos; además, pueden transmitir el movimiento de ejes que se corten. De sus

inconvenientes se puede decir que se desgastan más que los rectos, son más caros

de fabricar y necesitan generalmente más engrase que los rectos.


123

Lo más característico de un engranaje cilíndrico helicoidal es la hélice que forma,

siendo considerada la hélice como el avance de una vuelta completa del diámetro

primitivo del engranaje. De esta hélice deriva el ángulo β que forma el dentado con

el eje axial. Este ángulo tiene que ser igual para las dos ruedas que engranan pero

de orientación contraria, o sea: uno a derechas y el otro a izquierda. Su valor se

establece a priori de acuerdo con la velocidad que tenga la transmisión, los datos

orientativos de este ángulo son los siguientes:

• Velocidad lenta: β = (5º - 10º)

• Velocidad normal: β = (15º - 25º)

• Velocidad elevada: β = 30º

4.2 .2 Magnitudes principales

Ilustración 83 Engranaje de dentado helicoidal

CILINDRO PRIMITIVO: superficie cilíndrica, coaxial a la rueda, que se toma como

referencia para definir las dimensiones del dentado. Su sección, por un plano

perpendicular al eje de la rueda, da lugar al círculo primitivo.

CILINDRO DE CABEZA: superficie cilíndrica, coaxial a la rueda, que limita las cabezas

de los dientes.

Su sección, por un plano perpendicular al eje de la rueda, da lugar al círculo de

cabeza.


124

CILINDRO DE PIE: superficie cilíndrica, coaxial a la rueda, que limita los pies de los

dientes. Su sección, por un plano perpendicular al eje de la rueda, da lugar al círculo

de pie.

DIAMETRO PRIMITIVO (d): diámetro del círculo primitivo.

DIAMETRO DE CABEZA (da): diámetro del círculo de cabeza.

da = d + 2ha

DIAMETRO DE PIE (df): diámetro del círculo de pie.

df = d - 2hf

HELICE PRIMITIVA: intersección de un flanco del diente con el cilindro primitivo.

ANGULO DE LA HELICE (β): ángulo agudo de la tangente a la hélice primitiva con la

generatriz del cilindro primitivo.

NUMERO DE DIENTES (z): es el número de dientes de la rueda.

Ilustración 84 paso de la hélice


125

PERFIL CIRCUNFERENCIAL: sección de un flanco por un plano perpendicular al eje de

la rueda.

PASO CIRCUNFERENCIAL (pt): longitud del arco de la circunferencia primitiva

comprendido entre dos flancos homólogos consecutivos.

pt = £d/z

MODULO CIRCUNFERENCIAL (mt): es la relación entre el diámetro primitivo

expresado en milímetros y el número de dientes de la rueda.

mt=d/z

PERFIL NORMAL: sección de un flanco por un plano perpendicular a la hélice

primitiva.

PASO NORMAL (pn): longitud del arco comprendido entre dos flancos homólogos

consecutivos, medido a lo largo de una hélice del cilindro primitivo perpendicular a

la hélice primitiva.

pn = pt cosβ

MODULO NORMAL (mn): es la relación entre el paso normal expresado en

milímetros y el número π.

Adopta un valor normalizado.

mn=mt cosβ

PERFIL AXIAL: sección de un flanco por un plano paralelo al eje de la rueda.

PASO AXIAL (px): distancia entre dos flancos homólogos consecutivos, medido a lo

largo de una generatriz del cilindro primitivo.

px=pt/tangβ


126

MODULO AXIAL (mx): es la relación entre el paso axial expresado en milímetros y el

número π.

mx=mt/tangβ

Ilustración 85 Magnitudes según la vista

LONGITUD DEL DIENTE (b): longitud de la parte dentada, medida siguiendo la

generatriz del cilindro primitivo. Es el ancho de la rueda.

ALTURA DE CABEZA DE DIENTE (ha): distancia radial entre la circunferencia de

cabeza y la circunferencia primitiva.

ha=mn

ALTURA DE PIE DE DIENTE (hf): distancia radial entre la circunferencia de pie y la

circunferencia primitiva.

hf =1,25mn

ALTURA DE DIENTE (h): distancia radial entre la circunferencia de cabeza y la

circunferencia de pie.

h = ha - hf


127

Otro parámetro importante en los engranajes es el ángulo de presión. Se llama

ángulo de presión, al ángulo que forma la tangente común a las dos circunferencias

base con la tangente común a las dos circunferencias primitivas.

Su interpretación física se basa en que la tangente común a las dos circunferencias

base que hemos denominado “línea de engrane” es la recta donde se ubica el lugar

geométrico de todos los puntos de contacto, normal común a los perfiles de los

dientes en dicho punto de contacto y dirección de la componente normal de la

fuerza que un diente ejerce sobre otro; de ahí el nombre de “ángulo de presión”.

Ilustración 86 Ángulo de presión y recta de engrane

Esta magnitud permite relacionar las dimensiones medidas sobre la circunferencia

base con aquellas que se miden sobre la circunferencia primitiva.

El ángulo de presión está normalizado en 20° y este suele ser su valor

generalmente, si bien en el sistema británico se toma muy a menudo como 14,5°.

Otro valor que también es normal es el de 25º. La siguiente figura muestra como

varía la forma del diente para los distintos ángulos de presión “α”.


128

Ilustración 87 Ángulos de presión típicos

A continuación se explicará la combinación de varias ruedas dentadas para la

formación de trenes de engranajes, que son los que componen las etapas de la caja

multiplicadora.

4.3 Trenes de engranajes

Es la combinación de varias parejas de ruedas dentadas, transmitido así

movimiento entre distintos ejes.

Pueden ser: fijos (si los ejes giran sobre sí mismos, pero se mueven en el espacio) y

planetarios (algún o algunos ejes, además de girar sobre sí mismos, giran alrededor

de otro eje de la máquina. Estos últimos son los que conciernen a la caja

multiplicadora en sus dos primeras etapas.

Son aquellos en que, engranando varias parejas de ruedas dentadas, transmiten

movimiento entre distintos ejes de tal manera que alguno o algunos de estos ejes,

además de girar sobre sí mismos, giran alrededor de otro eje de la máquina

(movimientos de rotación y traslación como los planetas). Todos ellos tienen

fundamentalmente tres ejes: el de arrastre de la primera rueda del mecanismo, el

de arrastre de la última rueda del mecanismo y el soporte de las ruedas que

engranando con ellas, transmiten movimiento entre la primera y la última.

Así, en la

de salida y L es el zócalo o soporte.

En la siguiente figura

la rueda planetaria.


Así, en la figura el eje E es el de la primera rueda, el eje S el de la última

es el zócalo o soporte.

siguiente figura se aprecia como es el movimiento de rotación combinado de

la rueda planetaria.

Ilustración 88 Movimiento epicicloidal

Ilustración 87 Bastidor moviendo ruedas planetarias

129

rueda, el eje S el de la última, la

se aprecia como es el movimiento de rotación combinado de

Ilustración 87 Bastidor moviendo ruedas planetarias


130

4.3.1.- Relación de velocidades. Fórmula de Willis.

Ilustración 89 tren de engranajes

Por ser las velocidades angulares de los ejes coincidentes o paralelas, podemos

aplicar a todo el mecanismo, respecto al espacio fijo, una velocidad angular -ωL

(igual y opuesta a la del soporte o zócalo) lo que equivaldría a situar el observador

en dicho soporte, con lo que para este observador:

A) El zócalo permanecerá en reposo

B) La rueda primera girará a ω1 - ωL

C) La última rueda rotará a ω4 - ωL

Ahora bien, por permanecer el zócalo en reposo, se habrá convertido el tren

planetario inicial en un tren de engranajes fijo para el que sabemos que la relación

de velocidades es:

42

31

1

4

*

*

ZZ

ZZ

l

l ±=−−

ωωωω

(Fórmula de Willis)

Atención al signo, ya que este será + cuando en el movimiento relativo las ruedas 1

y 4 giren en el mismo sentido o – cuando dichas ruedas giren en sentido contrario.

Como se ve, la fórmula de Willis siempre está indeterminada pues

relaciona, mediante una sola expresión, tres velocidades angulares (ω1, ω4, ωL)

luego no establece una relación de velocidades única si no se impone alguna otra

condición. Por ello estos variadores de velocidad también se clasifican en:

1. Simples o epicicloidales, si hacen que 1 ó 4 estén solidarias al espacio fijo

Con lo que ω1 u

lωω4 u

lωω1

2. Compuestos o diferenciales, si ninguna de las ruedas permanece solid

al espacio fijo, en cuyo caso para que, entre las velocidades angulares de las ruedas

primera y última y la velocidad angular del zócalo, existan relaciones determinadas

y hemos de imponer alguna

a) Relacionar la velocidad


Simples o epicicloidales, si hacen que 1 ó 4 estén solidarias al espacio fijo

u ω4 serán nulas y la fórmula de Willis permite determinar la relación

respectivamente:

Ilustración 90 Epicicloidal

Compuestos o diferenciales, si ninguna de las ruedas permanece solid



y hemos de imponer alguna otra condición, como puede ser:

Relacionar la velocidad angular del zócalo con la de la primera rueda 1:

l

A

ωωωω

=== 1

1 ;4

1

40

20*

40

20

Ilustración 91 Relación de velocidades tren engranajes

131

Simples o epicicloidales, si hacen que 1 ó 4 estén solidarias al espacio fijo.

serán nulas y la fórmula de Willis permite determinar la relación

Compuestos o diferenciales, si ninguna de las ruedas permanece solidaria



otra condición, como puede ser:

angular del zócalo con la de la primera rueda 1:

Ilustración 91 Relación de velocidades tren engranajes

b) Meter un movimiento determinado a las ruedas 1 y 4 con lo que, conocidas

ω1, ω4, la fórmula de Willis nos permite encontrar el valor de

c) obligar a que las ruedas 1 y 4 giren a la misma velocidad (como ocurre en la

diferencial de un automóvil cuando circula por una recta) o que estén

relacionadas de una manera determinada (cuando dicho automóvil está

tomando una curva).

4.3.2

En la figura siguiente se muestra la disposición del tren de engranajes que forma la

caja multiplicadora.


Meter un movimiento determinado a las ruedas 1 y 4 con lo que, conocidas

, la fórmula de Willis nos permite encontrar el valor de

Ilustración 92 Tren de engranajes

obligar a que las ruedas 1 y 4 giren a la misma velocidad (como ocurre en la


elacionadas de una manera determinada (cuando dicho automóvil está

tomando una curva).

4.3.2 Trenes de engranajes planetarios



Ilustración 93 Tren de engranajes multiplicadora

132

Meter un movimiento determinado a las ruedas 1 y 4 con lo que, conocidas

, la fórmula de Willis nos permite encontrar el valor de ωL.

obligar a que las ruedas 1 y 4 giren a la misma velocidad (como ocurre en la


elacionadas de una manera determinada (cuando dicho automóvil está


e engranajes multiplicadora


133

Aplicando la fórmula de Willis, sabiendo la velocidad de entrada (eje de baja y la

velocidad de salida dada la relación de multiplicación), se puede conocer la

velocidad de giro de cada rueda en cada etapa.

Ilustración 94 Imágenes caja multiplicadora diseñada

• Etapa 1:

Etapa planetaria compuesta por un anillo exterior, tres ruedas planetarias y un

piñón, todos ellos de dentado helicoidal. El eje de baja velocidad se une mediante

un bastidor a las tres ruedas planetarias que multiplican la velocidad del piñón. La

unión entre bastidor y ruedas lleva rodamientos para permitir el giro de rotación de

las planetarias sobre su propio eje y alrededor del piñón, es decir, las planetarias

realizan dos giros, de spin y de precesión.

Cómo se puede observar, el módulo de todas las ruedas de la etapa es el mismo,

condición indispensable para que puedan engranar rued

que se hace referencia es el módulo circunferencial.

qué es el valor más común como ya se ha comentado anteriormente. Hay que

remarcar, que el anillo exterior está fijo, unido a la carcasa de la ca

y por tanto no gira. Lo mismo pasa en la segunda etapa que también es planetaria.

El ángulo de la hélice es el mismo, pero para el piñón y anillo es a derechas y para

satélites a izquierdas.




realizan dos giros, de spin y de precesión.

Ilustración 95 Primera etapa planetaria de i=6.2

Tabla 6 Características engranajes primera etapa


condición indispensable para que puedan engranar ruedas dentadas.

que se hace referencia es el módulo circunferencial. El ángulo de presión es de 20°


remarcar, que el anillo exterior está fijo, unido a la carcasa de la ca



satélites a izquierdas.

134



Ilustración 95 Primera etapa planetaria de i=6.2

Características engranajes primera etapa


as dentadas. El módulo al

El ángulo de presión es de 20°,


remarcar, que el anillo exterior está fijo, unido a la carcasa de la caja multiplicadora




135

Sabiendo que nl1 es 10 rpm, y la relación de la primera etapa es de i= 6.2. Aplicamos

la fórmula de Willis, con velocidad de arrastre la del bastidor, que será nuestro

observador móvil, al que denominaremos nl1.

&R # & & # & # 1 1. · 1.1R

Si la velocidad de la rueda dentada exterior es nula, y conociendo los números de

dientes de las ruedas.

# 1 1R &R # & #& ) &R& 1 B 1 1R

Por lo tanto, con los datos de los números de dientes que se muestran en la tabla, la

velocidad de salida de de esta etapa, que es la del piñón, es de 62 rpm. La relación

de transmisión de esta primera etapa es i = 6.2.

Se puede obtener la velocidad de rotación de las ruedas planetarias, teniendo en

cuenta, que en la fórmula de Willis. Estas ruedas tienen dos movimientos de

rotación, uno de spin y otro de precesión alrededor del piñón. Por eso para saber la

velocidad absoluta de las ruedas planetarias, habrá que obtener el vector y luego su

módulo.

&R # & &. # & # 1.1R

Dónde el denominador del primer término es la velocidad de spin de la rueda

planetaria, es decir, la velocidad de rotación sobre su propio eje.

&. # & &.vUu¤

El valor absoluto de está velocidad si se hacen los cálculos correspondientes es:

&.vUu¤ 24.762 hA?

De la misma manera, se podría haber aplicado la fórmula de Willis entre la rueda

planetaria y el anillo exterior, obteniéndose el mismo resultado:


136

&. # & & # & 1 1.

&. # & &.vUu¤ #& · 1 1.

El valor absoluto es lo que interesa, ya que el signo negativo que sale al hacer la

operación sólo indica el sentido de rotación, que es contrario al criterio de rotación

supuesto. Sabiendo que la velocidad del sistema de arrastre es la velocidad del

bastidor 10 rpm, se puede obtener la velocidad absoluta de la rueda planetaria.

&. ¥& . B &.vUu¤. 26.705 hA?

Las otras ruedas planetarias se comportan exactamente igual.

La aplicación de la fórmula de Willis se reduce al hecho de poder aplicar la relación

de transmisión entre dos ruedas que no están engranando, restando la velocidad de

un observador móvil, para así convertir estas ruedas en ruedas convencionales que

engranan y poder relacionar sus velocidades de rotación.

Se puede aplicar:

• Entre una rueda convencional y otra convencional cualquiera siempre y

cuando en la transmisión haya una planetaria de por medio.

• Entre una rueda convencional y otra planetaria.

De esta manera se obtienen:

• Velocidades angulares de las ruedas de un tren de engranajes

• Velocidades de spin de ruedas planetarias.

Etapa 2:

La segunda etapa también es planetaria como la primera, con tres ruedas de

dentado helicoidal como satélites que giran alrededor del piñón, multiplicando su

velocidad. La diferencia fundamental, aparte de relación de transmisión que en esta


137

etapa es de i = 6, es el tamaño. El módulo de esta etapa es 14 mm, con lo que

reducimos tamaño y peso. Esto es lógico ya que los pares transmitidos son

inversamente proporcionales a la relación de transmisión, con lo que en esta etapa

el par que se transmite es 6,2 veces menor que en la etapa anterior. Esto se puede

deducir del balance de potencia entre una etapa y otra.

J. J · ¦

Y sabiendo que la potencia se puede expresar como:

J Y · §

Y. · §. Y · § · ¦

Si la relación de transmisión de la etapa 1 es:

¨ ω §.

Y. Y · ¦¨

El rendimiento de cada etapa es cercano al 99 %, para que en el total de la caja

multiplicadora se alcance un rendimiento del 97.5 %.

Ilustración 96 Etapa planetaria segunda de i=6


138

Tabla 7Características segunda etapa

La relación de velocidades y la aplicación de la fórmula de Willis se realizan de

idéntica manera que en la etapa anterior, por lo que se prescindirá de mostrar de

nuevo la formulación.

La velocidad del piñón, que es la velocidad de salida a la siguiente etapa, es de 372

rpm, que se puede sacar con la relación de transmisión y con la velocidad de salida

de la primera etapa.

Esta etapa, al ser de menor módulo y por lo tanto más pequeña, necesita un

soporte para anclarla a la carcasa exterior, ya que el anillo está fijo en todo

momento.

Etapa 3:

Esta última etapa es de ejes paralelos, con una relación de transmisión de 2.60869.

Se resumen las características de esta etapa en la siguiente tabla.

Tabla 8 Característica etapa ejes paralelos

Esta etapa es la que conecta con el eje de salida o de alta velocidad, que es el que

mueve el generador eléctrico. Con la velocidad nominal de entrada que se ha

comentado de 10 rpm, en el eje de salida se tiene una velocidad de 970.433 rpm. En

esta etapa de ejes paralelos, las ruedas engranan directamente, por lo que no es

necesaria la aplicación de de la fórmula de Willis, no hace falta observador móvil. La

Rueda Módulo (mm) Ángulo de presión (°) Ángulo hélice (°) Diámetro primitivo (mm) Número de dientes

Anillo 14 20 20 1960 140

Satélite 14 20 20 784 56

Piñón 28 28 28 28 28

Rueda Módulo (mm) Ángulo de presión (°) Ángulo hélice (°) Diámetro primitivo (mm) Número de dientes

Entrada 14 20 30 840 60

Salida 14 20 30 322 23


139

relación de transmisión es proporcional a la relación entre los dientes de las ruedas

que engranan.

§ §. 1 1.

Si la velocidad de entrada § es de la de salida de la segunda etapa, 372 rpm y la de

salida de 970.433 rpm, se puede comprobar que coincide con la relación entre los

dientes de ambas ruedas.

Ilustración 97 Etapa de salida

Existen otras magnitudes de los engranajes helicoidales también importantes, como

es la relación de contacto entre los dientes, el perfil del diente, etc.

Si se corta una rueda cilíndrica helicoidal por un cilindro coaxial con él y de radio el

primitivo y se considera la intersección de dicho cilindro con el flanco de uno de sus

dientes. Al desarrollar este cilindro, se tiene un rectángulo con base de longitud

2£R y su altura igual a la anchura b de la rueda. La intersección del diente

considerado, en vez de dar una recta AB (paralela a la generatriz del cilindro) dará la

línea AB´ inclinada respecto a AB el ángulo β de inclinación de los dientes del

engranaje helicoidal. Este cilindro desarrollado estará sobre el plano P del papel.

Por un punto cualquiera P del diente

en el que estará situada la línea de acción del esfuerzo transmitido por este diente

cuando engrane

potencia determinada. Esta línea de acción, por tener que ser perpendicular al

flanco del diente, formará el ángulo

como la PQ (αr

Por otro lado, si entre los engranajes

considerada en

según la dirección perpendicular a su eje y en el plano C valdrá:

Esfuerzo que precisa una acción:


Por un punto cualquiera P del diente se traza un plano perpendicular a dicho diente


cuando engrane con el de la otra rueda, entre las que se desea


flanco del diente, formará el ángulo αr con el plano C; luego será una dirección tal

es el ángulo de presión).

Ilustración 98 Proyección esfuerzos engranaje helicoidal

Por otro lado, si entre los engranajes se desea transmitir una potencia P y si la rueda

considerada en la figura gira a una velocidad angular ω, el esfuerzo T transmitido


Esfuerzo que precisa una acción:

140

un plano perpendicular a dicho diente


e la otra rueda, entre las que se desea intercambiar una


; luego será una dirección tal

Ilustración 98 Proyección esfuerzos engranaje helicoidal

transmitir una potencia P y si la rueda

, el esfuerzo T transmitido



141

Según el plano C en la dirección normal al diente. Por lo tanto, la acción entre los

dientes según su normal común será:

g >¤cos 0x >cos 0x · cos '

Dicho de otra forma, al engranar dos ruedas helicoidales y prescindiendo del

rozamiento entre los dientes, aparecerá una fuerza sobre la normal común a ellos

de valor N que se descompondrá en las tres siguientes:

• Una de valor Fr que tenderá a cargar radialmente los apoyos de las ruedas.

• Una segunda de valor Fa que cargará axialmente los apoyos de dichas

ruedas.

• Una tercera T que es la que realmente se emplea en transmitir potencia.

Por ello, se han elegido rodamientos de rodillos cilíndricos a rótula del catálogo de

SKF, para permitir el giro entre las ruedas planetarias y el eje que las atraviesa que

va unido al bastidor de entrada. Las características de los rodamientos elegidos para

soportar las cargas axiales y radiales están en los catálogos de los anejos.

Desde el punto de vista del dimensionamiento de estas ruedas, todo funcionará

como si se tratara de una rueda de dientes rectos en que:

1º.- El esfuerzo tangencial al cilindro primitivo fuera Tn=T/cosβ.

2º.- La anchura de la rueda fuera bn=b/cosβ.

3º.- El ángulo de presión valiera αr.

4º.- El número de dientes fuera Zn = Z/cos3β.

5º.- El módulo de engranajes fuera el normal mn.

142

5

Sistemas auxiliares

y mantenimiento

Sistemas auxiliares y mantenimiento

143

5.1 Lubricación de la multiplicadora2

En los modernos aerogeneradores los Sistemas de Lubricación Centralizada (CLS)

están siendo implementados en las plantas de producción de energía eólica. Los

objetivos principales son la simplificación del servicio, reducción de costes,

minimización de desgaste y roturas, y el distanciamiento de las revisiones

programadas al máximo.

A pesar de mejorar los servicios, todavía sigue siendo esencial incrementar la vida

eficaz de los aerogeneradores y reducir los costes de operación. Uno de los mayores

problemas para el mantenimiento de los aerogeneradores es el hecho de que

algunos fabricantes no incluyan un sistema de lubricación automática. El aporte de

pequeñas cantidades de lubricante a intervalos regulares renueva la capa de

lubricante de los componentes de los puntos de fricción; con el efecto inmediato de

reducción de ruidos y prevención ante la posibilidad de que elementos

contaminantes puedan alojarse en las zonas de rozamiento. El resultado de una

correcta lubricación es trabajo uniforme de los cojinetes durante largos periodos de

tiempo.

Una lubricación incorrecta o insuficiente puede provocar paradas prolongadas. El

gran incremento de los costes de equipos, lubricantes y del mantenimiento,

conduce a la necesidad de los sistemas de lubricación centralizada.

Las condiciones severas de trabajo, tales como vibraciones, cargas mecánicas,

contaminación, humedad, etc. incrementan el desgaste de los rodamientos y

puntos de fricción en los engranajes. Una lubricación adecuada es absolutamente

necesaria para asegurar una correcta protección. Debe también tenerse en cuenta

la dificultad de acceder al aerogenerador para realizar las labores de

mantenimiento.

2 El diseño de la bomba de lubricación no se acometerá por estar relacionados otros proyectos con la

misma necesidad, y así, realizar la elección de un sistema que satisfaga todas las necesidades de lubricación, aunque se darán los requerimientos, como el caudal.


144

Mientras el aerogenerador está trabajando, el lubricante es aportado de forma

controlada tanto en frecuencia como en caudal a todos los puntos del sistema de

engrase. La lubricación en continuo asegura que el lubricante es siempre distribuido

de forma óptima dentro del rodamiento y del engranaje.

Los fallos en los aerogeneradores son una de las principales causas de la baja

disponibilidad, y por tanto, el conocimiento del número y tipo de fallos, su

frecuencia y su incidencia, tanto en el coste de reparación como en el productivo,

son necesarios para abaratar costes y mejorar el rendimiento.

En la figura se puede apreciar la distribución de fallos por componentes en

aerogeneradores, tomando como base de datos (ISET03). Se puede concluir que un

23% de las pérdidas de producción son – directa o indirectamente – debidas a fallos

mecánicos en sistema Yaw o Pitch, Generador y Multiplicadora.

Ilustración 99 Fallos por componentes

La implantación de sistemas de lubricación automáticos para los componentes

mecánicos más sensibles no sólo reduce drásticamente estos porcentajes, sino que

permite distanciar en el tiempo las actuaciones programadas de mantenimiento

preventivo, con el consiguiente ahorro de costes para el propietario del parque e

incremento de la productividad.


145

Hasta tal punto llega el interés por reducir costes de mantenimiento preventivo y

correctivo, que determinados fabricantes diseñan sus máquinas bajo el objetivo de

minimizar estos costes y las temidas pérdidas de producción por averías mecánicas.

La siguiente figura muestra los componentes más críticos de un aerogenerador

standard y sus correspondientes soluciones para la lubricación.

Ilustración 100 Partes críticas debido a la lubricación

En la actualidad, la práctica totalidad de los fabricantes consideran como

fundamental un sistema de lubricación automática por zonas clave mediante

sistemas centralizados fiables.

En el caso de la multiplicadora, la lubricación se efectúa normalmente con el

método de inmersión en aceite, aunque para un rendimiento óptimo se requiere de

un sistema de recirculación de aceite.

Muchos de los fallos de funcionamiento son consecuencia de un fallo del

multiplicador, y están directamente relacionados con una lubricación insuficiente o

inadecuada y con una falta de rutina de mantenimiento. El rendimiento de la

turbina depende en gran medida del rendimiento del multiplicador. En función de

las condiciones de trabajo, la multiplicadora debe soportar cargas medio-altas a

bajas velocidades, mientras en otras situaciones se soportan cargas bajas pero a

velocidades muy altas. Las condiciones de ‘altas cargas y baja velocidad’ se


146

producen cuando el viento es suave y puede llevar a la rotura de la película de

lubricante, necesaria para proteger a los componentes. Actualmente, el método

más común para la lubricación del multiplicador consiste en una lubricación

mediante baño por inmersión. Cada inmersión es una lubricación aleatoria que se

presupone suficiente para todas las condiciones de operación que se necesiten. Los

requisitos para una lubricación óptima de la caja multiplicadora son:

• Suficiente cantidad de aceite en los engranajes y rodamientos

• Pureza aceptable del aceite, en lo que a partículas contaminantes se refiere

(incluso aire y agua), y temperatura adecuada.

• Viscosidad mínima del aceite perfectamente definida, para todas las

condiciones de trabajo.

Ninguno de estos parámetros es totalmente cumplido en una lubricación por

inmersión.

Si la cantidad fuera suficiente y correctamente distribuida, entonces sería necesario

bombear desde el fondo del cárter para asegurar una correcta distribución. Es obvio

que la circulación debe complementarse de la ayuda de un filtro, con el objeto de

eliminar las partículas contaminantes hasta obtener el grado de pureza requerido.

La condensación no puede evitarse y el aire penetra en el aceite. Con medios

normales, el aire y el agua no se pueden eliminar del fondo y reducen el

rendimiento. Para lograr que el aceite mantenga una viscosidad constante debe ser

enfriado y calentado, por lo que debe incorporarse algún sistema de calentamiento

de aceite. La refrigeración del aceite ha de instalarse en un circuito separado.

Con todas estas consideraciones, la incorporación de un sistema de lubricación por

circulación de aceite debe ser tenida muy en cuenta. El diseño del depósito puede

adaptarse a las condiciones locales, pero siempre teniendo en cuenta la eliminación

de agua y aire, la filtración del aceite y el mantenimiento de la viscosidad y

temperatura de trabajo.


147

Para el correcto funcionamiento de la multiplicadora esta debe estar siempre

perfectamente lubricada ya que está formada por engranajes metálicos que al estar

en movimiento, rozando con otros metales y soportando grandes esfuerzos tienden

a calentarse y a degradarse, por lo que sin una correcta lubricación su vida útil se

vería reducida drásticamente pudiendo provocar serías averías.

El sistema de lubricación dispone de una bomba que se encarga de:

• Recircular el aceite y lo distribuye por los conductos internos.

• Puede estar integrada o ser externa a la multiplicadora.

• Los engranajes también se lubrican por salpicadura.

El aceite se debe conservar en buen estado para ello ha de ser filtrado y refrigerado

o calentado para que no pierda propiedades.

Ilustración 101 Sistema de lubricación aerogenerador

5.1.1 Sistema de filtrado en línea

Los filtros de aceite están instalados en circuitos de refrigeración de aceite. Son

necesarios por la humedad del ambiente en el entorno marino. Sus principales

cometidos son:


148

• Mejora la calidad del aceite.

• Evita daños mayores a la multiplicadora.

• Indica problemas de contaminación.

5.1.2 Sistema de filtrado fuera de línea.

• El filtro offline está instalado de apoyo al circuito de filtrado y refrigeración.

• El filtro offline es un circuito cerrado con su propia bomba y filtro.

• Filtración continúa incluso con máquina parada.

• Mayor poder de filtrado. El material del filtro básicamente es celulosa.

• Se obtiene una gran calidad de filtrado.

• Se alarga la vida de la multiplicadora y mejora la calidad del aceite.

• Menos contaminación al medio ambiente.

Ilustración 102 Sistema de filtrado fuera de línea

El sistema de filtrado se elije por catálogo según especificaciones, y se encuentra en

los anejos correspondientes.


149

5.1.3 Sistema de caldeo.

La multiplicadora está equipada con elementos de calefacción. La viscosidad del

aceite puede ser muy alta a bajas temperaturas, y más en el mar, donde las

condiciones climatológicas son especiales. El aceite con alta viscosidad es difícil de

recircular y puede causar daños a la bomba. Las resistencias eléctricas calientan el

aceite y bajan la viscosidad a un nivel que sea posible recircular bien el aceite, para

un correcto funcionamiento de los elementos mecánicos en contacto.

Ilustración 103 Sistema de caldeo

5.1.4 Sistema de refrigeración.

La multiplicadora está equipada con sistemas de refrigeración del aceite encargados

de mantener la temperatura en sus valores correctos para evitar que este pierda

propiedades y deje de trabajar en las condiciones correctas.

Los sistemas de caldeo y filtrado componen el circuito cerrado de lubricación, que

permite un correcto funcionamiento de toda la caja multiplicadora. La refrigeración


150

suele ir en un circuito separado, siendo normalmente refrigeración por agua en un

intercambiador de calor. Los proveedores de este tipo de sistemas son

independientes de los fabricantes de cajas multiplicadoras, aunque necesitan

ponerse de acuerdo y complementarse con las especificaciones para un correcto

diseño del conjunto.

Queda claro que el uso de sistemas de lubricación centralizada conlleva

considerables ventajas en los aerogeneradores. La mayoría de los fabricantes de

aerogeneradores han desarrollado o están desarrollando nuevas especificaciones

de lubricación. Estas especificaciones son más exigentes que para la lubricación de

engranajes o rodamientos industriales, y reflejan más exactamente las condiciones

reales de funcionamiento, incluyendo condiciones de temperatura extremas, altas

cargas, desgastes, mantenimiento y accesibilidad.

A día de hoy, todavía es bastante habitual encontrar parques eólicos con

procedimientos y sistemas de mantenimiento deficientes. Esta circunstancia está

cambiando drásticamente, debido especialmente a los nuevos aerogeneradores,

donde las cargas, desgastes y fricciones adquieren valores muy elevados.

Incluso aunque una buena proporción de turbinas ya implementan CLS (Centralized

Lubrication Systems), fabricantes y operarios deberían tener en consideración que

las nuevas generaciones de aerogeneradores, particularmente para parques

ubicados en el mar (OffShore), tienden a prolongar el tiempo de servicio, lo que

exige la utilización de sistemas de lubricación centralizada eficaces. La industria

energética está en un proceso de crecimiento enorme que continúa evolucionando,

por lo que el desarrollo de productos de lubricación para este mercado lleva un

ritmo de desarrollo paralelo.

A la hora de elegir el sistema de lubricación más adecuado, es fundamental tener en

cuenta la siguiente premisa: “Fiabilidad, Durabilidad y Eficacia son directamente

proporcionales a Calidad, Diseño y Precio”. Por supuesto, es fundamental la


151

elección del lubricante óptimo, que se pueda bombear a bajas temperaturas, y con

bajo grado de separación a lo largo del tiempo.

5.2 Freno mecánico

El freno mecánico es una seguridad redundante al freno aerodinámico de

emergencia y se monta sobre el eje de alta velocidad de la multiplicadora, y

consiste en un disco sobre el que actúa una pinza hidráulica, segura ante el fallo. Su

principal función es mantener bloqueado el eje de giro durante las operaciones de

puesta en marcha y mantenimiento. Cuando el freno mecánico se diseña

únicamente para bloquear el rotor, el par que debe soportar, es el transmitido por

el rotor eólico puesto en bandera en condiciones de viento extremo y con el eje de

giro bloqueado.

Algunos diseños se pueden emplear para contribuir al frenado dinámico del rotor

eólico durante procesos de de parada de emergencia (el frenado de la máquina

corre a cargo del mecanismo de cambio de paso de pala en los sistemas que lo

incorporan). En máquinas de gran potencia el freno mecánico solo se utiliza para

funciones de bloqueo por cuestiones de tamaño.

La constitución física de este componente consiste en un disco que gira solidario al

eje y unas zapatas de frenado que rozan con el disco cuando se activan ya sea por

vía eléctrica, hidráulica o neumática. La colocación en el eje de alta velocidad tiene

que ver con las altas velocidades y el par reducido que se tiene, lo que implica

tamaños del disco razonables. En la situación de bloqueo del rotor, los dientes de

los engranajes de la caja multiplicadora están sometidos a esfuerzos producidos por

la variabilidad del viento, aun cuando el giro se impide desde el eje de alta

velocidad. Esto genera desgaste en los engranajes. Como solución algunos

fabricantes optan por no bloquear completamente el tren de potencia, incluso en

periodos de mantenimiento.


152

Ilustración 104 Freno eje alta velocidad

5.3 Mantenimiento

El mantenimiento de un aerogenerador es una actividad crítica si se quiere asegurar

la vida útil de la máquina. Existen dos tipos de mantenimiento, el programado y el

preventivo, que se pasan a explicar:

5.3.1 Mantenimiento programado.

Los objetivos buscados en el mantenimiento programado son:

• La reparación de componentes con tiempo de ejecución controlada

• Una mayor previsión en recursos humanos y materiales

• Optimización de la reparación buscando la solución más adecuada (retrofit)

• Conseguir una pérdida de producción baja.

Para la realización del mantenimiento programado se seguirán las instrucciones del

fabricante, que normalmente indicara cada cuanto tiempo hay que revisar sus

componentes.


153

Los trabajos que habitualmente se realizan en el mantenimiento programado se

centran en las palas, en la torre, mejora de componentes y revisión de equipos

fundamentales.

Las tareas más habituales en el mantenimiento programado sobre los elementos

mecánicos son:

• A los tres meses reapriete y comprobación de pernos.

• Comprobaciones de pares de apriete, engrases.

• Revisión exhaustiva del aerogenerador.

• Cambio de aceite de la multiplicadora: Cada 18 meses.

• Cambio de aceite del grupo hidráulico: Cada 5 años.

Las grandes operaciones de mantenimiento en los parques eólicos están

caracterizadas por su complejidad al intervenir un gran número de variables,

algunas de ellas difícilmente predecibles, y elevado coste y riesgo. Ello requiere

exigencias de planificación y control. Las operaciones de mantenimiento se realizan:

• Mantenimientos preventivos periódicos (tendencia semestral).

• Mantenimientos legales (frecuencia anual y trianual).

• Controles y chequeos en base a observaciones personales, y alarmas.

• Falta de monitorizaciones para análisis específicos.

• Criterios muy rígidos y conservadores en las prestaciones de máquina.

• Mala adaptación a condiciones de viento para aprovechamiento máximo del

parque.

5.3.1.1 Revisiones específicas en el sistema de transmisión

Eje de baja velocidad

• Uniones rotor y eje principal.

• Engrase rodamiento eje principal.

• Comprobación alineación eje principal.


154

Multiplicadora

• Apriete y holguras de amortiguador.

• Aceite: análisis, fugas y nivel.

• Limpieza de intercambiador de calor y filtros de aceite.

• Aspecto rodamientos y engranajes.

• Alineado, ruidos y vibraciones.

• Sistema de refrigeración: bomba aceite, fugas circuito, válvulas, ventilador.

Eje alta velocidad

• Freno: desgastes, fisuras, alabeos.

• Sistema hidráulico freno: aceite, fugas, precarga.

• Uniones cardan, juntas, engrases.

Rodamientos

• Engrase de rodamientos.

5.3.2 Mantenimiento preventivo en aerogeneradores.

El mantenimiento preventivo, es una metodología sobradamente conocida e

implantada en todo el espectro industrial, por sus buenos resultados, que mediante

la medida, análisis y control de niveles de vibración y otros parámetros, permite:

• Reducir drásticamente los costes de mantenimiento.

• Reducir el número de averías imprevistas.

• Aumentar la disponibilidad de los equipos y del parque.

La correcta aplicación de esta metodología del mantenimiento preventivo a los

aerogeneradores está permitiendo, mediante la consecución de los tres objetivos

básicos reseñados anteriormente, garantizar una explotación óptima de los parques

eólicos. El potencial de esta técnica ha permitido, durante la recepción y período de


155

garantía de los parques, identificar precozmente averías debidas a defectos de

diseño en componentes esenciales de los aerogeneradores.

La experiencia ha demostrado, en este tipo de unidades, que si bien el análisis y

control de aceites, que tiene entidad suficiente, puede ser una técnica

complementaria de confirmación de diagnóstico, el enorme potencial que

actualmente ofrece el control de vibraciones, mediante la obtención de niveles,

espectros en frecuencia y análisis de frecuencias ultrasónicas: HDF, SPIKE Energy,

etc. es suficiente para la precoz identificación de defectos en los componentes de

los aerogeneradores.

De forma general, las especificaciones técnicas de los parques eólicos requieren que

el diseño de los componentes garanticen 120.000 horas de funcionamiento y una

vida útil del parque de, aproximadamente, 20 años. Así mismo, los períodos de

garantía, se establecen en dos años.

El mantenimiento preventivo ofrece garantías técnicas al inversor del parque para

asegurarle la rentabilidad de la inversión al disponer de un diseño adecuado, así

como la explotación adecuada del parque.

La correcta aplicación del mantenimiento preventivo durante la explotación del

parque mediante la reducción drástica del número de averías imprevistas y la

identificación y seguimiento de defectos hasta su reparación en tiempos muertos,

ausencia de viento, etc. permiten un aumento de disponibilidad y una reducción

significativa de los costes de mantenimiento.

La experiencia está demostrando que las dos actuaciones técnicas que permite

asegurar la idoneidad del diseño y en consecuencia el futuro de la inversión, son:

• Recepción de unidades aplicando las técnicas de mantenimiento preventivo.

• Caracterización del parque mediante medidas experimentales de cargas

reales en componentes y estudios de ciclos de fatiga (RAINFLOW).


156

5.4 Realimentación a la mejora de diseño.

La potencialidad del mantenimiento preventivo, mediante la aplicación de sus

técnicas en la fase de recepción de las cajas multiplicadoras y de sus componentes,

está permitiendo la identificación temprana, antes del vencimiento de los plazos de

garantía, de defectos de diseño que se traducen en mejoras ó modificaciones por

parte del suministrador.

En algunos casos estos defectos ó mejoras, imputables al vertiginoso desarrollo de

componentes y elementos para su adecuación a la alta demanda, imponen ligeros

cambios como mejoras en la lubricación de componentes, aumento de capacidades

de carga de rodamientos, etc. que no afectan al diseño global.

En otros casos, lamentablemente, el defecto de diseño identificado supone cambios

estructurales importantes que dan al traste con la inversión.

Es por ello recomendable ejecutar en la fase inicial, incluso en prototipo, las

técnicas de mantenimiento preventivo y caracterización o determinación de cargas

reales, al objeto de garantizar los objetivos técnico-económicos de cada máquina.

Las inspecciones realizadas en los trenes helicoidales y de las muestras de aceite y

partículas de cárteres, han evidenciado de forma general los siguientes defectos:

• Presencia de pitting (picadura) en grado muy avanzado, incluso con

acusadas pérdidas de material, en los dientes helicoidales de los engranajes.

• Alto contenido de partículas metálicas en suspensión en el aceite.

• Abundante depósito de partículas en los cárteres de las cajas

multiplicadoras.

• Deterioro de rodamientos.


157

Ilustración 105 Pitting en engranajes helicoidales

5.4.1 Análisis del aceite.

El análisis del aceite es otra técnica empleada en mantenimiento preventivo como

se ha dicho anteriormente, para identificar posibles problemas, ya que el aceite al

circular por casi todas las zonas más sensibles puede servir de indicador de su

estado a “grosso modo”, ya que no indicará la pieza concreta que puede estar

fallando sino que indicará la zona donde se encuentra, ya que será la zona por

donde circule el aceite. El aceite indicara que algo está pasando en una

determinada zona si se ven cambios en sus propiedades por ejemplo si contiene

más metales, eso indica desgastes, o si el aceite se oscurece.

Como conclusión El mantenimiento, en su vertiente especializada de

Mantenimiento Predictivo de Averías, se ha revelado como una eficaz herramienta,

no sólo para optimizar condiciones de explotación de los parques eólicos, sino como

medio de identificación precoz de fallos o defectos de diseño.

Esta técnica de mantenimiento preventivo, junto con la caracterización

experimental, o determinación de ciclos de fatiga, permiten garantizar

técnicamente al inversor-usuario, la viabilidad de la inversión.


158

Ilustración 106 Caracterización de ciclos de fatiga

La vertiginosa carrera de aumentos de potencias unitarias de los aerogeneradores,

hace que la totalidad de los parques actuales sean extrapolaciones en diseño y

geografías de modelos ya existentes por lo que se hace imprescindible que estas

herramientas se apliquen desde las fases iniciales del proyecto y construcción de

parques.

5.5 Vibraciones. Amortiguador caja multiplicadora.

En cuanto a las vibraciones, las principales fuentes de vibración dentro de una caja

de multiplicadora son los elementos en rotación, esto es, engranajes, ejes y

rodamientos. Existen diversos factores que afectan a la vibración, como pueden ser

el proceso de fabricación de los dientes, modificación del perfil, etc. Para un

correcto estudio de las vibraciones, hace falta calcular la rigidez de los elementos

mecánicos que están en rotación.

Métodos de ensayo desarrollados para su medida y tenerlo en cuenta en el diseño

de la máquina se exponen en [VIBR06] y [NREL09] que se puede encontrar en la

bibliografía.


159

Ilustración 107 Amortiguador caja multiplicadora unido a la bancada

Ilustración 108 Instalación sobre la bancada


160

5.5.1 Medición de vibraciones.

Con la medición de vibraciones se consigue identificar posibles problemas antes de

que vayan a mayor en diferentes partes del aerogenerador. Estas medidas son

tomadas mediante un colector portátil, en puntos representativos de la figura

Ilustración 109 Posibles problemas por vibración

1.-Rodamiento principal.

2.-Unión eje principal-multiplicadora.

3.-Soporte multiplicadora.

4.-Soporte multiplicadora.

5.-Eje multiplicadora.

6.-Acoplamiento.

7.-Multiplicadora.

8.-Disco de freno.

9.-Generador.


161

De esta manera se consigue hacer un análisis exhaustivo y posterior diagnóstico de

posibles fallos en los elementos mecánicos. Si por ejemplo, se degradan los

rodamientos, se produce la degradación de los dientes de los trenes, con el

subsiguiente fallo de la caja multiplicadora.

5.6 Principales averías. Causas.

5.6.1Principales averías mecánico-hidráulicas

Son fallos que se dan en sistemas mecánico-hidráulicos, principalmente por la

degradación del aceite. Las consecuencias que tiene sobre cada elemento en el que

juega un importante papel son:

• Generadores: sobrecalentamiento por falta de engrase o humedad en los

rodamientos, falta de refrigeración en los bobinados.

• Multiplicadora: retenes dañados, mal conexionado en refrigeración

hidráulica y filtros.

• Sistemas hidráulicos: Fugas y contaminación de aceite.

• Bombas: posibilidad de cavitación.

Las averías las relacionadas con la contaminación del aceite representan entre un

70 y un 80%.

Es muy importante el sellado y conexionado. Para evitar problemas durante el

transporte y el montaje, todos los orificios deben ser sellados de manera segura.

Todos los orificios y componentes expuestos deben ser cubiertos inmediatamente

después del desmontaje. Los latiguillos deben ser inmediatamente tapados tras su

desconexión.

Las principales fuentes de contaminación son:

• Las bombas: tienden a machacar las impurezas, haciendo la situación más

grave.


162

• Tapa superior del tanque: el aceite se puede contaminar si el sellado es

incorrecto.

• Desgaste del sistema: el desgaste de piezas móviles (bombas y válvulas)

conlleva la creación de partículas metálicas.

• Sistemas nuevos: en ocasiones partículas metálicas, pintura, etc.,

provenientes de la mecanización pueden contaminar todo el sistema.

• A través del filtro de aire: agua en suspensión puede colarse junto con el aire

y pasar a mezclarse con el aceite o condensarse en el tanque.

• Juntas del cilindro: se desgastan con el paso del tiempo, contaminando el

aceite.

Las partículas que podemos encontrar en el aceite dependiendo de su tamaño nos

podrán ocasionar uno u otro tipo de daño, a continuación se detallan los daños

según su tamaño.

• Partículas > 40 µm causan averías cuando se quedan atascadas en válvulas o

bloquear líneas de pilotaje o válvulas de corredera (como las

proporcionales).

• Partículas entre 25-40 µm causan fallos intermitentes ya que pueden

bloquear líneas de pilotaje y correderas de válvulas.

• Partículas < 25 µm desgastan prematuramente todos los componentes del

sistema. No suelen provocar bloqueos.

Durante la operación normal, el aceite está expuesto a condiciones que pueden

descomponerlo por oxidación. Se debe al calentamiento y al batido del aceite en

presencia de aire, catalíticos metálicos o agua. Los ácidos orgánicos que son

solubles en el aceite e insolubles al agua aparecen tras la oxidación. Esto hace que

los componentes del sistema queden expuestos a un riesgo de corrosión todavía

mayor, la oxidación puede conllevar la formación de barros que pueden formar

depósitos en conducciones y componentes, la oxidación además produce ácidos

carboxílicos, para neutralizarlos se añaden al aceite sustancias básicas que


163

constituyen la “reserva básica” del aceite (TBN), si el TBN baja del 50% del que tiene

el aceite nuevo, hay que sustituir. El aceite oxidado tiene un olor rancio y fuerte.

Ilustración 110 Oxidación

5.6.1.2 Presencia de aire en el aceite. Cavitación de la bomba

Las burbujas de aceite se dan a menudo si el depósito es pequeño en relación con la

demanda de aceite del sistema. Las burbujas no tendrán tiempo de flotar hacia la

superficie y dejar el aceite antes de ser succionadas de nuevo por la bomba.

También puede entrar aire al sistema a través de bombas deterioradas o

conducciones rajadas. A menudo se introduce aire en el sistema al reemplazar algún

componente. El aire puede eliminarse mediante un sangrado o purgado. La

presencia de aire en grandes cantidades puede dar lugar a la destrucción de las

bombas por el efecto de cavitación. Al presurizar las burbujas de aire, éstas

explotan, cuando las burbujas explotan, el aceite implosiona rápidamente creando

presiones de hasta 400 bares, si la implosión tiene lugar cerca del cuerpo de la


164

bomba se podrán producir daños en la misma. Una bomba puede quedar

totalmente inutilizada tras pocos minutos de funcionamiento con cavitación.

Ilustración 111 Aire en el aceite.

5.6.2 Averías graves.

Las grandes averías ocurren en pocas ocasiones, pero debido a su gravedad pueden

parar el aerogenerador durante mucho tiempo, ya que afectan directamente a

componentes principales y sus elementos como son: la multiplicadora, el

generador, el transformador, las palas o el sistema de orientación.

El coste de las averías es elevado de reparar ya que provocan perdidas de

producción y se suelen necesitar máquinas y herramientas especiales como son

grandes grúas, y personal cualificado.

Un fallo grave puede deberse a:

• Mal funcionamiento del componente.

• Fallo de calidad o diseño del componente.

• Fallo humano.

En la multiplicadora las principales averías que se pueden dar son las relacionadas

con la degradación y rotura de las ruedas dentadas y los piñones, con la falta de

lubricación de los rodamientos, o simplemente por la inclusión de objetos extraños


165

en el lubricante que han provocado desgaste. También pueden ser provocadas por

fatiga por flexión, por fatiga por contacto o por deformación plástica.

Ilustración 112 degradación diente engranaje

Generalmente las averías mecánicas suelen producirse por el desgaste de las piezas

cuando están mal lubricadas o sometidas a sobre esfuerzos. El desgaste por

rodadura o las micropicaduras (pitting), pueden derivar de una viscosidad

insuficiente del lubricante, o a que el mismo no esté limpio de partículas y

refrigerado correctamente.

5.7. Ruido.

Las emisiones sonoras en aerogeneradores pueden tener dos orígenes: el

ruido mecánico, y el ruido aerodinámico. Se comentará el ruido mecánico que es el

que afecta a la caja multiplicadora.

Fuentes mecánicas de emisión sonora: Son los componentes metálicos

moviéndose o chocando unos contra otros, puede originarse en la multiplicadora,

en la transmisión (los ejes) y en el generador de una turbina eólica.


166

Un estudio llevado a cabo en 1995 sobre las prioridades en investigación y

desarrollo de los fabricantes de aerogeneradores daneses mostraba que ninguno de

los fabricantes consideraba ya que el ruido mecánico fuese un problema, por lo que

no se consideraba necesario seguir investigando en ese área. La razón era que en un

plazo de tres años las emisiones sonoras se habían reducido a la mitad de su nivel

anterior, debido a mejoras en la ingeniería. Además, siendo un aerogenerador off-

shore a varios kilómetros de la costa, la posibilidad de contaminación acústica a

vecinos se reduce.

Las multiplicadoras de los aerogeneradores ya no son multiplicadoras

industriales estándar, sino que han sido específicamente adaptadas para un

funcionamiento silencioso en aerogeneradores. Una forma para conseguirlo es que

las ruedas de acero del multiplicador tengan un núcleo flexible, dúctil, aunque una

superficie dura para asegurar resistencia y una larga duración frente al desgaste.

La forma de conseguirlo es mediante un tratamiento de cementación en

los aceros, para proporcionar dureza en la superficie de los dientes de los

engranajes, y un posterior tratamiento superficial de temple y revenido para

obtener ductilidad en el núcleo del engranaje. El proceso de fabricación también

juega un papel importante, con el rectificado de las superficies de los engranajes.

Un consideración importante, que actualmente pertenece al proceso de

diseño de la turbina, es el hecho de que las palas pueden actuar como membranas

capaces de transmitir las vibraciones sonoras de la góndola y la torre. Los

fabricantes de turbinas desarrollan actualmente modelos informáticos de sus

máquinas antes de construirlas, para asegurar que las vibraciones de los diferentes

componentes no interaccionarán para amplificar el ruido, es decir, no entran en

resonancia. Para evitar que se alcancen las frecuencias propias de los componentes

de la máquina, se practican unos agujeros en el chasis de la góndola. De esta forma

se evita la vibración síncrona de los elementos del aerogenerador.


167

Actualmente, el aislamiento acústico juega un papel secundario en la

mayoría de aerogeneradores modernos que existen en el mercado, aunque puede

ser útil minimizar algunos de los ruidos a medias y altas frecuencias. Sin embargo,

parece que es en general más eficiente atacar los problemas de ruido desde su

fuente, en la propia estructura de la máquina.

Al considerar el nivel de ruido se debe siempre distinguir entre emisión

sonora e inmisión sonora. Bajo emisión se entiende la radiación acústica en el

medio ambiente. La inmisión se define como el efecto que las emisiones ejercen

sobre el medio ambiente o el trabajador.

La medida de la emisión se realiza según la norma UNE EN 61400-11

/2004. Aerogeneradores. Técnicas de medida de ruido acústico. Se definen los

procesos a seguir para la medida análisis y documentación de las emisiones

acústicas de un aerogenerador individual. Se especifica la instrumentación y su

calibración, así como las medidas no acústicas (velocidad y dirección del viento no

simultaneas). Las medidas se realizan mediante un micrófono en puntos cercanos al

aerogenerador, en una placa situada cerca de la base de la torre.

Para la medida de la inmisión ISO 1996-2 /2007 Acústica. Medición,

descripción y evaluación del ruido ambiental. Determinación del ruido ambiental.

5.7.1 Contaminación acústica.

Es interesante observar que los niveles de emisión sonora de todos los nuevos

diseños de aerogeneradores tienden a agruparse entorno a los mismos valores. Por

lo tanto, parece que el sonido no es un problema principal para la industria.

Afortunadamente, es razonablemente fácil predecir el efecto sonoro de los

aerogeneradores.

En la figura siguiente, cada cuadrado mide 43 por 43 metros. Las áreas rojas

brillantes son las áreas con una alta intensidad sonora, por encima de los 55 dB. Las


168

áreas suaves indican áreas con niveles de sonido por encima de los 45 dB, que

normalmente no serán utilizadas para la construcción de viviendas, etc. Como se

puede ver, la zona afectada por el sonido sólo se extiende a una distancia de unos

pocos diámetros de rotor desde la máquina.

Ilustración 113 Contaminación acústica aerogenerador

Hay que señalar que ningún paisaje está nunca en silencio absoluto. Por ejemplo,

las aves y las actividades humanas emiten sonidos y, a velocidades de viento de

alrededor de 4-7 m/s y superiores, el ruido del viento en las hojas, arbustos,

árboles, mástiles, etc. enmascarará gradualmente cualquier potencial sonoro de los

aerogeneradores.

Esto hace que la medición del sonido de los aerogeneradores de forma precisa sea

muy difícil. Generalmente, a velocidades de 8 m/s y superiores llega a ser una

cuestión bastante abstracta el discutir las emisiones de sonido de los modernos

aerogeneradores, dado que el ruido de fondo enmascarará completamente


169

cualquier ruido de la turbina. Los engranajes helicoidales en la caja multiplicadora

tienen como ventaja la reducción del ruido del ruido.

La reflexión del sonido por parte de las superficies del terreno y de los edificios

puede hacer que el mapa de sonido sea diferente en cada localización. En general,

corriente arriba de los aerogeneradores apenas se oye ningún sonido. Por lo tanto,

la rosa de los vientos es importante para registrar la dispersión sonora potencial en

diferentes direcciones.

5.7.1 .2 Medición y cálculo de los niveles de ruido

Las autoridades públicas en todo el mundo utilizan la denominada escala dB para

cuantificar las medidas de sonido.

La escala de decibelios mide la intensidad de sonido en todo el rango de

las diferentes frecuencias audibles y posteriormente utiliza un sistema de

ponderación teniendo en cuenta el hecho de que el oído humano tiene una

sensibilidad diferente a cada frecuencia de sonido. Generalmente oímos mejor a

frecuencias medias (rango vocal) que a bajas o altas frecuencias. El sistema de dB

dice que la presión sonora a las frecuencias más audibles debe ser multiplicada por

valores altos, mientras que las frecuencias menos audibles son multiplicadas por

valores bajos, y con todo esto obtenemos un índice numérico. El sistema de

ponderación se utiliza para sonidos débiles, como el de los aerogeneradores. La

escala de decibelios es una escala logarítmica, o escala relativa.

La energía de las ondas sonoras (y por tanto la intensidad del sonido)

caerán con el cuadrado de la distancia a la fuente sonora. En otras palabras, si nos

alejamos 200 metros de un aerogenerador, el nivel de sonido será un cuarto del que

teníamos a 100 metros. Y así, si se multiplica por dos su distancia hará que el nivel

de dB se divida por 6.

A una distancia de un diámetro de rotor de la base de un aerogenerador

emitiendo 100 dB generalmente tendrá un nivel de sonido de 55-60 dB,


170

correspondiente a una secadora de ropa. Cuatro diámetros de rotor más lejos se

tendrán 44 dB, a una distancia de 6 diámetros de rotor se tendría alrededor de 40

dB(A).

En la práctica, la absorción y la reflexión del sonido (por superficies

blandas y duras) puede jugar un papel en un emplazamiento particular y modificar

los resultados.

Si se tienen dos aerogeneradores en lugar de uno solo, situados a la

misma distancia de nuestros oídos, naturalmente la energía sonora que llega será el

doble. Como acabamos de ver, esto significa que las dos turbinas aumentarán el

nivel de sonido en 3 dB. Cuatro turbinas en lugar de una (a la misma distancia)

aumentarán el nivel de sonido en 6 dB. Se necesitan realmente diez turbinas

situadas a la misma distancia para percibir que la intensidad del sonido subjetiva (la

sonoridad) se ha doblado (es decir, que el nivel de dB se ha multiplicado por 10).

De acuerdo con estándares internacionales, los fabricantes de

aerogeneradores suelen especificar niveles teóricos de dB para emisiones sonoras

considerando que todo el sonido se origina en un punto central aunque, por

supuesto, en la práctica se origina en toda la superficie de la máquina y de su rotor.

La presión sonora así calculada oscila entre 96-101 dB, en los modernos

aerogeneradores. Resulta útil para predecir los niveles de sonido a diferentes

distancias del aerogenerador.

A distancias superiores a 300 metros, el nivel de ruido teórico máximo de

los aerogeneradores de alta calidad estará generalmente muy por debajo de los 45

dB al aire libre, que corresponden al límite legal de ruido para áreas con núcleos

urbanos (varias casas), para países como Dinamarca. Las regulaciones de ruido

pueden variar de un país a otro aunque en la práctica, los mismos diseños de

máquina pueden ser utilizados en todas partes.


171

El cálculo de la emisión de sonido potencial en aerogeneradores es

importante para obtener una licencia de construcción para la instalación de un

parque eólico. En la práctica es mucho más fácil calcular las emisiones de sonido

potenciales que medirlas.

La razón por la que resulta difícil medir el sonido es que el nivel de sonido

tiene que ser unos 10 dB superior al ruido de fondo para poder medirlo

adecuadamente. Sin embargo, el ruido de fondo de las hojas, los pájaros y el tráfico

suele estar alrededor de los 30 dB. Así pues, en casi todo el mundo, las autoridades

públicas confían en los cálculos, más que en las mediciones, a la hora de conceder

licencias de construcción de aerogeneradores.

5.8 Efectos sobre la fauna

Los aerogeneradores marinos no tienen un efecto significativo en las aves acuáticas.

Esta es la conclusión global que se obtiene de un estudio de la vida de las aves

marinas realizado en el parque eólico marino danés de Tunø Knob. Los estudios

fueron dirigidos por el Instituto Nacional de Investigación Medioambiental de Kalø

(Dinamarca). El estudio minucioso constó tanto de vigilancia aérea, conteo de aves

desde las torres de observación y observación de la distribución espacial de aves en

el emplazamiento marino, como de un control similar del emplazamiento en la

misma región. Se realizaron experimentos controlados de parada de las turbinas

durante un cierto periodo de tiempo. En otro experimento se utilizaron reclamos

para atraer a los eiders, que son unas aves muy sociales. El resultado del

experimento utilizando grupos de reclamos a diferentes distancias del parque eólico

mostró que los eiders son reacios a pasar a una distancia de las turbinas inferior a

cien metros.

El experimento de arranque/parada mostró que no hay ningún efecto detectable de

los rotores que están girando sobre la cantidad de eiders en el área. La conclusión

global fue que, por un lado, los eiders se mantienen a una distancia segura de las

turbinas y, por otro lado, los rotores que giran no los ahuyentan de sus áreas de de


172

paso. Del mismo modo, los eiders muestran un comportamiento de aterrizaje

normal hasta una distancia de cien metros de las turbinas.

La edición inglesa de este estudio, "Impact Assestment of an Off-shore Wind Park on

Sea Ducks, NERI Technical report No. 227 1998", está disponible en el Ministerio de

Medio Ambiente Danés.

173

6

Materiales para

engranajes del

sector eólico.

El problema de la

fatiga

Materiales para engranajes del sector eólico. El problema de la fatiga.

174

6.1 Engranajes del sector eólico.

Según el catálogo de aceros de ThyssenKrupp que se adjunta en los

anejos, los aceros de cementación son los más adecuados para la fabricación de

engranajes y ejes del sector eólico, por lo que estos aceros, además de estar

aleados de manera que sean más resistentes, llevan un tratamiento superficial de

cementación, lo que les proporciona una mayor dureza y resistencia en la

superficie, en una capa de varios milímetros en algunos casos.

Un acero de este tipo apropiado podría ser 18CrNiMo7-6 con un límite

elástico entre 1300 y 1600 Mpa. Es un acero aleado con Cromo, Níquel y Molibdeno

como principales aleantes que confieren al material propiedades de dureza

excepcionales. La nomeclatura indica que la composición en carbono es de un

0.18%, un acero débilmente aleado con bajo contenido en carbono. Entre los

principales aleantes citados:

Cr: Se emplea en cantidades diversas desde 0,30 a 30 %, según los casos, y sirve

para aumentar la dureza y la resistencia a la tracción de los aceros, mejora la

templabilidad, impide la deformación en el temple, aumenta la resistencia al

desgaste, la inoxidabilidad, etc.

Ni: Aceros cromo-níquel y cromo-níquel-molibdeno con porcentajes de níquel

variables desde 1 a 8%, con bajos porcentajes de carbono se emplean para

cementación y con porcentajes de 0.25 a 0.4% de carbono se emplean para piezas

de gran resistencia.

Mo: Este elemento mejora notablemente la resistencia a la tracción y la

templabilidad de los aceros. Se emplea en aceros manganeso-molibdeno, cromo-

molibdeno y cromo-níquel-molibdeno de bajo contenido en carbono para

cementación, y de 0,15 a 0,40 % de carbono para piezas de gran resistencia.


175

6.2 Tratamiento termoquímico del acero. Cementación.

Es un tratamiento efectuado sobre un material con el fin de mejorar alguna de las

propiedades de su capa superficial (dureza, resistencia a la corrosión, etc.)

Dicho tratamiento se realiza difundiendo átomos de otro elemento químico en

dicha capa. Consiste en una incorporación de carbono a la superficie, suministrado

por un medio denominado cementante. Se requiere que el carbono aportado a la

superficie pueda penetrar en el interior por difusión. Por este motivo el proceso se

desarrolla entre valores de temperatura de 800ºC a 1000ºC. En el caso del acero

elegido el tratamiento de cementación se desarrolla entre 880-980 ºC para ser más

precisos.

El objetivo es elevar la cantidad de carbono en la zona superficial (0.9 %C

aproximadamente) de un acero de bajo porcentaje en carbono 0.08-0.25%C

(excepcionalmente hasta 0.4%C), para conseguir posteriormente, mediante temple,

una dureza superficial elevada, manteniendo el núcleo buenas condiciones

plásticas.

Ilustración 114 Capa cementación


176

Se conoce como capa cementada, aquella cuyo contenido en carbono es superior al

del acero base y su espesor es la profundidad total de cementación.

El espesor de la capa con contenido de carbono suficiente como para permitir al

menos una dureza superior a 550 HV (ó 50 HRC), se conoce por profundidad de la

capa efectiva y suele corresponder a la zona cuyo contenido en carbono es superior

a 0,4%.

El resultado de la cementación sobre la superficie de los dientes de la rueda

dentada se muestra en la figura siguiente:

Ilustración 115 Capa cementada diente engranaje

Se puede observar la capa cementada en la superficie del diente, que le conferirá

propiedades de dureza y resistencia adicionales.

6.2.1 Medios cementantes usados

Sólidos: Se realiza en cajas rellenas con carbón y carbonatos de Ba, Na, Ca.

2 CO →C + CO2 (A partir de BaCO3)

Líquidos: Inmersión en baño de sales de cianuro fundidas. Sólo para pequeñas

piezas y pequeños espesores de cementación.


177

2 NaCN → C + Na2CN2

Gaseosos: Hidrocarburos líquidos que se les evapora produciendo CO, CO2, CH4 y

H2O, o ya gases activos como gas natural, propano o butano.

CH4 → C + 2H2 2 CO → C + CO2

Las capas de cementación pueden variar en su espesor desde los 0.5 mm hasta los

6mm.

En el proceso de cementación, el medio cementante aporta C a la superficie del

acero a una velocidad y cuantía determinadas y desde esa superficie se difunde al

interior:

1. Llegada del carbono procedente del medio

2. Retirada del carbono hacia el interior de la pieza

Todo esto se ve condicionado por diferentes factores:

• Naturaleza del acero

• Naturaleza del medio cementante

• Proceso de Cementación

La penetración del carbono añadido a la superficie se hace por difusión. A nivel

atómico la difusión es el movimiento de los átomos de un sitio a otro dentro de la

red cristalina. Se necesita que existan posiciones vacías y que los átomos posean la

energía suficiente para moverse (Energía de activación).


178

Ilustración 116 Proceso de difusión

6.2.2 Factores de influencia

• Temperatura

• Presión

• Tiempo

• Concentraciones de los elementos

• Tipo red cristalina (tamaño huecos)

• Imperfecciones de la red

6.2.3 Distribución del carbono con el espesor

Dependerá de:

• Medio cementante

• Actividad en carbono: Ac

• Potencial en carbono: Pc


179

• Acero

• Velocidad de difusión: Vd

• Concentración en C de saturación de la Austenita (Solubilidad máxima

del carbono (la línea Acm)): Cs

• Proceso térmico

• Temperatura: Tª

• Tiempo: t

Ilustración 117 Profundidad carburizada

En la industria se utiliza la expresión Profundidad carburizada normalizada ©√«O

frente al Contenido en carbono normalizado N¬ ©,O¯°¯

C* = 0,05 (profundidad de la capa carburizada total) n √^|

Pero es más significativo expresar la profundidad de la capa efectiva a la que se

alcanza una concentración de 0.4%C y se obtiene haciendo variar el producto Dt.

Para conseguirlo, los parámetros de proceso reales que hay que controlar son T y t.


180

Tabla 9 Coeficientes de difusión del carbono

Resumiendo:

• El potencial de Carbono establece la concentración de Carbono en la superficie del

acero

• La actividad define la velocidad de aporte del carbono

• El coeficiente de difusión determina la velocidad de paso hacia el interior

• La concentración de saturación de la austenita fija en relación al Potencial, la

posibilidad de tener o no cementita.

Un tratamiento de cementación necesita tratamientos térmicos.

6.3 Tratamientos térmicos posteriores a la cementación

Se requiere un tratamiento posterior para que desarrolle la martensita necesaria y

que llevará consigo un revenido posterior para eliminar tensiones y ajustar las

características mecánicas a las magnitudes requeridas.

Varios tratamientos son posibles y sólo el coste de la operación condiciona su

elección:

• Temple directo

• Temple entre Ac1 y Ac3

• Temple por encima de Ac3


181

• Doble Temple

6.3.1 Temple directo

Ilustración 118 Temple directo

Se realiza directamente desde la T de cementación. La gráfica muestra la

temperatura en relación al tiempo. Aumento la temperatura, superando la

temperatura Ac3, para luego enfriar rápidamente. En esto consiste un temple, que

aumenta la dureza de la pieza. El posterior tratamiento que se ve en la gráfica es un

recocido, por debajo de la temperatura Ac1, con el objetivo de reducir las tensiones

internas que se generan por la brusca variación de temperaturas que se dan en el

temple. Al lado de la evolución temporal de la temperatura, se tiene el diagrame Fe-

C para ver a qué puntos corresponden las temperaturas Ac1 y Ac3 citadas.

Se utiliza:

• Para cementaciones ligeras (0.2 – 0.6 mm) (Aceros de grano fino)

• En aceros al carbono o de baja aleación

• Cuando la tenacidad del núcleo es poco importante

• En piezas de poca responsabilidad

Se obtiene durezas bastante grandes tanto en la periferia como en el núcleo por lo

que se tiene peligro de fragilidad en ambas zonas.


182

6.3.2 Temple entre Ac1 y Ac3

Ilustración 119 temple entre Ac1 y Ac3

El acero se enfría lentamente desde la temperatura de cementación

Se calienta hasta una T superior a Ac1 (el tamaño de grano de la periferia se

regenera al austenizar totalmente, sin embargo el núcleo queda con un tamaño de

grano grosero)

Se utiliza con aceros de grano fino, para no regenerar el núcleo. No se puede utilizar

en aceros de grano grueso, pues el núcleo quedaría frágil por tener un tamaño de

grano excesivamente grueso.

6.3.3 Temple por encima de Ac3

Ilustración 120 Temple por encima de Ac3

El acero se enfría lentamente desde la temperatura de cementación. Se calienta

hasta una T superior a Ac3 (el tamaño de grano del núcleo se regenera y al

templarlo obtiene su máxima resistencia en el interior de la pieza. En la periferia


183

queda un grano grueso y frágil (pudiendo quedar Austenita retenida por el

crecimiento de grano)

Se utiliza en aceros de media aleación y de grano fino, siempre que se quiera

máxima resistencia en el núcleo.

6.3.4 Doble Temple

Ilustración 122 Doble temple

El acero se enfría lentamente desde la temperatura de cementación. El primer

temple se realiza austenizando el núcleo por encima de Ac3 (se regenera, afinándolo

y al templar se endurece).

El segundo temple, ligeramente por encima de Ac1, regenera el grano de la

periferia afinándolo y al enfriarlo se endurece. Éste tratamiento hace el revenido

del núcleo, aumentando su tenacidad y transformando la posible austenita retenida

que hubiera podido existir. El revenido final, elimina las tensiones y aumenta la

tenacidad de la periferia. Se utiliza en piezas de gran responsabilidad, en aceros al

carbono y de media aleación y en general con grano grueso.

6.4 Objetivos del tratamiento térmico superficial.

Con el temple se busca mejorar las propiedades mecánicas de la capa superficial, al

tiempo que mantenemos la ductilidad del núcleo de la pieza. Para ello se provoca la

aparición de martensita sólo en dicha capa. Esto se consigue gracias a que el

calentamiento se realiza selectivamente en esa zona antes del enfriamiento brusco.


184

El temple que se realiza para la superficie de los dientes de engranajes es un temple

por inducción.

La cantidad de energía calorífica producida por una corriente eléctrica, depende

directamente del cuadrado de la intensidad de la corriente, del tiempo que ésta

circula por el conductor y de la resistencia que opone el mismo al paso de la

corriente. (P=I2R).

Tiene algunos inconvenientes como son el efecto proximidad, efecto ranura o

concentración de flujo, o el efecto piel, que se debe a que la variación del campo

magnético (dΦ/dt) es mayor en el centro, lo que da lugar a una reactancia inductiva

mayor, y, debido a ello, a una intensidad menor en el centro del conductor y mayor

en la periferia.

6.4.1 Equipos para el calentamiento por inducción

• Uno o varios inductores de calentamiento. Como se dijo anteriormente, el

inductor es el responsable directo de la generación de los campos magnéticos en las

proximidades del material a calentar.

• Sistema de alimentación eléctrica. Es necesario un generador eléctrico

para la alimentación del inductor con la frecuencia y potencia que requiere la

aplicación.

• Batería de condensadores de compensación. Se requiere para conseguir

que el factor de potencia de la carga del sistema de alimentación eléctrica sea

próximo a la unidad a la frecuencia de funcionamiento.

• Equipo de refrigeración. El inductor y demás componentes

(condensadores, elementos de potencia, etc.) necesitan disipar grandes potencias.

El elemento refrigerante usado suele ser agua en la mayoría de los casos.


185

• Sistema de control de la aplicación. Comprende un manipulador de las

piezas a calentar y un control de los parámetros del calentamiento (potencia,

tiempo de calentamiento, etc.).

La bobina debe situarse lo más cerca de la pieza para asegurar la máxima

transferencia de energía. Es muy deseable que el mayor número de líneas de flujo

del campo magnético, incidan sobre la pieza en el área objeto del calentamiento.

Cuanto mayor sea la densidad de flujo en este punto, mayor será la corriente

generada en la pieza. El mayor número de líneas de flujo del solenoide van hacia el

centro de la bobina, concentrándose en el interior de esta y generando el máximo

calentamiento justo en esa zona. Teniendo en cuenta que el flujo está más

concentrado cerca de las espiras de la bobina y disminuye según se aleja, el centro

geométrico de la bobina es una zona de baja densidad de flujo. Por tanto si la pieza

está colocada de forma excéntrica a la bobina el calentamiento de esta no será

uniforme, sino que se calentara más la parte cercana a la bobina y menos la más

alejada. Este efecto es más acusado en aplicaciones a alta frecuencia.

Ilustración 123 Temple engranaje


186

6.4.2 Revenido posterior al temple

En cuanto al revenido posterior al temple, el objetivo fundamental es:

Es un tratamiento efectuado sobre un acero templado con el fin de mejorar sus

propiedades mecánicas (reducir la dureza y aumentar la ductilidad).

El proceso de revenido depende fundamentalmente de la temperatura y el tiempo,

para aumentar la movilidad y favorecer la difusión. Los efectos principales de este

tratamiento son:

• Disminuir la dureza y aumentar la ductilidad.

• Eliminar las tensiones producidas en el temple.

Los elementos de aleación pueden jugar un papel importante, ya que la presencia

del Cr y el Mo favorecen la formación de carburos con el C a altas temperaturas,

obteniendo una dureza secundaria del revenido. El Ni sin embargo retrasa la

precipitación de los carburos de Fe. En los aceros al Cr-Ni, se produce una fragilidad

de la pieza en el entorno de temperaturas de 450-550 °C, conocida por fragilidad de

Krupp, por lo que hay que evitar esta zona de temperaturas en el tratamiento, o

enfriar más rápido.

6.5 Fatiga. Causas y consecuencias de la fatiga en materiales.

La rotura por fatiga es una rotura progresiva, que requiere la acción combinada de

cargas variables repetidas y un tiempo de aplicación de éste estado de cargas. Otro

aspecto característico es que el nivel de esfuerzos necesario (considerando solo la

fatiga a alto número de ciclos) es inferior al que produciría deformación plástica

generalizada en la sección afectada de la pieza. Por último, el efecto que produce el

fenómeno de la fatiga, al iniciar y propagar una grieta a través de la sección de la

pieza, es ir debilitando la resistencia a carga estática de la misma hasta que la

sección remanente falla por carga estática. Por lo tanto, un proceso de rotura cuya


187

causa directa sea la fatiga, es siempre un proceso mixto de agrietamiento

progresivo por fatiga y rotura final por carga estática al alcanzar una longitud crítica

la grieta de fatiga.

Los metales presentan estructuras cristalinas en la naturaleza, lo cual significa que

los átomos del material están dispuestos de una manera ordenada. La mayoría de

los metales estructurales son policristalinos y esto consiste en un gran número de

cristales o granos individuales ordenados. Cada grano tiene sus propias

propiedades mecánicas, dirección de disposición dentro de la estructura y

propiedades direccionales. Algunos gránulos están orientados de manera que los

planos de fácil deslizamiento están en la dirección del máximo esfuerzo cortante

aplicado.

La rotura a cortante se lleva a cabo, en los materiales dúctiles, dentro de los

granos, individualmente, mediante movimientos de dislocación a lo largo de los

planos cristalográficos. La rotura a cortante se desencadena bajo dos tipos de carga,

constante y cíclica.

Las roturas a fatiga se inician en bandas de deslizamiento locales e inicialmente

tienden a crecer en el plano del máximo rango de esfuerzos cortantes. Este

crecimiento es muy pequeño, normalmente del orden de varios granos, a medida

que el fenómeno cíclico continuo, las roturas a fatiga tienden a agruparse y crecer a

lo largo de planos de máximo rango de esfuerzo a tensión.

En la imagen de la siguiente página se puede apreciar el crecimiento de las grietas

provocadas por los continuos esfuerzos cíclicos, y su propagación. Esta vista

microscópica sobre los granos, ayuda a hacerse una idea del daño que sufre el

material.


Las características morfológicas básicas de las roturas por fatiga en materiales son:

a) Ausencia de deforma

ésta se desarrolla por fatiga y muy frecuentemente también en la zona de rotura


Ilustración 124 Propagación de las grietas


Ausencia de deformación plástica ligada a la rotura, al menos en la zona en que



188


ción plástica ligada a la rotura, al menos en la zona en que



189

final por carga estática en el caso de piezas de acero de alta resistencia, debido al

efecto de entalla de la grieta que favorece una rotura de carácter frágil en la sección

permanente. En otro tipo de materiales esto no es así y la rotura de la sección final

por carga estática es de carácter dúctil y presenta deformación plástica asociada.

b) Existencia en la superficie de fractura de al menos dos zonas diferenciadas,

correspondientes una a la parte de la rotura en que ha actuado el mecanismo de

fatiga y la rotura por efecto de carga estática de la sección remanente de la pieza.

c) Propagación de la grieta de fatiga en prácticamente la totalidad de su superficie

en un plano perpendicular a los esfuerzos de tracción /compresión.

d) Líneas circunferenciales o elípticas (playas) de posiciones sucesivas de avance del

frente de propagación. Estas líneas pueden a veces faltar en las roturas por fatigas

(por ejemplo, en ensayos continuos en laboratorio) y la interpretación de las

mismas ha de hacerse cuidadosamente, pues no siempre la concavidad de las

playas apunta hacia el origen de la rotura por fatiga; cuando así lo hacen,

representan una ayuda valiosísima para localizar este origen.

e) Líneas radiales direccionales, menos frecuentes que las líneas circulares o

elípticas y que cuando aparecen, están asociadas a ellas, a las que son ortogonales.

f) Textura y variación a lo largo de la superficie de fractura.

g) Estrías en la periferia de la pieza. Cuando estas estrías periféricas aparecen en la

rotura están asociadas siempre a la existencia de más de un punto de origen de la

rotura por fatiga y relacionadas con la existencia de valores medios o altos de

concentración de esfuerzos.

Para el diseño a fatiga se han tenido en consideración los siguientes consejos o

premisas:

1.- Comprender que la fatiga es un proceso localizado, progresivo que comprende la

iniciación y propagación de grietas hasta su final y normalmente súbita fractura, y


190

las roturas a fatiga se propagan principalmente en planos normales máximos al

esfuerzo tracción/compresión.

2.- Examinar las superficies de fractura como parte de un posible análisis, ya que la

información sustancial concerniente a la causa de la fractura puede ser encontrada.

El análisis puede comprender un análisis de ampliación con lente de cristal o una

ampliación mayor con microscopio electrónico.

3.- Considerar que el comportamiento de tracción-compresión en muescas o

grietas bajo cargas alternantes o fluctuantes no es el mismo que el determinado en

tracción-compresión constante. Bajo cargas cíclicas la diferencia entre materiales es

menor que en cargas constantes.

4.- Tomar en consideración que el producto, muy probablemente, contendrá grietas

durante su etapa de diseño.

5.- Reconocer que la mayoría de las roturas a fatiga se inician en la superficie y por

lo tanto, la superficie y los procesos de fabricación son extremadamente

importantes en términos de rotura a fatiga.

6.6 Fatiga en las aeroturbinas. Espectro de carga.

Como se ha dicho, se entiende por fatiga la pérdida progresiva y localizada de

resistencia estructural de un material sometido a cargas cíclicas repetitivas, en

general de diversa amplitud y sin que en ningún caso superen el límite de rotura del

material. La probabilidad de rotura del material aumenta cuanto mayor es el

número de ciclos de carga, incluso cuando los esfuerzos aplicados son menores que

los correspondientes al límite elástico del material.

Las cargas de tipo fluctuante se determinan a partir de los siguientes parámetros:

σmin, esfuerzo mínimo, σmax, esfuerzo máximo, σalt = 0.5 (σmax- σmin), amplitud del

esfuerzo, σmed = 0.5 (σmax+ σmin), esfuerzo medio.


El proceso de formación de estas grietas

está relacionado con la acumulación de deformaciones plásticas, por lo que la

resistencia a la fatiga se determina, en una primera aproximación, solamente por

los valores de las

alternativa) y no se considera la forma como varíen dichas tensiones dentro del

intervalo entre tales valores máximo y mínimo. Por ello se considera idénticos en

cuanto a su comportamiento frente a la

siguiente.

El fenómeno de la fatiga es de especial importancia en el diseño estructural de las

aeroturbinas, ya que el número de ciclos de carga que soportan algunos de sus

componentes durante su vida útil (20 o 30 años) es elevado. La resistencia a fatiga

de un material se determina a partir de su curva de fatiga que representa la

amplitud del esfuerzo, en función del número de ciclos de carga precisos para

producir la rotura del

Wohler, y está definido básicamente por tres líneas:

• La primera de ellas, en la parte superior, indica el límite de resistencia última

del material, σ

valor, se deteriora a los pocos ciclos de carga.

• En la parte inferior se encuentra el límite de fatiga del material,

Amplitudes de carga inferiores a este valor no deterioran el material por

elevado que sea el número de ciclos de carga.

• Entre los dos límites anteriores, la amplitud del esfuerzo,


oceso de formación de estas grietas por fatiga en caso de tensiones variables



los valores de las tensiones máxima y mínima o sus equivalente (media más



cuanto a su comportamiento frente a la fatiga, los distintos ciclos de la figura

Ilustración 125 Ciclos de carga



nentes durante su vida útil (20 o 30 años) es elevado. La resistencia a fatiga



producir la rotura del material. Este gráfico se denomina curva S

Wohler, y está definido básicamente por tres líneas:

La primera de ellas, en la parte superior, indica el límite de resistencia última

del material, σu. Cuando se somete al material a un esfuerzo sup

valor, se deteriora a los pocos ciclos de carga.

En la parte inferior se encuentra el límite de fatiga del material,


elevado que sea el número de ciclos de carga.

Entre los dos límites anteriores, la amplitud del esfuerzo,


191

en caso de tensiones variables



tensiones máxima y mínima o sus equivalente (media más



fatiga, los distintos ciclos de la figura



nentes durante su vida útil (20 o 30 años) es elevado. La resistencia a fatiga



material. Este gráfico se denomina curva S-N o curva de

La primera de ellas, en la parte superior, indica el límite de resistencia última

Cuando se somete al material a un esfuerzo superior a este

En la parte inferior se encuentra el límite de fatiga del material, σfat.


Entre los dos límites anteriores, la amplitud del esfuerzo, σalt.


192

El comportamiento a fatiga de un material depende de múltiples factores como el

tipo de material, método de aplicación de las cargas, etc.

Para considerar la influencia del esfuerzo medio, que se supondrá constante, se

define la relación de esfuerzo R, como el cociente entre el esfuerzo mínimo y

máximo.

o ±Ku¤±Kw©

Valores de R positivos y menores a 1, indican que los esfuerzos aplicados al material

son de tracción. Cuando los valores del cociente de esfuerzo son negativos parte de

las cargas aplicadas son de compresión. Valores de R mayores que la unidad indican

esfuerzos de compresión pura.

±Kt ±Kw© B ±Ku¤2

±wO ±Kw© # ±Ku¤2

A partir de las curvas S-N se puede obtener el diagrama de Goodman, para un

criterio de diseño de vida finita, aproximándose por esta expresión:

±wO± B ±K± 1

Para una amplitud de esfuerzo nulo, el esfuerzo medio coincide con la resistencia de

vida finita σm = σu y para un esfuerzo medio nulo σm=0, la amplitud del esfuerzo

coincide con la resistencia a la fatiga del material, σa = σe.

De esta forma se comprobaría la resistencia a la fatiga del eje principal, ya que es el

objetivo del criterio de Goodman, cargas cíclicas sobre ejes. Esto afectará a la vida

útil de toda la caja multiplicadora, pero en este proyecto se analizará la fatiga sobre

los dientes de los engranajes. La fatiga sobre el eje es estudiada en otro proyecto

relacionado con esta cajamultiplicadora. Para ver el análisis de fatiga del eje véase

[ANMA10].


El diagrama de Goodman es el más usado, pero existen otros criterios como la

parábola de Gerber, que es menos restrictivo que el d

Soderberg propuso un criterio más restrictivo que Goodman, en el cuál se define

otra recta, pero en vez de ser el punto de corte con el eje de abscisas la tensión de

rotura, es la tensión de fluencia.


Ilustración 126 Diagrama de Goodman


parábola de Gerber, que es menos restrictivo que el de Goodman, y a su vez



rotura, es la tensión de fluencia.

Ilustración 127 Diagrama de Soderberg


193


e Goodman, y a su vez




194

6.6.1 Regla de Palmgren - Miner

Cuando el espectro de carga es conocido, el fallo a fatiga se puede determinar de

dos maneras: bien mediante ensayos o mediante reglas empíricas. Una de ellas es la

regla de Palmgren-Miner, que indica el daño acumulado sobre el material, D:

^ ² &uguu

Donde ni, es el número de ciclos de carga de valor Δ σi que recibe el material y Ni es

el número de ciclos de carga para el cual el material fallaría si se le aplicara el

mismo nivel de esfuerzo Δ σi.

Los criterios de diseño de seguridad frente a fatiga indican que D debe ser menor o

igual a la unidad para piezas accesibles por inspección (D≤1) o (D≤0.15) para piezas

no accesibles. El inverso del valor D, es una indicación del número de años en los

que teóricamente se produciría fallo por fatiga.

Esta regla presenta dos inconvenientes, como que no considera efectos

secuenciales, y que supone que los ciclos de carga con amplitudes menores al límite

de fatiga no contribuyen al daño acumulado en el material.

La mejor manera de estudiar la respuesta a fatiga del material es conocer la

evolución temporal de la carga que se le aplica durante toda su vida útil. Esto es

prácticamente inviable, por lo que se emplean técnicas estadísticas para determinar

el espectro de carga. En la consecución de este proyecto no se ha tenido acceso a

este tipo de datos, por lo que se han aplicado otros métodos.

El espectro de carga de un componente mecánico correspondiente a un

determinado esfuerzo indica de forma resumida las solicitaciones estructurales a las

que se ve sometido durante su periodo de funcionamiento, o ciclo de carga.


6.7 Otros problemas que reducen la vida útil de los engranajes.

Juego radial: se define el llamado “juego r

flancos de los dientes de dos ruedas dentadas que están engranando, medido sobre

la circunferencia primitiva. En teoría, para ruedas de dientes estándar montadas a la

distancia normal, dicho juego radial sería cero. Sin embargo, errores de montaje y/o

fabricación hacen que pueda existir diferencia entre el espesor de un diente y el

vano de aquel con el que engrana.

El juego radial no sería un muy grave problema

giran siempre en el mismo sentido

cambiar el sentido de giro y/o del par transmitido el diente cambia el contacto de

un flanco a otro de su h

y vibraciones durante el funcionamiento.

radial.

Interferencia y socavación

fenómeno de interferencia o acuñamiento.

circunferencia base queda sobre la propia bas

base es mayor que el d

un número de dientes reducido.


Otros problemas que reducen la vida útil de los engranajes.

: se define el llamado “juego radial” como el hueco que existe entre los




ricación hacen que pueda existir diferencia entre el espesor de un diente y el

vano de aquel con el que engrana.

El juego radial no sería un muy grave problema

siempre en el mismo sentido, como es nuestro caso, p


un flanco a otro de su homólogo, y ello provoca un impacto que se traduce en ruido

y vibraciones durante el funcionamiento. En la siguiente figura se muestra el juego

Ilustración 128 Juego radial entre dos dientes

Interferencia y socavación: En las ruedas de perfil de envolvente es posible el

fenómeno de interferencia o acuñamiento. Es el que se produce cuando la

circunferencia base queda sobre la propia base del diente: es decir,

base es mayor que el diámetro de pie. Esto tiene lugar cuando un engranaje tiene

un número de dientes reducido.


195

Otros problemas que reducen la vida útil de los engranajes.

adial” como el hueco que existe entre los




ricación hacen que pueda existir diferencia entre el espesor de un diente y el

El juego radial no sería un muy grave problema si las ruedas dentadas

, como es nuestro caso, por el contrario, al


y ello provoca un impacto que se traduce en ruido

En la siguiente figura se muestra el juego

Juego radial entre dos dientes

En las ruedas de perfil de envolvente es posible el

que se produce cuando la

e del diente: es decir, el diámetro

iámetro de pie. Esto tiene lugar cuando un engranaje tiene


196

El diente involuto o de evolvente se define únicamente a partir de la circunferencia

base. En los casos donde la profundidad del diente se extiende más allá de tal

circunferencia, se tiene una zona del diente que no será involuto y no habrá un

contacto de dientes conjugados. La punta del diente de la rueda interferirá con la

zona “no involuta” del diente del piñón. Como el piñón ha sido conformado con una

fresa madre, el filo de la herramienta también habrá interferido con esa zona y

habrá eliminado el material que se haya encontrado a su paso, generando así lo que

se conoce como un diente rebajado. A éste fenómeno se le conoce como

socavación o simplemente rebaje. Se debe evitar el rebaje del diente pues produce

una debilitación en la raíz del mismo.

En la siguiente imagen, se puede observar el fenómeno mencionado de

interferencia y socavación.

Ilustración 129 Fenómeno de interferencia

El proceso de fabricación de los engranajes es muy importante para evitar este tipo

de problemas, ya que pueden contribuir a la aparición de grietas por fatiga, o

simplemente disminuir la vida útil de los engranajes.

Existen métodos de estudio de las grietas y defectos superficiales como son los

ensayos no destructivos de materiales, a través de procedimientos como los


197

líquidos penetrantes, las partículas magnéticas o los exámenes por ultrasonidos.

Para ellos existen normativas de realización que se exponen en los anejos.

6.8 Rodamientos para los engranajes

Los rodamientos del sistema de transmisión, son objeto de otro proyecto

relacionado con el de esta caja multiplicadora [ANMA10]. Para los rodamientos que

llevan los engranajes en su movimiento, se acudirá al catálogo de SKF, eligiendo

según las dimensiones de los engranajes.

6.9 Proceso de fabricación

El proceso de fabricación se realiza con máquinas herramienta de control numérico,

que realizan los procesos de fresado y tallado necesarios para la generación del

perfil del diente. También se realizan operaciones de afeitado mediante la cual, se

eliminan de la superficie de los dientes pequeñas cantidades de metal, para

conseguir un buen acabado. Su finalidad es la corrección de pequeños errores de

espaciamiento, ángulo de la hélice, perfil o excentricidad, así como mejorar la

calidad superficial con el fin de eliminar el peligro de la concentración de cargas en

el extremo de los dientes durante su vida útil. El afeitado reduce la producción de

ruido, aumenta la capacidad de carga de los engranajes, mejora su factor de trabajo

y prolonga la vida útil del engranaje.

El rectificado es una operación que se realiza después del tratamiento térmico

debido a la deformación que se produce sobre la pieza. Su finalidad es conseguir un

buen acabado superficial y mejorar la precisión del perfil del diente.

Junio 2010

Autor: Alberto Vera García.

Firma:

198




PARTE II:

CÁLCULOS

Dimensionamiento de engranajes. Resistencia a la fatiga

199

1

Dimensionamiento

engranajes.

Resistencia a fatiga


200

1.1 Dimensionamiento de engranajes.

Para elegir correctamente un material, y el tamaño de los engranajes, habrá que ver

cuál es el punto más cargado en la transmisión de potencia entre dientes, para los

parámetros especificados. Se tratará el caso de engranajes con dentado recto, que

tras una serie de modificaciones, se podrá aplicar a las ruedas que a este proyecto

conciernen que son helicoidales.

Se van a establecer los criterios precisos para calcular el valor del módulo con que

han de fabricarse estos dientes y ello persiguiendo un doble fin:

• Evitar que los dientes ser rompan por falta de resistencia.

• Asegurar que no se desgastarán prematuramente. Resistencia a la fatiga.

Se va analizar por ambos criterios el módulo preciso en dos ruedas que:

• Intercambian una potencia P.

• Giran a las revoluciones n1 y n2.

• Tienen Z1 y Z2 dientes respectivamente.

• Están montadas a la distancia teórica entre centros.

Como se deduce muy fácilmente de todo el proceso de cálculo que sigue, aún

cuando no se cumpliera la última condición, los errores que se cometen son

despreciables.

1.1.1 Cálculo del módulo por criterio de resistencia.

Se va a suponer que estamos trabajando con ruedas de perfil de evolvente y que en

su funcionamiento se puede prescindir del rozamiento entre los flancos de los

dientes. Por estar las ruedas montadas a la distancia teórica entre centros, las

circunferencias polares serán las primitivas y, por tratarse de dientes con perfil de

evolvente y supuesto trabajo sin rozamiento, la acción entre las parejas de dientes

engranando se ejercerá a lo largo de la línea de engrane. Los círculos de cabeza

serán los indicados en

contacto.


serán los indicados en la siguiente figura, así como el

Ilustración 130 Diente con perfil de evolvente

Ilustración 131 Recta de engrane


201

punto inicial y final de

Diente con perfil de evolvente

Se busca determinar:

• El valor de la acción N entre dientes.

• Orientación de la línea de acción de N respecto al diente.

La orientación de N respecto al diente

línea de engrane y el

cuando el punto de engrane es

Como hipótesis de cálculo más desfavorable

empiezan a engranar dos dientes,

pareja de dientes engranando por ser el grado de recubrimiento mayor que la

unidad. Trasladando el esfuerzo al punto

• La fuerza normal N

cualquier sección del diente.

• La fuerza tangencial N

esfuerzo


determinar:

El valor de la acción N entre dientes.

Orientación de la línea de acción de N respecto al diente.

La orientación de N respecto al diente se fija mediante el ángulo

línea de engrane y el eje de simetría de dicho diente. Este

cuando el punto de engrane es B a θmáx cuando el citado punto de engrane es

Como hipótesis de cálculo más desfavorable se va a considerar el momento en

empiezan a engranar dos dientes, prescindiendo de que en ese momento haya otra


ladando el esfuerzo al punto A:

La fuerza normal Ncosθ que dará origen a una tensión

cualquier sección del diente.

La fuerza tangencial Nsenθ que dará lugar a un momento flector y a un

esfuerzo cortante sobre dicha sección cualquiera del diente

Ilustración 132 Fuerzas sobre el diente


202

Orientación de la línea de acción de N respecto al diente.

mediante el ángulo θ formado por la

Este ángulo varía desde θmin

cuando el citado punto de engrane es C.

a considerar el momento en que

prescindiendo de que en ese momento haya otra


una tensión de compresión sobre

que dará lugar a un momento flector y a un

cortante sobre dicha sección cualquiera del diente.


203

Para encontrar entre las distintas secciones (transversales) la que resulta más

cargada, se tomará como criterio la tensión motivada por el momento flector,

razonando de la siguiente forma:

Se traza una parábola de vértice A y tangente al perfil del diente cuya ecuación será

de la forma:

³. · n

Si se supone, por un momento, que tal parábola fuera la forma de los dientes, en

cualquier sección distante x del punto A, el valor de la tensión máxima debida al

momento flector, será:

σ = 122

666

6

Kkb

senN

xkb

senxN

yb

senxNx

yb

senN

W

N =⋅⋅⋅=

⋅⋅⋅⋅⋅=

⋅⋅⋅⋅=⋅

⋅

⋅= θθθθ

Este ángulo θ se puede calcular a partir de las propiedades del perfil de evolvente

de círculo para cualquier punto de contacto. No obstante, en la práctica no será

necesario su cálculo. Como se ve, el valor de σ es independiente del valor de x.

Como en todas las secciones del diente (excepto aquella en que éste es tangente a

la parábola considerada), tal diente es exterior a la parábola, la tensión a que se

encuentra sometido el material de dicho diente es inferior a σ, siendo exactamente

de este valor únicamente en tal sección de tangencia, luego ésta es la más cargada.

La determinación de esta sección se realiza como se indica a continuación:

Tomamos como centro de coordenadas el vértice A de la parábola (punto de

intersección del eje del diente con la línea de engrane) y como ejes el de simetría

del diente (eje x) y su normal en A (eje y); la ecuación de la parábola referida a estos

ejes es y2 = k x, luego la tangente a dicha parábola en cualquiera de sus puntos

(x1,y1)resultará derivando, tal que:

2 y1 y’ = k


204

y´=12 y

k

⋅

Luego la ecuación de tal tangente será:

³ # ³´ 2 · ³ n # n

Recta que cortará al eje de las x donde y = 0 es decir para:

11

11 22yx

y

kx

y

k −⋅

=⋅

O sea en un punto para el que:

n n #111

2

1 22

xxxk

y−=⋅−=

⋅

Por lo tanto AD = AE lo que lleva implícito que CF = FE. Como en el punto C de

tangencia entre la parábola y el perfil del diente la tangente a dicha parábola

también será tangente al perfil, para encontrar la sección BC bastará situar una

regla graduada de tal forma que, siendo tangente al perfil, las distancias CF y FE

sean iguales. Una vez encontrada esta sección queda determinado el valor del

espesor del diente en esta sección más cargada y, por lo tanto, las tensiones a que

dicha tensión quedará sometida son:

a) En función de Ncosθ a una compresión de valor:

eb

Nc ⋅

⋅= θσ cos1

b) En función de Nsenθ aparecerá, por un lado, un esfuerzo cortante cuyo valor

máximo se dará en D ascendiendo a:

eb

senN

⋅⋅⋅= θτ

2

3

Por otro lado, se creará un momento flector Nsenθ h que originará en B un esfuerzo

de tracción de valor:


205

222

6

6

eb

hsenN

eb

hsenNt ⋅

⋅⋅⋅=⋅

⋅⋅= θθσ

Y en C una tensión de compresión de valor:

22

6

eb

hsenNc ⋅

⋅⋅⋅= θσ

En general, se puede decir que el punto más peligroso será:

• Para ruedas construidas en materiales plásticos, el punto C sometido a:

σc =eb

Ncc ⋅

⋅=+ θσσ cos21

+ 2

6

eb

hsenN

⋅⋅⋅⋅ θ

• Para ruedas construidas en materiales frágiles, el punto B sometido a:

σt = 212

6

eb

hsenNct ⋅

⋅⋅⋅=− θσσ -eb

N

⋅⋅ θcos

Operando con los valores de σc y σt fácilmente se deduce:

σc =

⋅+

⋅⋅⋅

ebeb

senhN

θθ cos

62

σt =

⋅−

⋅⋅⋅

ebeb

senhN

θθ cos62

Ahora bien, determinada como se ha establecido antes la sección BC más cargada,

se puede expresar h y e en función del paso (distancia entre los flancos de dientes

consecutivos):

h = λ p

e = υ p

Sustituyendo estos valores en a expresión de σc se tiene:


206

+⋅⋅⋅

=

⋅⋅+

⋅⋅⋅⋅⋅=

υθ

υθλ

υθ

υθλσ cos6cos6

222

sen

pb

N

pbpb

senpNc

Ahora bien, si se llama T al esfuerzo tangencial a las circunferencias primitivas:

> J§ · o J§. · o. g · cos 0

(Donde α es el ángulo de presión)

Sustituyendo en la expresión de σc se tiene:

ccpb

Tsen

pb

T γθυ

θθυθλσ

⋅=

⋅+

⋅⋅⋅

⋅=

cos

cos

cos

62

Llamando γc al valor del paréntesis que depende únicamente de la forma

geométrica del diente.

Análogamente para σt tendríamos:

ttpb

Tsen

pb

T γθυ

θθυθλσ

⋅=

⋅−

⋅⋅⋅

⋅=

cos

cos

cos

62

Los valores de γc y γt se llaman factores de forma y están tabulados, como puede

verse, para distintos valores del número de dientes y para los ángulos de presión α

= 20º y α= 15º. Tabla para juego radial = 0,2 mm y grueso del diente en la

circunferencia primitiva igual a la mitad del paso.

Para determinar el valor del módulo preciso en la rueda para que, transmitiendo un

esfuerzo tangencial T, origine un esfuerzo de compresión máximo σc ≤ (σad)c por el

material, será aquél que:

( )cadc

pb

T σγ ≤⋅⋅


207

Análogamente ha de ocurrir para esfuerzos de tracción que:

( )tadt

pb

T σγ ≤⋅⋅

El paso p = £m y además la anchura de la rueda suele hacerse múltiplo del módulo

(b= Ψm). Asignando distintos valores a Ψ, fundamentalmente, según la calidad de

tallado de las ruedas y la precisión y rigidez que su montaje ofrezca, se obtienen las

siguientes relaciones:

Ψ = 5 para flancos en bruto, poca velocidad y montaje deficiente.

Ψ = 10 para calidad y condiciones normales.

Ψ = 15 a 20 (en casos muy excepcionales hasta 30) para tallado exacto y montajes

muy precisos.

En nuestro caso, al ser ruedas de una gran calidad debido a sus exigencias, se ha

elegido el factor Ψ de valor 20.

Sustituyendo b y p por sus valores en función del módulo tendremos:

( )cad

c

m

T σπψ

γ ≤⋅⋅

⋅2

y ( )tad

t

m

T σπψ

γ ≤⋅⋅

⋅2

El caso de esfuerzo que interesa en este proyecto, son los esfuerzos a compresión,

que como se ha indicado con anterioridad son los más desfavorables para

engranajes fabricados en materiales dúctiles, por lo que los cálculos se realizarán

según ésta consideración.


208

Tabla 10 Factor de forma

Hay que recordar lo que se comentó en el capítulo anterior acerca de las ruedas de

dentado helicoidal para poder sacar datos de esta tabla.

El número equivalente de dientes de una rueda helicoidal, que será el que hay que

mirar en la tabla, se saca de la expresión:

Zn = Z/cos3β

El ángulo de presión radial αr, se define a partir del ángulo de presión normal como:

0x tan *tan 0cos '+

Los datos que se precisan para estos cálculos son los del piñón de la primera etapa,

que es el más solicitado, debido a los grandes pares que se transmiten y por su

tamaño. Si las ruedas son del mismo material, la de menor número de dientes, tiene

un factor de forma del diente γ mayor. Los satélites al ser de mayor tamaño, se

Z α =20º α =15º

γ t γc γt γc 10 11.88 14.58 - -

11 11.20 13.75 - -

12 10.63 13.07 13.11 15.50

13 10.17 12.50 12.56 14.83

14 9.78 12.01 12.09 14.27

15 9.45 11.60 11.72 13.80

16 9.19 11.26 11.45 13.46

17 8.95 10.96 11.16 13.10

18 8.76 10.72 10.94 12.83

19 8.59 10.49 10.74 12.58

20 8.45 10.31 10.56 12.35

21 8.31 10.13 10.41 12.15

23 8.08 9.85 10.16 11.82

25 7.93 9.62 9.94 11.55

27 7.77 9.42 9.76 11.32

30 7.59 9.17 9.55 11.02

34 7.41 8.92 9.30 10.70

38 7.27 8.72 9.10 10.46

43 7.14 8.54 8.92 10.23

50 6.99 8.36 8.72 9.96

60 6.85 8.17 8.52 9.72

75 6.70 7.98 8.33 9.45

100 6.57 7.82 8.14 9.18

150 6.44 7.65 7.92 8.89

500 6.17 7.50 7.73 8.59

∞ 6.30 7.37 7.50 8.30


209

presupone que si el piñón aguanta las solicitaciones, aquellos aguantarán, aunque

se hará la correspondiente comprobación.

Para la primera etapa, el ángulo de la hélice es de 10 °, y el ángulo de presión

normal 20 °, y el número de dientes asciende a 30.

De esta forma, se obtiene:

Zn = Z/cos3β = 31.41

0x tan *tan 0cos '+ 20.2835°

El ángulo de presión radial, apenas difiere 0.3 ° del ángulo de presión normal, por lo

que debido a la falta de tablas con estas consideraciones, se aproximará al valor del

ángulo de presión normal. Para el número de dientes equivalente se puede

interpolar, sacando un dato del factor del perfil del diente de γn = 9.081.

Es de observar también que la acción entre la pareja de dientes que están

engranado se realiza a lo largo de la generatriz de contacto y esta, está inclinada de

tal forma que la resultante no se considera aplicada en la cabeza del diente sino

más hacia su base; aproximadamente a los 2/3 de la altura, por ello suele

considerarse la máxima tensión de compresión en una rueda helicoidal los 2/3 de la

correspondiente a la rueda recta equivalente, es decir:

n

n

n

na

a

n

nn pb

T

pb

T

pb

Tn γγβ

βγσ ..3

2.

.cos/

cos/

3

2.

.3

2 ===

Por lo que γc será el factor γn. El esfuerzo T sobre un diente del piñón se obtiene a

partir del dato del par máximo.

1.2 Distribución de fuerzas sobre el diente del piñón

Mm = 5506 KNm. Si este es el par r

por igual en las tres ruedas satélites, de tal forma que tenemos en cada planetaria

un par de 1835.33 KNm. (Debido a las magnitudes tan grande, se redondearán

algunas cifras por la comodidad de trabajo qu

error que se comete en los cálculos

cálculos el esfuerzo que transmite un único planetario,

una fuerza que resulta de dividir el par, por la sum

que es 790.5mm.


Distribución de fuerzas sobre el diente del piñón

Ilustración 133 Descomposición fuerza aplicada

= 5506 KNm. Si este es el par resultante que hay sobre el eje de baja, se reparte



algunas cifras por la comodidad de trabajo que supone, y por el bajo porcentaje de

error que se comete en los cálculos, menor del 0.02 %). Si se considera para los

cálculos el esfuerzo que transmite un único planetario, en su centro tendrá aplicada

una fuerza que resulta de dividir el par, por la suma de radios de piñón y satélite,

que es 790.5mm.

Ilustración 134 Fuerzas en la etapa planetaria

790.5mm

F


210

Descomposición fuerza aplicada

esultante que hay sobre el eje de baja, se reparte



e supone, y por el bajo porcentaje de

. Si se considera para los

en su centro tendrá aplicada

a de radios de piñón y satélite,

Ilustración 134 Fuerzas en la etapa planetaria


211

La fuerza que resulta, es la que está aplicada en el centro de la rueda planetaria:

Yo 1835 g?0.7905 ? 2321 g

Como la velocidad de rotación se considera constante, debe existir equilibrio de

fuerzas, por lo que la mitad de la fuerza F estará aplicada en los extremos de la

rueda planetaria, y por tanto por acción reacción, será la fuerza que provoque la

rotación del piñón, es decir, es la fuerza que está aplicada en el diente del piñón

que está engranando.

2r 1161 g

Esta es la fuerza de diseño que en las ecuaciones anteriores se ha nombrado como

T. De esta manera, la tensión a compresión que resulta en la sección más

desfavorable del diente, en la base, es:

± 23 >· · A¤ · ¤ 393YJP

Con el ancho de la rueda evaluado como:

· ¹ · ? 20 · 17?? 340??

El paso normal como:

A¤ A cos ' j · ? · cos ' 52.6 ??

Y el factor γn y T ya evaluados previamente.

El material elegido debe cumplir que:

σc ≤ (σad)c


212

1.3 Modificación de la tensión aplicada calculada. Cálculo de coeficientes

La fórmula de Lewis prescinde de una serie de de una serie de detalles que deben

tenerse en cuenta si se quieren obtener ruedas dentadas fiables. Entre ellos se van

a considerar:

• Se supone que el máximo esfuerzo ocurre cuando la carga está aplicada

en la punta del diente; ahora bien, puede ocurrir que no sea así, ya que al iniciarse

el contacto entre dos dientes, la carga puede repartirse entre dos pares de dientes

puesto que el grado de recubrimiento es superior a la unidad. Es evidente será

tanto más seguro cuando el tallado sea mejor y la carga a transmitir más uniforme.

Del grado de recubrimiento se hablará posteriormente cuando se realicen los

cálculos de los coeficientes necesarios para la comprobación a fatiga, como

adelanto, decir que es un parámetro que indica el número de dientes que están

engranando.

• Se considera que la carga tangencial está uniformemente distribuida por

toda la cara del diente, sin embargo las ruedas dentadas, sus ejes, soportes, etc,

son elementos elásticos que se deformarán por efecto de las cargas y, en

consecuencia, pueden aparecer distribuciones no uniformes de dicha carga. La zona

de contacto entre dientes a través de la cual se transmite la potencia no abarca

toda la cara del diente, ni todo el ancho de la rueda, concentrándose las tensiones

en áreas concretas.

• No se tiene en cuenta la concentración de tensiones en la base de los

dientes.

• No se consideran las oscilaciones en el valor de la cara tangencial, como

consecuencia de las imperfecciones en los perfiles de los dientes y de los efectos

dinámicos que provienen de la elasticidad de los dientes, y de la inercia de las

partes arrastradas. Estas oscilaciones provocan esfuerzos dinámicos

complementarios tanto mayores cuanto inferior sea la exactitud de fabricación de


213

las ruedas, cuanto mayor sea la velocidad y mayores las masas unidas a los árboles

de la transmisión.

Por todo ello, se modifica la fórmula de Lewis con algunos factores para modelar

todas estas consideraciones, y elegir correctamente el material:

• Factor de velocidad o de carga dinámica.

• Factor de concentración de esfuerzos.

• Factor de tamaño.

• Factor de tipo de carga.

• Factor de corrección por sobrecarga.

• Factor de distribución de carga.

• Factor de temperatura.

• Coeficiente de seguridad.

Factor de carga dinámica: Como se ha dicho también llamado “Factor dinámico”,

tiene en cuenta:

a.- Los defectos de división entre dientes.

b.- Los errores en los perfiles.

c.- La inercia de los elementos giratorios.

d.- La rigidez de los dientes

Para considerarlos, suelen tomarse los valores de la figura, función de la velocidad

periférica Vt sobre la circunferencia primitiva y del índice de calidad QV del

engranaje.

Ecuaciones analí

Donde Vt puede darse en ft/min ó m/s. Los factores A y B se definen como:

Donde QV es el índice de calidad menor de las dos ruedas que engranan.

límite que dan las curvas para el valor de V


Tabla 11 Factor Kv

Ecuaciones analíticas para las curvas numeradas de 6 a 11 en la figura anterior s

Kv =

B

tVA

A

⋅+ 200

puede darse en ft/min ó m/s. Los factores A y B se definen como:

A = 50 + 56 (1 – B)

es el índice de calidad menor de las dos ruedas que engranan.

límite que dan las curvas para el valor de Vt vienen dados por:

Vt =( )[ ]200

32−+ VQA


214

de 6 a 11 en la figura anterior son:

puede darse en ft/min ó m/s. Los factores A y B se definen como:

es el índice de calidad menor de las dos ruedas que engranan. Los valores

vienen dados por:


215

Esta relación sólo es válida para Vt ≤ 13 m/s. Por encima de este valor se

recomienda ir a índices de calidad superiores.

En el diseño, suponiendo un índice de calidad Qv = 10, se obtienen los siguientes

valores de los factores:

º 12 # ». Rr4 0.39685

A = 50 + 56 (1 – B) = 83.7764

La velocidad periférica en el círculo primitivo del piñón es:

- § · o 62 · 2 · j60 · 0.255 1.655 ?/½

Con lo que obtenemos un valor del factor Kv = 0.96

Factor de concentración de esfuerzos: Al determinar el estado tensional en un punto

de una pieza, por resistencia de materiales, se supone que las secciones de la

misma son constantes o tienen una variación muy gradual; sin embargo, la mayor

parte de las piezas deben tener agujeros, ranuras, muescas, chaveteros, resaltes,

codos, huellas de mecanizado o de montaje, calados a presión, corrosión, grietas de

temple, inclusiones, etc., que alteran la distribución en la sección de los esfuerzos

de tal modo que, los valores nominales de las tensiones encontrados por resistencia

de materiales, no describen, realmente el estado tensional en los distintos puntos

de cada sección; ya que, en las proximidades de las discontinuidades, se presentan

tensiones altamente localizadas pero de valor varias veces superior al nominal

calculado. Esta anomalía en la distribución de las tensiones se tiene en cuenta

mediante el llamado “factor de concentración de tensiones” y es importante tener

ideas claras acerca de su valor, ya que no es fácil evitar que, de hecho, se produzcan

por la forma que sea precisa darles a las piezas en el diseño (resaltes, taladros,

chaveteros, etc.) o por la manera con que se fabriquen (rugosidades de

mecanizado, huellas de mordazas, o por perturbaciones introducidas en ellas en el


216

montaje (calado de piezas a presión excesiva, soldaduras, etc.) o por como vayan

evolucionando las piezas a lo largo del tiempo de su trabajo (corrosión, golpes, etc.).

En el caso de ruedas dentadas suele considerarse Ke ≈ Kt ya que, en general, los

materiales empleados para la fabricación de engranajes tienen un alto valor de

sensibilidad a la entalla (q≈1). Puede considerarse en general para Ke un valor de

1.5.

Aunque si por tablas o ábacos puede obtenerse un valor concreto y seguro,

utilizaríamos éste.

Cómo en nuestro caso no se dispone de tabla para obtener un valor concreto del

valor de concentración de tensiones,

1.5

Factor de corrección por sobrecarga: Los valores recomendados para prevenir

sobrecargas pueden resumirse en la tabla siguiente:

Tabla 12 Factor Ko

Para el factor de sobrecarga, se elegirá un valor de 1.5, suponiendo que las

variaciones de par provocadas por las ráfagas de viento, suponen un choque

moderado en la carga impulsada (el piñón), a través del bastidor que mueve las

ruedas planetarias, que es la máquina motriz en este caso.


217

Factor por distribución anómala de la carga: Este factor Km lo podemos obtener de

la tabla que a continuación se muestra:

Tabla 13 Factor Km

Se considera que los engranajes son de precisión, con holguras pequeñas en

cojinetes, y siendo el ancho de la rueda 340 mm que son aproximadamente 13.4

pulgadas, haciendo una interpolación con los valores de la tabla se obtiene un valor

de Km próximo a 1.65.

De esta forma, el valor real de la tensión de compresión del punto más desfavorable

de diseño, introduciendo todos estos factores, será:

± ± · · y · K 393 · 1.50.96 · 1.5 · 1.65 1230 YAP

Por parte del material, habrá que asegurar que soporta estos esfuerzos, de manera

permanente, como una primera aproximación, al estudio de fatiga. En ese caso, la

tensión admisible del material también hay que corregirla a través de una serie de

factores, suponiéndose la capacidad del material, de la forma que sigue:

±wt ±¾2 · Nv · N · ¿ · À · ¾

σR es la tensión de rotura del material. El valor que resulta de dividirla por 2 es una

aproximación del límite de fatiga del mismo. Los coeficientes que aparecen en la

fórmula se explican a continuación:


218

El coeficiente Kf modela la actuación de la rueda, si trabaja en un solo sentido o en

dos. En este caso, el aerogenerador se diseñará para que el sentido de giro sea

único por lo que el valor de este coeficiente es de 1.5.

Factor de acabado superficial: Como quiera que el grado de acabado de las

probetas puede ser muy distinto al que presenten las piezas según sea el proceso

con el que se han obtenido, es necesario también emplear una factor CS de

reducción de resistencia a la fatiga.

La sensibilidad a la falta de acabado superficial crece al aumentar la carga de rotura

del material y podría ocurrirnos que no sirviera para nada la elección de un buen

material; porque resultase mayor la incidencia negativa en sus características, de la

rugosidad superficial, que la mejora en las mismas, debida a la calidad del citado

material.

El factor Cs : corresponde siempre a un acabado de “mecanizado”, aún cuando el

flanco del diente esté rectificado, ya que no suele rectificarse el fondo interdientes.

Como las ruedas tendrán un buen acabado superficial, con una máxima rugosidad

superficial de 0.6μm, se aproxima este factor a 1.

Factor de tamaño: Se sabe que este factor depende de si el elemento es mayor o

menor que la probeta normal en que se determinan las propiedades del material.

Así para dientes de módulo pequeño, puede utilizarse Ct= 1 y para dientes mayores

Ct= 0,85.

En nuestro caso, se elegirá Ct = 0.85 por ser una rueda de módulo elevado.

Factor de temperatura KT: La temperatura del lubricante es un buen indicador para

el engranaje.

460 B >Á620

Donde TF es la temperatura del aceite en °F. Se tendrá especial cuidado para

trabajos por debajo de 0ºC. Esta relación sólo es válida para aceros. Como el factor

es más restrictivo para temperaturas

como FLENDER, la temperatura más

100° aproximadamente, no se recomienda un funcionamiento por encima de esta

temperatura.

Para pasar de Celsius a Farenheit:

Por lo que se obtiene un

Factor de vida a fatiga K

estimado como vida infinita y para el cual se obtiene el límite de fatiga

tomarán los valores correspondientes a las curvas S

distintos aceros clasificados por su


es más restrictivo para temperaturas altas, según un fabricante de mu

como FLENDER, la temperatura más alta de funcionamiento del lubricante es de

aproximadamente, no se recomienda un funcionamiento por encima de esta

Para pasar de Celsius a Farenheit:

Por lo que se obtiene un valor de KT = 1.063387

Factor de vida a fatiga KL: Para una vida a fatiga inferior a 10

estimado como vida infinita y para el cual se obtiene el límite de fatiga

tomarán los valores correspondientes a las curvas S – N del mater

distintos aceros clasificados por su dureza Brinell HB son los dados por la figura:

Tabla 14 Factor KL


219

, según un fabricante de multiplicadoras

de funcionamiento del lubricante es de

aproximadamente, no se recomienda un funcionamiento por encima de esta

una vida a fatiga inferior a 107 ciclos (el valor

estimado como vida infinita y para el cual se obtiene el límite de fatiga σfat ), se

N del material, que para

HB son los dados por la figura:


220

Para un acero carburizado (tratamiento de cementación), con una dureza próxima a

400 HB como se verá posteriormente, y para 107 ciclos de carga, se puede considera

el valor del factor igual a 1 prácticamente.

Factor de fiabilidad Kr: Los datos de resistencia a la fatiga aportados por AGMA se

han obtenido para una probabilidad de fallo del 1% (1 fallo de cada 100 probetas

ensayadas). Para fiabilidades diferentes se tomará:

Fiabilidad % Kr

90 0.85

99 1

99.9 1.25

99.99 1.5

Tabla 15 Factor Kr

Con una fiabilidad del 99% parece que es suficiente, por lo tanto se toma este factor

igual a 1.

Para un acero de cementación, que son lo más apropiados para engranajes del

sector eólico como se verá más adelante, y con una tensión de rotura del material

estimada en 2450 Mpa, la capacidad del material será:

Usando la tensión de rotura que propone el criterio de Goodman, se cumple que:

±wt ±¾2 · Nv · N · ¿ · À · ¾ 24502 · 1 · 0.85 · 1.5 · 11.0634 · 1 1610YAP

Por lo tanto, σc ≤ σad por lo que se cumplen las restricciones con un valor del

coeficiente de seguridad próximo a 1.3, lo que parece aceptable.


221

g 1610YAP1230YAP Â 1.31

1.4 Resistencia a la fatiga

Una vez elegido el material, no basta con la comprobación de que la tensión

admisible sea superior a la tensión de compresión que producen las solicitaciones

en los dientes del piñón. La vida útil de la multiplicadora debe cumplir con las

expectativas de la vida útil de la máquina, por lo que habrá que estudiar el

comportamiento de los engranajes ante un funcionamiento continuo, conocido

como resistencia a la fatiga. No todos los dientes del piñón están engranando a la

vez, por lo que la carga que reciben es cíclica, lo que puede acortar su vida útil,

produciéndose fracturas a la larga. De hecho la fatiga es uno de los problemas más

comunes en cajas multiplicadoras de aerogeneradores.

1.4.1 Comprobación a fatiga de los engranajes

A continuación, se van a realizar algunos cálculos según las ecuaciones publicadas

por la JGMA (Japanese Gear Manufacturer Association). Se van a considerar dos

criterios, el de fatiga del material, y otro independiente pero igual de importante,

como es la fatiga superficial o esfuerzos de Hertz.

Estas ecuaciones y el análisis de estos esfuerzos para engranajes de dentado

helicoidal son usadas en la industria, en un rango para los mismos de:

Magnitud Rango

Módulo (m) 1.5 a 25 mm

Diámetro primitivo (d) 25 a 3200 mm

Velocidad tangencial (v) ≤ 25 m/s

Velocidad de rotación (n) ≤ 3600 rpm

Tabla 16 Rango de valores admisible para cálculo

Por lo tanto, son válidas para las especificaciones de diseño comentadas en el

capítulo anterior.


222

1.4.1.1 Fatiga en una rueda de dentado helicoidal

Para confirmar la seguridad a fatiga del material del engranaje, es necesario analizar

la fuerza tangencial aplicada en el círculo primitivo. De esta manera, se establece la

ecuación de la tensión a fatiga a analizar.

±¿ O · ÃÁ · ÃÄ · Ã,?¤ · · · * · yÀ · Á©+ · ÅÁ Æ/??. Deberá de cumplirse:

±¿ Ç ±¿uK

A continuación se analizan cada uno de los factores que intervienen en la ecuación:

Factor del perfil del diente YF: está basado en el número equivalente de dientes Zv, y

en el coeficiente del perfil, que hace referencia a la modificación del diente,

haciéndolo más corto o más alargado. En el diseño, no se ha entrado en la

modificación de este perfil, por el peligro de la aparición del problema de

interferencia como se analizará posteriormente, por lo tanto este coeficiente tiene

valor 0. En el caso del número de dientes equivalente, ya calculado en la ecuación

[XXX], es de valor 31.41≈31. El ángulo de la hélice para el piñón de la primera etapa,

que es de 10°. De la tabla siguiente se obtiene el valor del factor YF.


223

Tabla 17 Factor YF

YF = 2.5

Factor de distribución de carga Yε: Este factor es inversamente proporcional a la

relación de contacto radial, o grado de recubrimiento. Si el movimiento de rotación

ha de ser transmitido de un engranaje a otro de forma continua, es preciso que en


224

todo instante haya al menos una pareja de dientes en contacto. El grado de

recubrimiento proporciona una medida del número medio de parejas de dientes

que están en contacto durante el proceso de engrane entre dos ruedas dentadas.

Como idea intuitiva, se puede decir que si la relación de contacto es menor que la

unidad, habrá instantes en los que haya una sola pareja de dientes en contacto y

otros en los que no haya ninguna, produciéndose un salto o interrupción en la

transmisión del movimiento. Esto último no es aconsejable bajo ningún concepto y

por lo tanto se debe evitar. En ruedas de dientes rectos, para ángulo de presión

α=20° siempre ha de cumplirse que:

1<ε<2

La ecuación para determinar el grado de recubrimiento:

Èx ¥w 2 . # É 2 . B ¥w.2 . # É.2 . # P© · sin 0ÊOj?O · cos 0O

Donde:

da1 y db1 son los diámetros externo e interno del piñón, es decir, el primitivo

añadiéndole el adendum y restándole el dedendum respectivamente. Lo mismo

para la rueda planetaria, indicada con el subíndice 2. La altura de cabeza,

(adendum) es igual al módulo, y el dedendum es 1.25 veces el módulo transversal.

w U B 2 · Ëw 510 B 2 · 16.74 543.48 ??

w. U. B 2 · Ëw 1071 B 2 · 16.74 1104.48 ??

É U # 2 · Ët 510 # 2 · 1.25 · 16.74 468.145?? É. U. # 2 · Ët 1071 # 2 · 1.25 · 16.74 1029.15??

ax es la distancia entre centros, dada por la ecuación:

P© *! B !.2 cos ' B ³+ ?¤ 790.5??


225

Donde y es el factor de incremento de la distancia entre centros, que suponemos

nulo ya que no se va a modificar el perfil del diente.

El ángulo αwt es ángulo de presión radial de trabajo. Se obtiene de la siguiente

ecuación:

0ÊO cos Ì cos 0O2³! B !. B 1Í

Donde se puede deducir que es igual al ángulo de presión transversal αt, el cual se

obtiene de:

0O tan *tan 0cos '+ 20.283°

Ya con todos los parámetros, obtenemos la relación de contacto radial.

È/ 1.3422

Por lo que el inverso dará el factor de distribución de carga:

ÃÄ 1È/ 0.745

Factor de ángulo de hélice Yβ: Se puede obtener de la siguiente relación para

ángulos de hélice menores de 30°, como es nuestro caso, para β=10°:

Ã, 1 # '120 0.917

Factor de vida útil KL: hace referencia al número de ciclos de carga durante la vida

útil de engranaje. Se puede obtener de la siguiente tabla:


226

Tabla 18 Factor KL

De donde se puede elegir para una dureza Brinell superior a 220 HB, y para un

número de ciclos de carga que se puede considerar por encima de un millón,

aproximadamente 1.

Factor de dimensión de stress en la raíz, KFX: este factor se considera la unidad.

ÁÎ 1

Factor de carga dinámica, KV: Se basa en la precisión del engranaje y su velocidad

lineal en la circunferencia primitiva. Se obtiene de la tabla siguiente:

Tabla 19 Factor Kv

Para una velocidad nominal de rotación de 62 rpm, y un radio del piñón de 255mm,

la velocidad lineal será de 1.665m/s. Como se dijo, no se modificará el perfil del

diente, por lo tanto este factor adquiere un valor de 1.


227

Factor de sobrecarga, Ko: es el cociente entre la fuerza tangencial actual y la fuerza

tangencial nominal. Como la fuerza tangencial en cada momento no se conoce, se

puede obtener de la tabla 12 donde ya se utilizó para hacer el análisis de tensiones.

y 1.5

Factor de seguridad por fallo por curvatura SF: Es muy impreciso la manera de

obtenerlo, pero se toma al menos un valor de 1.2

ÅÁ Ï 1.2

Una vez se han obtenido todos los factores necesarios, se obtiene la tensión de

fatiga que será comparada con los valores proporcionados por una tabla, en función

del material.

±Á 1179 · 10009.81 · 2.5 · 0.745 · 0.91716.74 · 340 · *1 · 1.51 · 1 + · 1.3 50.1 Æ ??.r Tensión admisible por fatiga σFlim, se obtiene de la siguiente tabla según el acero:

Tabla 20 Elección material según límite de fatiga


228

Existen más aceros, con mayores límites de fatiga. Aún así, para nuestro caso es

suficiente con los proporcionados. Se elegirá el último de ellos, con una tensión

admisible a fatiga de 52 Kgf/mm2, que son aproximadamente 520Mpa, y una dureza

en el núcleo de 370 HB o 390HV. Este acero se puede obtener de catálogos, y tiene

una tensión admisible de 1255 Mpa como ya se comentó anteriormente.

1.4.1.2 Esfuerzo superficial en engranajes helicoidales. Fuerza de Hertz.

La acción en el punto de contacto de los dientes del engrane es la de dos

superficies con curvatura externa. Si los materiales del engrane fueran

infinitamente rígidos, el contacto sólo sería una línea. En realidad, por la elasticidad

de los materiales el perfil diente se deforma un poco, y la consecuencia es que la

fuerza transmitida actúa sobre un área rectangular pequeña.

Ilustración 135 Esfuerzo de Hertz

Para el caso de engrane interior, entre el anillo de dentado interior y las ruedas

planetarias no hará falta su estudio de las esfuerzos de Hertz ya que no es una

curvatura interna con una externa.

Las ecuaciones que se proponen a continuación para comprobar la validez de los

materiales y de los engranajes en sí ante esfuerzos superficiales, son publicadas

también por la JGMA, y el rango de valores para cada magnitud utilizada son los

mismos que se expusieron en la tabla 16.


229

El criterio, es parecido. La tensión resultante debe ser menor que el límite

permitido, según el acero escogido.

±Ð Ç ±ÐuK

Donde la fuerza superficial de Hertz se expresa como:

±Ð O · · · ¨ Ñ 1¨ · 1Ð · 1Ò · 1Ä · 1,ÐÀ · 1À · 1¾ · 1Ó · 1Ô · 1ÐÎ · ¥Ð, · Ó · y · ÅÐ ÕÆ ??.r Ö

La i del primer radicando, es la relación entre los números de dientes de las ruedas.

El símbolo más o menos depende de si las ruedas están engranando externamente,

como es nuestro o caso, y el menos para una rueda interna y otra externa, como

sería el caso del satélite con el anillo exterior.

A continuación se estudiarán cada uno de los coeficientes que intervienen en la

ecuación:

Factor de zona, ZH: este factor se obtiene de la siguiente ecuación:

1Ð 2 cos 'É · cos 0ÊOcos. 0O · sin 0ÊO 1cos 0O · 2 cos 'Étan 0ÊO 2.4634

Donde:

'É tan tan ' · cos 0O 9.39134°

También se puede obtener este factor a través de esta gráfica en función del ángulo

de la hélice β. Hay que recordar que en nuestro caso, x1 y x2 es cero, ya que los

coeficientes de modificación del perfil del diente, y como se dijo no se modificará.

Los signos más o menos son para ruedas que engranan externamente o

internamente, respectivamente.


230

Tabla 21 Factor ZH

El valor a través de la gráfica prácticamente coincide con el calculado.

1Ð 2.46

Factor del material ZM: se puede obtener a través de la siguiente ecuación o por

tablas.

1Ò × 1j *1 # Ø .z B 1 # Ø..z. +

Donde υ y E son el coeficiente de Poisson, y el módulo de Young respectivamente.


231

Tabla 22 Factor ZM

Al haber escogido un acero aleado, corresponde el factor de 60.6 Kg/mm2.

Factor de relación de contacto, Zε: este factor depende de la relación de contacto

radial, εα, y de la relación de traslape, εβ.

Las ruedas de dentado helicoidal tiene un traslape de los dientes en la dirección

axial. Este traslape se añade a la relación de contacto, por eso la relación de

contacto es mayor que en las ruedas de dentado recto. Se define de la siguiente

manera

È, · · sin 'j · ?¤ 1.1225

Ahora se define el factor de relación de contacto, según el valor de la relación de

traslape:

Si εβ ≤ 1

1Ä 1 # È, B È,È/

Si εβ >1


232

1Ä 1È/

Este último es nuestro caso, y toma un valor:

1Ä 0.8631

Factor del ángulo de la hélice, Zβ: es un factor difícil de evaluar, por lo que si no se

dispone de información suficiente se supone 1.

1, 1

Factor de vida útil, KHL: este factor refleja el número de repetitivos ciclos de stress.

Suele adquirir un valor igual a 1 para un total de ciclos de carga cercano a 107.

ÐÀ 1

Factor de lubricación, ZL: este factor está basado en la viscosidad cinemática del

lubricante a 50° C de temperatura:

Tabla 23 Factor ZL

Para una viscosidad cinemática de 200 mm2/s a una temperatura de 40°C según el

fabricante FLENDER, se obtiene un valor de este factor para un superficie

endurecida de 1.05. Aunque FLENDER proporciona sus datos para esa temperatura,

se puede estimar el valor de dicho factor de esta forma.

Factor de rugosidad superficial, ZR: se basa en la rugosidad superficial media, Rmaxm

(μm). La media de la rugosidad superficial se calcula a partir de los valores de este


233

parámetro para el piñón y para la rueda planetaria, Rmax1 y Rmax2, así como la

distancia entre centros, a, en mm.

oKw©K oKw© B oKw©.2 100PÙ

Tabla 24 Factor de rugosidad superficial

Para una rugosidad superficial en cada rueda de 0.6 μm que es lo recomendado, se

obtiene una rugosidad media según la ecuación de 0.3 μm, por lo que suponemos

para un superficie de la rueda endurecida, un valor del factor de 1.1.

1¾ 1.1

Factor de velocidad, ZV: está basado en la velocidad lineal en la circunferencia

primitiva, que como se vio, era de 1.665 m/s.

Tabla 25 Factor Zv

Se obtiene un valor de:

1Ó 0.95

Factor de endurecimiento, ZW: se aplica a ruedas que están engranando con un

piñón que ha sido templado, como es este caso.


234

1Ô 1.2 # Úº. # 1301700

Donde HB2 es la dureza Brinell de la rueda que este en el rango 130≤HB2≤470. El

acero elegido tiene una dureza Brinell de 370, por lo que el valor de este factor

resulta:

1Ô 1.0588

Factor de dimensión, KHX: Debido a que las causas que afectan a este parámetro son

desconocidas, se considera 1.

Factor de distribución de carga sobre el diente, KHβ: cuando el contacto de dientes

bajo carga no es predecible, relaciona el cociente entre la profundidad de la rueda y

el diámetro primitivo, las posiciones de montaje del cojinete sobre el eje, y las

fuerzas del eje. Pretende tener en cuenta el caso donde la distribución de carga

sobre el diente no es buena o conocida, para ello se utiliza la siguiente tabla.

Tabla 26 Factor KHx


235

Cuando el contacto del diente bajo carga es bueno, los ejes están bien sujetos y los

cojinetes próximos a las etapas, resulta un buen contacto sobre toda la superficie

de los dientes en contacto que están trabajando bajo carga. En este caso, el factor

toma valores en el siguiente rango.

1 ≤ KHβ≤ 1.2

Nuestro caso, se asemeja más a este último, ya que los cojinetes están bien

diseñados, y las cargas sobre el eje están controladas. Véase proyecto [ANMA10]

Factor de carga dinámica, KV: se basa en la precisión del engranaje y su velocidad

lineal en la circunferencia primitiva. La tabla es la que ya se utilizó para el cálculo

por fatiga [Tabla 19].

Factor de sobrecarga, Ko: Ya se habló de este factor anteriormente.[Tabla 12]

y 1.5

Factor de seguridad por picadura, SH: Este factor de seguridad debe tomar un valor

al menos de 1.15.

Por lo tanto, la tensión superficial de Hertz resultante es:

±Ð 1179 · 10009.81 · 510 · 340 · 2.1 B 12.1 · 2.46 · 60.6 · 0.863 · 11 · 1.05 · 1.1 · 0.95 · 1.06 · 1 · √1.1 · 1 · 1.5· 1.15

±Ð 163.39 Æ ??.r

Siendo aproximadamente 1630 Mpa.

La fatiga permitida de Hertz, SH, viene tabulada en función de los materiales. En la

tabla se muestra para aceros cementados, la tensión admisible para este esfuerzo

superficial.


236

Tabla 27 Límite fatiga superficial

Si se escoge un acero aleado como el que se había elegido para soportar a fatiga, se

observa que cumple con las especificaciones a soportar por las fuerzas superficiales

de Hertz.

±Ð Ç ±ÐuK

163.39 Æ ??.r Ç 166 Æ ??.r


237

Conforme a lo especificado, se cumplen los requerimientos en cuanto a fatiga en

general. En el siguiente capítulo se analizarán con CATIA V5 algunos aspectos.

238

Resultados análisis

con CAD: Catia V5

Resultados análisis con CAD: Catia V5

239

1. Estudio de las fuerzas sobre un diente del piñón.

1.1. Esfuerzo calculado actuando sobre un diente del piñón.

Se realizará el estudio de los esfuerzos sobre un diente del piñón de la primera

etapa, que es el engranaje que sufre los peores esfuerzos. El acero considerado es

de alto límite elástico, un acero de cementación de gran dureza superficial y 1200

Mpa de límite elástico.

En este primer análisis se aplica una fuerza uniformemente distribuida de 1161 KN

en la dirección de transmisión de potencia, pero dado que la rueda es helicoidal la

fuerza sobre la cara del diente habrá que dividirla por el coseno del ángulo de la

hélice resultando una fuerza perpendicular a la cara del diente de 1179 como ya se

ha calculado en el capítulo anterior. No olvidar que la aplicación de la fuerza se

produce sobre la recta de engrane, por lo que hay que tener en cuenta el ángulo de

presión efectivo, que es de 20,283° como también se ha calculado. Por lo que la

disposición del esfuerzo sobre el diente queda:

Tabla 28 Propiedades del material

Ilustración 136 Fuerza sobre el diente


240

La deformación del diente, de manera exagerada quedará:

Ilustración 137 Deformación del diente

En cuanto a las tensiones sobre el diente, según el criterio de Von Misses que es el

usado por el programa, el resultado muestra que la tensión máxima se da en la zona

de color rojo. Se verifica así que la sección más desfavorable trabaja a compresión,

como se había calculado en el capítulo anterior. El valor que ofrece el programa

como tensión máxima es de 227 Mpa, por debajo del calculado que era de 393

Mpa. La diferencia puede estar en un mallado no suficiente en la pieza, o que en los

cálculos hechos a mano, se han tenido presentes muchos factores de corrección

sobre el diente que el programa no tiene en cuenta. Pero la elección del acero es

válida a todos los efectos. Por lo que aunque el programa considere que está

sobredimensionado, se cumple la seguridad del material de la pieza en ambos

aspectos.


241

Ilustración 138 Tensiones sobre el diente

El estudio de los desplazamientos que se producen en el diente se muestra en la

figura siguiente, siendo estos desplazamientos inferiores a 0,1 mm. El mayor se da

en la parte superior del diente.

Ilustración 139 Desplazamientos en el diente


242

Por último el estudio a fatiga muestra la base del diente como la zona más propicia

para la aparición de grietas por fatiga. La tensión máxima que se da en esa zona es

de 238 Mpa, inferior al límite de fatiga que se cálculo para el diente, que era

superior a los 500 Mpa.

Ilustración 140 Fatiga sobre el diente

En definitiva se puede concluir que el análisis verifica el diseño.

Ahora el análisis se realizará con los mismos esfuerzos sobre un acero normal, sin

cementación de límite elástico de 250 Mpa.


243

1.2 Análisis tensional del diente con un acero normal

Los esfuerzos que se producen lógicamente son los mismos, pero la proximidad a

los valores límite del material, hacen que el engranaje esté en riesgo de sufrir una

fractura o daños irreversibles sobre el tren de engranajes en su conjunto, dejando

inservible la caja multiplicadora.

Aplicando el mismo esfuerzo que en el caso anterior, los esfuerzos según Von

Misses son los mismos, pero si el límite elástico del acero es de 250 Mpa, está

próximo a sufrir deformación plástica, lo cual tiene consecuencias nefastas en la




244

1.3Análisis tensional del diente teniendo en cuenta el grado de recubrimiento.

En realidad, como se ha comprobado, no hay una única pareja de dientes actuando.

El grado de recubrimiento, mayor en engranajes de dentado helicoidal, dice que en

realidad hay más de una pareja de dientes en contacto. El caso de máxima

transmisión de esfuerzo es el estudiado anteriormente, pero en realidad hay una

pareja de dientes que comienza a engranar y otra que está desengranando. Si la

relación de contacto calculada es de 1.34, quiere decir que hay esas parejas de

dientes engranando. Por ello, se realizará un estudio con esfuerzos sobre dos

dientes consecutivos que se supondrán engranando.

Las características del acero, son las calculadas y usadas en el primer análisis. Acero

de cementación de 1200 Mpa de límite elástico.

En cuanto a la disposición de los esfuerzos, es como muestra la siguiente figura, con

una pareja de dientes que está en su máxima transmisión de potencia, y el diente

posterior sufriendo un esfuerzo también en la dirección de la recta de engrane pero

de menor módulo, ya que la potencia transmitida entre dos dientes sigue una forma

senoidal, con su valor máximo cuando el diente de un engranaje está

completamente encajado en el vano correspondiente del otro engranaje. Por eso

cuando comienzan a estar en contacto, la fuerza es menor, se hace máxima en el

punto citado, y comienza a disminuir hasta que dejan de engranar. Las disposición

de las fuerzas es según el ángulo de presión efectivo comentado, suponiendo que

las ruedas giran en sentido antihorario.


245

Ilustración 142 Aplicación esfuerzos sobre el diente

En cuanto a las tensiones que se producen, se observa que aumentan, también en

la zona a compresión del diente en estudio, debido a la acción de la fuerza sobre el

diente posterior. Aun así, sigue estando muy por debajo de entrar en zona de

plastificación del material. De la misma forma, el estudio a fatiga y el de

desplazamientos confirman que el diseño es válido a todos los niveles,

encontrándose los valores críticos por debajo de los requeridos para evitar

comportamientos de los engranajes que pongan en peligro la vida útil de la

multiplicadora.

A la página siguiente se muestran las imágenes del análisis realizado con la

herramienta de CAD.


246


Ilustración 144 Fatiga sobre el diente

247




PARTE III:

ESTUDIO

ECONÓMICO

248

Estudio económico

Estudio económico

249

1. Estudio económico.

A continuación, se mostrará la hoja de Excel que muestra los detalles del estudio

económico que se ha realizado para demostrar la viabilidad y rentabilidad de llevar

a cabo la fabricación y el diseño de las cajas multiplicadoras para aerogeneradores

objeto de este proyecto. Cabe señalar el antes de nada, el significado de FOB, que

es el precio de la multiplicadora en puesta en el puerto (free on boat), es decir, ya

fabricada y diseñada y entregada en el puerto, el resto de costes para la instalación

y montaje en el aerogenerador marino, corre a cargo del cliente.

Se ha considerado una inversión inicial de 35 millones de €, en la que se incluye

maquinaria de control numérico, instalaciones necesarias, infraestructura, etc.

El estudio se ha realizado a diez años vista, ya que la tecnología de estas máquinas

está en continua evolución con lo que nuestro proyecto no tiene sentido hacerlo

por un periodo de tiempo mayor, ya que sería más razonable diseñar una máquina

completamente nueva. En esos diez años están incluidas posibles revisiones y

mejoras del diseño.

La rentabilidad del proyecto es elevada a tenor de los valores obtenidos del VAN

(Valor Actual Neto) y el TIR (Tasa Interna de Retorno), parámetros fundamentales

en la decisión de llevar a cabo la fabricación.

El VAN es un parámetro importante para la valoración de inversiones y la

rentabilidad del proyecto. Si es mayor que 0 la inversión producirá ganancias. Hace

referencia al valor presente de unos flujos de caja futuros dados por una inversión.

El TIR es un indicador de rentabilidad de un proyecto. Cuanto mayor sea mejor. Está

definido como la tasa de interés con la que el VAN toma valor nulo.

Estudio económico

250

Los parámetros generales del estudio son los que se muestran en la siguiente tabla

de forma apaisada:

Pará

met

ros

gene

rale

s

Tasa

inte

rés

8,0%

Infla

ción

2,0%

Inve

rsió

n1

23

45

67

89

10Pr

ecio

FO

B1.

275.

000

1.

300.

500

1.

326.

510

1.

353.

040

1.

380.

101

1.

407.

703

1.

435.

857

1.

464.

574

1.

493.

866

1.

523.

743

to

tal u

nida

des

vend

idas

403

CO

STES

uni

dad

1204

224

Inve

rsió

n to

tal (

€)10

.000

.000

Prop

ia (%

)30

%€

3.00

0.00

0

Exte

rna

(%)

70%

€7.

000.

000

Pe

ríodo

dev

oluc

ión

de la

deu

da (a

ños)

10

Perío

do d

e am

ortiz

ació

n (a

ños)

8

Estudio económico

251

Se supone una tasa de inflación del 2% y unos intereses en el préstamo para la

inversión inicial del 8%. El precio de venta FOB es de 1.275.000 €, impuesto por un

beneficio del 5,5 % como ya se explicará en el presupuesto, sobre unos costes de

fabricación totales de 1.204.224 € por caja multiplicadora. De la inversión inicial de

35 millones de € se financian el 70 % de forma externa, a través de un préstamo

bancario. El periodo de devolución de la deuda es a 10 años.

En la siguiente página se muestra el estudio económico a 10 años, según una

predicción de 500 unidades vendidas, en el que se estudian los beneficios y costes

de cada año.

Las subvenciones en la fabricación de cajas multiplicadoras son nulas, por lo que el

valor que aparece en la tabla es 0.

Tanto la amortización del préstamo, como la amortización de la maquinaria y

demás infraestructuras que se disponen gracias a la inversión inicial necesarias para

llevar a cabo el proyecto, son constantes a lo largo de los años a los que se planea.

El beneficio bruto es el beneficio antes de impuestos, y el neto descontando los

impuestos que se suponen del 36%.

Por último, para el cálculo de los flujos de caja se suma la amortización restada

previamente.

El ciclo de vida del producto, sigue un proceso creciente en ventas hasta su mejor

posicionamiento en el mercado, como se ha modelado durante los 5 primeros años,

en los que las unidades vendidas crecen progresivamente. Luego comienza la fase

de decadencia debido a nuevos productos o competidores que ofrecen mejor

máquina, por eso desde el año 5 al 10 las ventas disminuyen.

Estudio económico

252

01

23

45

67

89

10IN

VE

RS

IÓN

INIC

IAL

35.0

00.0

00U

nida

des

vend

idas

4048

5667

7958

5260

2416

Ingr

esos

51.0

00.0

0062

.424

.000

74.2

84.5

6090

.653

.693

109.

027.

979

81.6

46.7

7574

.664

.568

87.8

74.4

5435

.852

.777

24.3

79.8

88C

oste

s-4

8.16

8.96

0-5

7.80

2.75

2-6

7.43

6.54

4-8

0.68

3.00

8-9

5.13

3.69

6-6

9.84

4.99

2-6

2.61

9.64

8-7

2.25

3.44

0-2

8.90

1.37

6-1

9.26

7.58

4

Inte

rese

s-1

.715

.000

-1.5

43.5

00-1

.372

.000

-1.2

00.5

00-1

.029

.000

-857

.500

-686

.000

-514

.500

-343

.000

-171

.500

BE

NE

FIC

IO B

RU

TO1.

116.

040

3.07

7.74

85.

476.

016

8.77

0.18

512

.865

.283

10.9

44.2

8311

.358

.920

15.1

06.5

146.

608.

401

4.94

0.80

4

Am

ortiz

ació

n-4

.375

.000

-4.3

75.0

00-4

.375

.000

-4.3

75.0

00-4

.375

.000

-4.3

75.0

00-4

.375

.000

-4.3

75.0

00A

mor

tizac

ión

Pré

stam

o-2

.450

.000

-2.4

50.0

00-2

.450

.000

-2.4

50.0

00-2

.450

.000

-2.4

50.0

00-2

.450

.000

-2.4

50.0

00-2

.450

.000

-2.4

50.0

00S

ubve

ncio

nes

00

00

00

00

00

BA

IT-5

.708

.960

-3.7

47.2

52-1

.348

.984

1.94

5.18

56.

040.

283

4.11

9.28

34.

533.

920

8.28

1.51

44.

158.

401

2.49

0.80

4

Impu

esto

s36

%2.

055.

226

1.34

9.01

148

5.63

4-7

00.2

67-2

.174

.502

-1.4

82.9

42-1

.632

.211

-2.9

81.3

45-1

.497

.024

-896

.690

BE

NE

FIC

IO N

ETO

-3.6

53.7

34-2

.398

.241

-863

.350

1.24

4.91

93.

865.

781

2.63

6.34

12.

901.

709

5.30

0.16

92.

661.

377

1.59

4.11

5

Am

ortiz

ació

n4.

375.

000

4.37

5.00

04.

375.

000

4.37

5.00

04.

375.

000

4.37

5.00

04.

375.

000

4.37

5.00

0

Fluj

o de

Caj

a-3

5.00

0.00

072

1.26

61.

976.

759

3.51

1.65

05.

619.

919

8.24

0.78

17.

011.

341

7.27

6.70

99.

675.

169

2.66

1.37

71.

594.

115

Fluj

o de

Caj

a A

cum

ulad

o-3

5.00

0.00

0-3

4.27

8.73

4-3

2.30

1.97

6-2

8.79

0.32

5-2

3.17

0.40

7-1

4.92

9.62

5-7

.918

.284

-641

.575

9.03

3.59

411

.694

.970

13.2

89.0

85

AÑ

O

VAN

(€)

TIR

7.92

5.09

16%

A tenor de los valores del VAN y

los flujos de caja futuros es de

de la caja multiplicadora una inversión con ganancias.

El valor del TIR así lo corrobora con un valor del

A continuación se muestra una gráfica con el flujo de caja de cada año, y el flujo de

caja acumulado

tener ganancias, recuperando la inversión inicial. El quinto año, es

número de mult

aunque no se venden tan

beneficios netos mayores.

-40.000.000

-30.000.000

-20.000.000

-10.000.000

0

10.000.000

20.000.000

0

Estudio económico

A tenor de los valores del VAN y del TIR, el proyecto es rentable. El valor actual de

los flujos de caja futuros es de 7.925.091 €, lo que convierte el proyecto de diseño

de la caja multiplicadora una inversión con ganancias.

El valor del TIR así lo corrobora con un valor del 6%.


caja acumulado. Se puede apreciar como a partir del séptimo

tener ganancias, recuperando la inversión inicial. El quinto año, es

número de multiplicadoras vendidas. El octavo es el de mayor flujo de caja, ya que

aunque no se venden tantas máquinas, los intereses por pagar son menores, y los

beneficios netos mayores.

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

253

del TIR, el proyecto es rentable. El valor actual de

, lo que convierte el proyecto de diseño


a partir del séptimo año, se empiezan a

tener ganancias, recuperando la inversión inicial. El quinto año, es el año de mayor

iplicadoras vendidas. El octavo es el de mayor flujo de caja, ya que

tas máquinas, los intereses por pagar son menores, y los

10

Flujo de Caja

Flujo de Caja Acumulado

254




PARTE IV:

ANEJOS

255

Listado de

programas

Listado de programas

256

1. CATIA V5

Ha sido el programa elegido para el desarrollo y diseño en CAD de la caja

multiplicadora. Es una potente herramienta informática muy usada actualmente en

ingeniería por su interfaz fácil de usar y su poder a la hora de diseñar.

El análisis estructural y tensional y el diseño y elaboración de plano se han llevado a

cabo con esta herramienta.

2. EXCEL

Herramienta de Microsoft usada para la elaboración del estudio económico y el

presupuesto.

Listado de programas

257

3. Word

Herramienta de Microsoft usada para la redacción del presente proyecto.

258

Catálogos

Catálogos

259

1. Lubricación recomendada FLENDER.

2. Filtros CJC.

3. Aceros THYSSENKRUPP

4. Manual para dimensionamiento de engranajes JGMA

Por su gran extensión, este catálogo no ha sido añadido.

5. Rodamientos

Operating instructions

BA 7301 EN 04.09

Recommended lubricantsfor FLENDER ship’s gearboxes

TEXACO

A. Friedr. Flender AG • D‐46393 Bocholt • Tel. 02871/92‐0 • Telefax 02871/92‐2596 • www.flender.com

Translation of the original operating instructions

2 / 8BA 7301 EN 04.09

1. Lubricants for ship’s gearboxes 21.1 Required quality of gear oils 3

1.1.1 Oil groups 4

1.1.2 Oil temperatures 4

1.1.3 General oil service lives 4

1.1.4 Oil change 4

2. FLENDER lubricant recommendations: "CLP 150" and "CLP 220" 52.1 Principles 5

2.1.1 Information on a possible changeover to biologically degradable oils 6

Table M1 : Lubricants for FLENDER ship’s gearboxes without multiple-disk clutch 6

3. FLENDER lubricant recommendation: "Motor oil HDSAE 40" 73.1 Principles 7

Table M2 : Lubricants for FLENDER ship’s gearboxes with multiple-disk clutch 8

Notes and symbols used in these operating instructions

WARNING! Imminent personal injury!

The information indicated by this symbol is given to prevent personal injury.

WARNING! Imminent damage to the product!

The information indicated by this symbol is given to prevent damage to the product.

NOTE!

The information indicated by this symbol must be treated as general operatinginformation.

1. Lubricants for ship’s gearboxes

These lubricant recommendations do not apply to gear units from thecompanies WINERGY AG and FLENDER Graffenstaden SA, as they requiredifferent lubricants.

For gear units not referred to in these operating instructions the following lubricantrecommendations must be adhered to:

Helicalgear, bevelgearand planetarygear units and gear motors: BA 7300 ENTram and railway gear unit: BA 7302 ENWormgear unit: BA 7303 EN

(Siemens Geared Motors GmbH)

According to manufacturer’s information the gear oils listed in these operating instructions aremanufactured and/or supplied worldwide in the abovementioned quality as required by FLENDER.Exceptions: Observe footnotes in the following tables.

STOP

STOP

3 / 8BA 7301 EN 04.09

1.1 Required quality of gear oils

For its ship’s gearboxes, FLENDER approves only CLP quality oils which contain ingredientsto DIN 515173 for improvement of corrosion protection and resistance to ageing, and which reduce wearin mixedfriction areas. The scuffing resistance in the FZG test to DIN ISO 146351 must comply withstage 12 or higher under A/8,3/90 test conditions. In the FE8 rolling bearing test to DIN 518193 rollingelement wear must be < 30 mg and cage wear < 100 mg under test conditions D7,5/8080.

In addition, the gear oils must meet the following quality requirements demanded by FLENDER:

• Sufficiently high greystaining resistance in accordance with FVA 54 greystaining testa) GScriteria stage 10 applies to CLP oils,

GScriteria stage 9 applies to motor oils

• Low degree of foaming with less than 15 % foam formation in the FLENDER foam test

• Compatibility with elastomer materials of the radial shaftsealing rings applied in FLENDER gearboxes

• Compatibility with residues of corrosionprotection agent and runin oils used by FLENDER

• Compatibility with the paints used by FLENDER in its gearunit interiors

• Compatibility with liquid seals between boltedjoint surfaces

The oil group and oil viscosity indicated on the rating plates as well as theinstructions in the gearbox operating instructions must be adhered to. Failureto do so will result in invalidation of the guarantee.

The use of gear oils which do not comply with the above quality requirementswill invalidate the FLENDER product guarantee obligation. In additionadherence to the instructions given in these operating instructions areconditional for any claims under warranty.

Deviations are permitted only after consultation with FLENDER!

If the operating conditions have been subsequently modified and differ fromthose stated in your order, the lubricant to be used must be approved byFLENDER in writing.

The lubricants listed in BA 7301 EN operating instructions are approved for use in FLENDER gearboxes.The lubricant manufacturers guarantee worldwide that the gear oils listed here have the properties andcharacteristics and meet the minimum requirements specified by FLENDER. Approval is based onconfirmation by lubricant manufacturers that the CLP quality complies with DIN 515173 and/or CKC withISO 12925 and on verifications based on oil samples in tests of adherence to the suitability criteriaspecified by FLENDER.

The approval of these lubricants for use in FLENDER gearboxes and the consequent inclusion in theBA 7301 EN operating instructions does not mean that FLENDER is liable for the suitability and quality ofthe lubricants or is liable in the event of damage to FLENDER gearboxes arising from the use of theselubricants. Each lubricant manufacturer is always responsible for the suitability and quality of his ownproduct.

These BA 7301 EN operating instructions, including FLENDER’s current lubricant recommendations, areavailable in the latest edition on the Internet at http://www.flender.com. We recommend regularly checkingwhether the selected lubricant is still approved by FLENDER.

STOP

4 / 8BA 7301 EN 04.09

1.1.1 Oil groups

In tables M1 and M2 four oil groups are distinguished:

• Mineral oils (MIN oil)

• Poly-α-olefins (PAO oil)

• Biologically degradable oils (BIO oil)

• Motor oils (HDSAE 40)

1.1.2 Oil temperatures

The synthetic oils have a wider temperature range and a higher viscosity index, (i.e. a flatterviscositytemperature gradient), than the mineral oils. Guideline values for temperature range:

mineral oils approx. 10 °C to + 90 °C (short term + 100 °C);

polyglycols and poly-α-olefins approx. - 20 °C to + 100 °C (briefly + 110 °C);

biologically degradable oils (synthetic esters approx. 15 °C to + 90 °C.(does not apply to natural esters rape seed oils, etc. )

in the case of motor oils approx. 10 °C to + 100 °C.

The upper and lower operating temperatures of certain gear oils may deviate widelyfrom the values indicated. For operating conditions outside the above mentionedtemperature ranges, the flash point or pour point of the oils must be observed. For theseand other data and properties of the gear oils, refer to the oil manufacturers' technicaldata sheets (to this purpose FLENDER must be consulted).

1.1.3 General oil service lives

According to the manufacturers, the following are the minimum periods during which the oils can be usedin gearboxes at a mean oil temperature of 80 °C without undergoing any significant change in quality:

for mineral oils, biologically degradable oils, motor oils and physiologically safe (synthetic esters) oils2 years or 10 000 operating hours (does not apply to natural esters rapeseed oils, etc. ).

for poly-α-olefins 4 years or 20 000 operating hours.

The actual service lives may be higher, or lower for temperatures over 80 °C. Thegeneral rule is that an increase in temperature of 10 K will halve the service life.

1.1.4 Oil change

The degree of purity of the oil affects the operating reliability and life span of the oil and the gearbox. Itshould therefore be ensured that the oil in the gearbox is clean. For the first oil change after startup andfor subsequent oil changes, the specifications in the gearbox operating instructions must be observed. Inthe case of larger oil quantities, an analysis should be carried out before cleaning or changing the oil.

When changing oil of the same type, the quantity of oil remaining in the gearbox should be kept as low aspossible. Generally speaking, a small remaining quantity will cause no particular problems. Gear oils ofdifferent types and manufacturers must not be mixed. If necessary, the manufacturer should confirm thatthe new oil is compatible with residues of the old oil. When changing to very different types of oil or oils withvery different additives, especially when changing from polyglycols to another gear oil or vice versa, thegearbox must always be well flushed out with the new oil. Residues of old oil must be completely removedfrom the gearbox.

FLENDER should be consulted or the suitability should have been confirmed in writingby the lubricant manufacturer.

Gear oils must never be mixed with other substances. Flushing with paraffin orother solvents is not permitted, as traces of these substances always remaininside the gearbox (see also any instructions in the productrelated operatingmanuals).

STOP

5 / 8BA 7301 EN 04.09

2. FLENDER lubricant recommendations: "CLP 150" and "CLP 220"

Recommended gearbox lubricants CLP 220 and CLP 150, see table M1

2.1 Principles

Listed in these operating instructions are CLP oils to standard DIN 515173. Other oil types that meet orexceed the CLP requirements are included here (e.g. motor oils, poly-α-olefins and biologicallydegradable oils). Not all the oil types listed in these FLENDER operating instructions are suitable for everyapplication.

This is the reason for FLENDER to define groups.

• FZG test:

All oils achieved a fail stage ≥12 in the FZG test A/8,3/90; VI mineral oils ≈ 95.

• Disk compatibility of CLP oils (VG 150):

When these oil types tested in accordance with the Orthlinghaus company’s test regulations are usedin accordance with the parameters stated below, the friction coefficients are not fallen below.

Friction coefficients: μstatic = 0.12μdynamic = 0.08

Friction pairing: Steel/sinter lining (wet running)Sinter quality (502140 acc. to Orthlinghaus)

Friction surface pressure: p = 0.6 bis 1.6 N/mm2

Oilsump temperature: 60 to 80 °C

• Poly-α-olefins

PAO oils are completely synthetic gear oils with very good viscositytemperature characteristics(V ≥180)

• Biologically fastdegradable lubricants:

These oil types must satisfy the minimum requirements for CLP oils DIN 515173. As regards theirenvironmental compatibility, they satisfy the following conditions:

Viscositytemperature characteristics (viscosity index) better than with mineral oils (VI = 180 to 200)

Biological degradability to CECL33A 93:a minimum degradability of 90 % after 21 days (CEC = Coordinating European Council)

Nonecotoxic

Water hazard category WGK = 0 or 1 (not or slightly waterhazardous)

Compatible with NBR and FPM sealants

Compatible with syntheticresinbased singlecomponent paints

Temperature operating range (continuous temperature): Synthetic esters 25 °C to 90 °C

Cold stability: fluid at 25 °C after 72 hours

an oil of this group must be changed once a year, even if the specified operating hour limit has not beenreached

the ageing characteristics are comparable with those of mineral oils, if the oils are used in accordancewith the recommended application conditions

For information on changeover to other oil types, see item 2.1.1.

Environmentally friendly oils are subject to exactly the same special disposalrequirements as normal oils.

6 / 8BA 7301 EN 04.09

2.1.1 Information on a possible changeover to biologically degradable oils

Although biologically fastdegradable oils can be mixed with mineral oil residues, the system should beflushed out to keep the residual oil content as low as possible and to avoid impairing biologicaldegradability.

It is also recommended to renew or clean the filter elements after changeover (after 50 hours at the latest),as deposits which have formed in the system from the mineral oil will be dissolved and carried to the filter.

No special filters are necessary!

FLENDER lubricant recommendations are set out according to ISO viscosity grade.

Example: FLENDER designation for a CLP oil: CLP 150 acc. to FLENDER

The required groups are defined by FLENDER.

Table M1

Codeno.

ViscosityISO‐VG

DIN 51519at 40 °C(mm2/s)

Lubricants for FLENDER ship’s gearboxes without multiple-disk clutch

Lubricantclassic

Mineral oils

(MIN oil)

A15 VG 220 Degol BG 220 Plus GEAR RSX 220 Energol GR‐XP 220 Alpha SP 220


Poly‐α‐olefins

(PAO oil)

A35 VG 220 Degol PAS 220 SYNTOGEAR PE 220 Enersyn EP‐XF 220Alphasyn EP 220Alphasyn HG 220

A36 VG 150 Degol PAS 150 SYNTOGEAR PE 150 Enersyn EP‐XF 150Alphasyn EP 150Alphasyn HG 150

Biologicallydegradable

oils(BIO oil)

A45 VG 220 Degol BAB 220 BIO GEAR 220 BIO TRANS 220

A46 VG 150 BIO GEAR 150 BIO TRANS 150

Table M1

Codeno.

ViscosityISO‐VG

DIN 51519at 40 °C(mm2/s)


Lubricantperformance

Mineral oils

(MIN oil)

A15 VG 220 Tribol 1100 / 220 GEAR COMPOUND220

AGIP Blasia FMP 220 RENOLIN CLP 220RENOLIN CLP 220 PLUS

A16 VG 150 Tribol 1100 / 150 GEAR COMPOUND150

AGIP Blasia FMP 150 RENOLIN CLP 150RENOLIN CLP 150 PLUS

Poly‐α‐olefins

(PAO oil)

A35 VG 220 Tribol 1710 / 220 RENOLIN UNISYNCLP 220

A36 VG 150 RENOLIN UNISYNCLP 150


oils(BIO oil)

A45 VG 220 PLANTOGEAR220 S

A46 VG 150 PLANTOGEAR150 S

Table M1

Codeno.

ViscosityISO‐VG

DIN 51519at 40 °C(mm2/s)


Lubricant

Mineral oils

(MIN oil)

A15 VG 220 GEARMASTERCLP 220

KlüberoilGEM 1 ‐ 220 N

Mobilgear XMP 220Mobilgear 600 XP 220

GEAR COMPOUNDPLUS 220

A16 VG 150 GEARMASTERCLP 150

KlüberoilGEM 1 ‐ 150 N

Mobilgear XMP 150Mobilgear 600 XP 150

GEAR COMPOUNDPLUS 150

Poly‐α‐olefins

(PAO oil)

A35 VG 220 GEARMASTERSYN 220

Klübersynth.GEM 4 ‐ 220 N

Mobil SHC 630 GEAR SINTECCLP 220

A36 VG 150 GEARMASTERSYN 150

Klübersynth.GEM 4 ‐ 150 N

Mobil SHC 629 GEAR SINTECCLP 150


oils(BIO oil)

A45 VG 220 GEARMASTERECO 220

Klübersynth.GEM 2 ‐ 220

A46 VG 150 GEARMASTERECO 150

7 / 8BA 7301 EN 04.09

Table M1

Codeno.

ViscosityISO‐VG

DIN 51519at 40 °C(mm2/s)


Lubricant

Mineral oils

(MIN oil)

A15 VG 220 OMV gear HST 220 Q8 Goya NT 220 Shell Omala F 220 LoadWay EP 220

A16 VG 150 OMV gear HST 150 Q8 Goya NT 150

Poly‐α‐olefins

(PAO oil)

A35 VG 220 Q8 El Greco 220 Shell Omala HD 220

A36 VG 150 Q8 El Greco 150 Shell Omala HD 150 MERETA 150


oils(BIO oil)

A45 VG 220 Shell NaturelleGear Fluid EP 220

A46 VG 150 Shell NaturelleGear Fluid EP 150

Table M1

Codeno.

ViscosityISO‐VG

DIN 51519at 40 °C(mm2/s)


Lubricant

TEXACO

Mineral oils

(MIN oil)

A15 VG 220 Meropa WM 220Auriga EP 220

GIRAN L 220CARTER EP 220

TUNGEAR 220 1)

A16 VG 150 Meropa WM 150Auriga EP 150

GIRAN L 150

Poly‐α‐olefins

(PAO oil)

A35 VG 220 CARTER SH 220



oils(BIO oil)

A45 VG 220

A46 VG 150

1) TUNGEAR is approved for Brazil under the name of GEAROIL in VG 220. Distributor: TRIBOTECHNICA Lubrificantes Sinteticos São Pãolo.

TUNGEAR is approved for India under the name of Mox-Active Gear oil in VG 220. Distributor: OKS Speciality Lubricants Bombay.

3. FLENDER lubricant recommendation: "Motor oil HDSAE 40"

Recommended gear oils CLP 150 or motor oils HDSAE40, see table M2.

3.1 Principles

Listed in these operating instructions are monograde motor oils which do not appreciably lower the frictioncoefficient in multipledisk clutches (sinter lining or organic lining).

Example: FLENDER designation of a HD oil: HDSAE 40 acc. to FLENDER

Monograde oils (straight or with additives) which do not appreciably lower the friction coefficient inmultipledisk couplings (sinter lining or organic lining). They can be used at a peak temperature in themultipledisk clutch during operation of up to 180 °C.

Friction coefficients: μstatic ≥ 0.12μdynamic ≥ 0.08

Designation acc. to DIN 51502: HD SASF SAE 40HD CASF SAE 40

8 / 8BA 7301 EN 04.09

Table M2

Codeno.

ViscosityISO‐VG

DIN 51519at 40 °C(mm2/s)

Lubricants for FLENDER ship’s gearboxes with multiple-disk clutch

Lubricantclassic

Mineral oils(MIN oil)


Poly‐α‐olefins

(PAO oil)

A36 VG 150 Alphasyn HG 150


oils(BIO oil)

A46 VG 150 BIO TRANS 150

Motor oils(HD‐SAE 40)

A66 VG 150

Super KowalSAE 40

Disola M40

Table M2

Codeno.

ViscosityISO‐VG

DIN 51519at 40 °C(mm2/s)


Lubricant


A16 VG 150 GEAR COMPOUND150

AGIP Blasia FMP 150 RENOLIN CLP 150 PLUS Mobilgear 600 XP 150

Poly‐α‐olefins

(PAO oil)

A36 VG 150 Mobil SHC 629


oils(BIO oil)

A46 VG 150


A66 VG 150

Diesel GAMMASAE 40

CLADIUM 120SAE 40

Titan UniversalHD 40

Delvac 1640Mobilgard ADL 40

Table M2

Codeno.

ViscosityISO‐VG

DIN 51519at 40 °C(mm2/s)


Lubricant

TEXACO


A16 VG 150 Shell Omala F 150Meropa WM 150

Auriga EP 150Rondo HD 150

CARTER EP 150GIRAN L 150

Poly‐α‐olefins

(PAO oil)



oils(BIO oil)

A46 VG 150


A66 VG 150

Gardinia 40Melina 40Sirius X 40

Rimula X 40

Ursa Super LA 40Taro 16 XD 40Taro 20 DP 40

Disola M 4015Disola MT 40

Aurelia XL 4040

MARCA DESIGNACIÓN

NORMA VIGENTENORMAS NACIONALES

CAMPO DE APLICACIÓN ESTADO DE SUMINISTRO RESISTENCIA ( N/mm2 ) EN ESTADO BONIFICADO*

MARCASIMBÓLICA NUMÉRICA C Si Mn P S N Otros UNE AFNOR DIN AISI/SAE D <_ 16 16 < D <_ 40 40 < D <_ 100 100 < D <_ 160 160 < D <_ 250 250 < D <_ 500

C25E C25E 1.1158 EN 10083-1 0,25 - 0,55 - - - - F112 / F 1120 XC 25 Ck 25 1025 Acero al carbono con una buena soldabilidad para piezas de bajo límite elástico (250 - 400 N/mm2) para el sector marítimo y la construcción de máquinas. Buena capacidad de embutición y plegado. Bruto de laminación 550 - 700 500 - 650 - - - - C25E

C35E C35E 1.1181 EN 10083-1 0,35 - 0,65 - - - - F113 / F 1130 XC 32/XC38 Ck 35 1035 / 1038 Acero al carbono para piezas que requieren un límite elástico de 400 a 500 N/mm2 para el sector marítimo y la construcción de máquinas. Admite la soldadura. Bruto de laminación 630 - 780 600 - 750 550 - 700 - - - C35E

C45E C45E 1.1191 EN 10083-1 0,45 - 0,65 - - - - F 114 / F 1140 XC 45/XC 48 Ck 45 1045 Acero al carbono de uso general, para piezas con una resistencia media (650 - 800 N/mm2) en estado bonificado, apto para el temple superficial. Bruto de laminación 700 - 850 650 - 800 630 - 780 - - - C45E

C55E C55E 1.1203 EN 10083-1 0,55 - 0,75 - - - - F115 / F 1150 XC 55H1 Ck 55 1055 Para piezas de deben poseer una resistencia de 700 a 900 N/mm2, para el sector marítimo, la construcción de máquinaria agrícola, permite el temple en aceite en perfiles menores de 15 mm. Bruto de laminación 800 - 950 750 - 900 700 - 850 - - - C55E

C60E C60E 1.1221 EN 10083-1 0,60 - 0,75 - - - - - XC 60 Ck 60 1060 / 1064 Acero al carbono para piezas para el sector marítimo y la construcción de máquinas con una resistencia de 750 a 950 N/mm2. Apto para el temple superficial. Bruto de laminación 850 - 1000 800 - 960 750 - 900 - - - C60E

ST. 37-2 S235 JRG2 1.0038 EN 10025 <_ 0,20 - <_ 1,40 <_ 0.045 <_ 0,045 <_ 0,009 - F111 / F 1 E 24 RSt 37-2 A 570 Gr 36 Acero de base no aleado de uso general. Admite la soldadura. Bruto de laminación 340 - 470 340 - 470 340 - 470 320 - 470 320 - 470 - ST. 37-2

ST. 52-3 S355 J2G3 1.0570 EN 10025 <_ 0,22 <_ 0,55 <_ 1,60 <_ 0,035 <_ 0,035 - - F 112 E 36 St 52-3 A 572 Gr 50 Acero de calidad no aleado de uso general, apto para el uso a bajas temperaturas (-20ºC). Admite la soldadura. Bruto de laminación 490 - 630 490 - 630 490 - 630 450 - 630 450 - 630 - ST. 52-3

MARCA DESIGNACIÓN


CAMPO DE APLICACIÓN ESTADO DE SUMINISTRO RESISTENCIA ( N/mm2 ) EN ESTADO BONIFICADO

MARCASIMBÓLICA NUMÉRICA C Si Mn Cr Mo Ni Otros UNE AFNOR DIN AISI/SAE D <_ 16 16 < D <_ 40 40 < D <_ 100 100 < D <_ 160 160 < D <_ 250 250 < D <_ 500

TKMI 41C4 41Cr4 1.7035 EN 10083-1 0,41 - 0,75 1,05 - - - F 1202 / F 1211 42 C 4 41Cr4 5140 / 5140 H Acero aleado al Cr apto para el sector de la construcción y el sector marítimo, apto para el temple superficial. Recocido, bonificado, bruto de laminación 1000 - 1200 900 - 1100 800 - 950 - - - TKMI 41C4

TKMI 25CD4 25CrMo4 1.7218 EN 10083-1 0,25 - 0,75 1,05 0,22 - - F 222 25 CD 4 25CrMo4 4130 Acero aleado al CrMo con una elevada tenacidad y una buena soldabilidad para máquinas y el sector de la automoción. Recocido, bonificado, bruto de laminación 900 - 1100 800 - 950 750 - 850 650 - 800 650 - 800 600 - 750 TKMI 25CD4

TKMI 34CD4 34CrMo4 1.7220 EN 10083-1 0,34 - 0,75 1,05 0,22 - - F 1250 34 CD 4 34CrMo4 4135 / 4137 Acero aleado al CrMo con una elevada tenacidad para máquinas y el sector de la automoción. Recocido, bonificado, bruto de laminación 1000 - 1200 900 - 1100 800 - 950 750 - 900 700 - 850 650 - 800 TKMI 34CD4

TKMI 42CD4 42CrMo4 1.7225 EN 10083-1 0,42 - 0,75 1,05 0,22 - - F 1252 / F 125 42 CD 4 42CrMo4 4140 / 4142 Acero con una buena tenacidad en piezas de secciones medias, apto para el temple superficial. Recocido blando, bruto de laminación 1100 - 1300 1000 - 1200 900 - 1100 800 - 950 750 - 900 700 - 850 TKMI 42CD4

TKMI 42CDS4 42CrMoS4 1.7227 EN 10083-1 0,42 - 0,75 1,05 0,22 - S 0,030 F 1252 / F 125 - 42CrMoS4 - Acero con una buena tenacidad en piezas de secciones medias, apto para el temple superficial. Buen mecanizado. Bonificado 1100 - 1300 1000 - 1200 900 - 1100 800 - 950 750 - 900 700 - 850 TKMI 42CDS4

TKMI 34CND6 34CrNiMo6 1.6582 EN 10083-1 0,34 - 0,65 1,50 0,22 1,50 - F 128 35 NCD 6 34CrNiMo6 4337 / 4340 Acero aleado, para piezas sometidas a cargas elevadas, donde se requiere una tenacidad alta. Sectores: éolico, maquinaría y máquina y herramienta. Bonificado 1200 - 1400 1100 - 1300 1000 - 1200 900 - 1100 800 - 950 750 - 900 TKMI 34CND6

TKMI 30CND8 30CrNiMo8 1.6580 EN 10083-1 0,30 - 0,45 2,00 0,40 2,00 - F 1272 30 NCD 8 30CrNiMo8 - Acero aleado, para piezas sometidas a cargas muy elevadas, donde se requiere una tenacidad alta. Sectores: energético, maquinaría y máquina y herramienta. Bonificado 1250 - 1450 1250 - 1450 1100 - 1300 1000 - 1200 900 - 1100 850 - 1000 TKMI 30CND8

TKMI 36NCD16 36NiCrMo16 1.6773 EN 10083-1 0,36 - 0,45 1,80 0,35 3,85 - F 1260 / F 126 35 NCD 16 36NiCrMo16 - Acero aleado para piezas muy solicitadas de cualquier dimensión y de máxima responsabilidad, para máquinas y motores. Apto para bajas temperaturas y esfuerzos combinados de flexión y torsión. Bonificado 1250 - 1450 1250 - 1450 1100 - 1300 1000 - 1200 1000 - 1200 - TKMI 36NCD16

MARCA DESIGNACIÓN


CAMPO DE APLICACIÓN ESTADO DE SUMINISTRO DUREZA SUPERFICIAL MARCA

SIMBÓLICA NUMÉRICA C Si Mn Cr Mo Al Otros UNE AFNOR DIN AISI/SAE TEMPLE (ºC) REVENIDO(ºC)

(BONIFICADO) J5 J10 J20 J30 J50

TKMI 100C6 100Cr6 1.3505 EN 683-17 1,00 0,25 0,35 1,50 - <_ 0,050 Cu <_ 0,30 F 131 / F 1310 100 C 6 100Cr6 52100 Rodamientos y cojinetes de todas las dimensiones, anillos y discos con un espesor de pared de hasta 30 mm. Recocido globular, max. 207 HB800 - 830 / agua

150 - 180 62 HRc 65 47 38 34 29 TKMI 100C6

TKMI 100CMS6-4 100CrMnSi6-4 1.3520 EN 683-17 1,00 0,60 1,10 1,55 - <_ 0,050 Cu <_ 0,30 - 100 CM 6 100CrMn6 K 19195 Anillos y discos con un espesor de pared de más de 30 mm. Recocido globular, max. 217 HB 830 - 870 / aceite 150 - 180 62 HRc 65 63 57 38 34 TKMI 100CMS6-4

TKMI 100CD7-3 100CrMo7-3 1.3536 EN 683-17 1,00 0,25 0,70 1,80 0,17 <_ 0,050 Cu <_ 0,30 - 100 CD 7 100CrMo7-3 - Anillos pesados y cojinetes con un espesor de pared de más de 30 mm. Recocido globular, max. 230 HB 840 - 880 / aceite 150 - 180 62 HRc 66 65 62 53 44 TKMI 100CD7-3

MARCA DESIGNACIÓN


CAMPO DE APLICACIÓN ESTADO DE SUMINISTRO TEMPERATURA DE PROPIEDADES MECÁNICAS EN ESTADO BONIFICADO

MARCASIMBÓLICA NUMÉRICA C Si Mn Cr Mo V Otros UNE AFNOR DIN AISI/SAE CONFORMACIÓN (ºC)

TEMPLE REVENIDO (ºC)Re(N/mm2) Rm(N/mm2) TENACIDAD KV(J)

TKMI 38S7 38Si7 1.5023 EN 10089 0,38 1,65 0,65 - - - Cu +10·Sn <_ 0,60 F 1451 41 S 7 38Si7 - Arandela de muelle, tensores para el sector de la construcción. Recocido blando, max. 217 HB 900 - 820 830 - 860 / agua 430 - 500 / aire >_ 1030 1180 - 1370 - TKMI 38S7

TKMI 61SC7 61SiCr7 1.7108 EN 10089 0,61 1,80 0,85 0,35 - - Cu +10·Sn <_ 0,60 F 1442 61 SC 7 60SiCr7 9262 Muelles para el sector marítimo, la construcción y la maquinaría. Recocido blando, max. 248 HB 900 - 830 840 - 870 / aceite 430 - 500 / aire >_ 1150 1350 - 1600 >_ 5 TKMI 61SC7

TKMI 55C3 55Cr3 1.7176 EN 10089 0,55 - 0,85 0,85 - - Cu +10·Sn <_ 0,60 F 1431 55 C 3 55Cr3 5155 / 5160 Muelles aptos para piezas de mayores dimensiones. Recocido blando, max. 248 HB 920 - 830 780 - 810 / aceite 430 - 500 / aire >_ 1200 1400 - 1650 >_ 9 TKMI 55C3

TKMI 51CV4 51CrV4 1.8159 EN 10089 0,51 - 0,90 1,05 - 0,17 Cu +10·Sn <_ 0,60 F-1430 / F 143 51 CV 4 50CrV4 6145 / 6150 Acero estándar de muelles, para cargas elevadas (1370 - 1720 N/mm2). Recocido blando, max. 248 HB 920 - 830 830 - 860 / aceite 430 - 500 / aire >_ 1200 1400 - 1700 >_ 9 TKMI 51CV4

TKMI 52CDV4 52CrMoV4 1.7701 EN 10089 0,52 - 0,90 1,05 0,22 0,15 Cu +10·Sn <_ 0,60 - 51 CDV 4 51CrMoV4 - Acero de muelles para cargas elevadas, apto para mayores secciones que el TKMI 51CV4. Recocido blando, max. 248 HB 920 - 830 830 - 860 / aceite 430 - 500 / aire >_ 1200 1400 - 1700 >_ 6 TKMI 52CDV4

MARCA DESIGNACIÓN


CAMPO DE APLICACIÓN ESTADO DE SUMINISTRO CEMENTACIÓN TEMPLE TEMPLE RECOCIDO MARCASIMBÓLICA NUMÉRICA C Si Mn Cr Mo Ni Otros UNE AFNOR DIN AISI/SAE (ºC)

TEMPLE DIRECTO(NÚCLEO) (SUPERF.) INTERMEDIO (ºC)

REVENIDO (ºC)

TKMI 17C3 17Cr3 1.7016 EN 10084 0,17 - 0,75 0,85 - - - - 18 C 3 17Cr3 5015 / 5115 Para componentes con una resistencia en el núcleo limitada, pero con una buena resistencia a la fatiga. Bruto de laminación 880 - 980 880 - 980 860 - 900 780 - 820 650 - 700 150 - 200 TKMI 17C3

TKMI 16MC5 16MnCr5 1.7131 EN 10084 0,16 - 1,15 0,95 - - - F 1516 16 MC 4 16MnCr5 5115 Acero al CrMn para la construcción de engranajes, piñones y piezas cementadas de secciones pequeñas que requieran una resistencia en el núcleo de 700 - 1200 N/mm2. Bruto de laminación, recocido blando 880 - 980 880 - 980 860 - 900 780 - 820 650 - 700 150 - 200 TKMI 16MC5

TKMI 16MCS5 16MnCrS5 1.7139 EN 10084 0,16 - 1,15 0,95 - - S 0,030 F 1516 / F 1517 - 16MnCrS5 5115 Acero al CrMn para la construcción de engranajes, piñones y piezas cementadas de secciones pequeñas que requieran una resistencia en el núcleo de 700 - 1200 N/mm2. Buen mecanizado. Bruto de laminación 880 - 980 880 - 980 860 - 900 780 - 820 650 - 700 150 - 200 TKMI 16MCS5

TKMI 20MC5 20MnCr5 1.7147 EN 10084 0,20 - 1,25 1,15 - - - F 150 D 20 MC 5 20MnCr5 5120 Acero al CrMn con más C que el TKMI 16MC5 y por tanto con mayor dureza en el núcleo. Para engranaje y piñones. Bruto de laminación 880 - 980 880 - 980 860 - 900 780 - 820 650 - 700 150 - 200 TKMI 20MC5

TKMI 20NCD2-2 20NiCrMo2-2 1.6523 EN 10084 0,20 - 0,80 0,55 0,20 0,55 - - - 21NiCrMo2 - Acero con una buena resistencia a la fatiga. Para piñones cementados, cajas de cambios de camiones, automoviles y maquinaría agrícola. Arboles y cremelleras. Bruto de laminación 880 - 980 880 - 980 860 - 900 780 - 820 630 - 650 150 - 200 TKMI 20NCD2-2

TKMI 20NCDS2-2 20NiCrMoS2-2 1.6526 EN 10084 0,20 - 0,80 0,55 0,20 0,55 S 0,030 F 1522 20 NCD 2 21NiCrMoS2 8620 / 8620 H Acero con una buena resistencia a la fatiga. Para piñones cementados, cajas de cambios de camiones, automoviles y maquinaría agrícola. Arboles y cremelleras. Buen mecanizado. Recocido blando, max. 212 HB 880 - 980 880 - 980 860 - 900 780 - 820 630 - 650 150 - 200 TKMI 20NCDS2-2

TKMI 15NC13 15NiCr13 1.5752 EN 10084 0,17 - 0,55 0,75 - 3,25 - F 1540 15 NC 13 15NiCr13 4320 / 4320 H Ciguëñales, bielas y otras piezas de motor que deben cumplir las más altas exigencias de resistencia en el núcleo y tenacidad. Engranajes muy solicitados de p.ej. cajas de velocidades y reductores. Recocido blando, max. 229 HB 880 - 980 880 - 980 840 - 880 780 - 820 600 - 630 150 - 200 TKMI 15NC13

TKMI 18CND7-6 18CrNiMo7-6 1.6587 EN 10084 0,18 - 0,70 1,65 0,30 1,55 - - 18 NCD 6 17CrNiMo6 - Ejes y engranajes en el sector eólico. Para manguetas, ciguëñales y bielas muy solicitadas. Tiene en el núcleo una resistencia elevada y una excelente tenacidad. Apto para uso a bajas temperaturas. Recocido blando, max. 207 HB 880 - 980 880 - 980 830 - 870 780 - 820 630 - 650 150 - 200 TKMI 18CND7-6

TKMI 18CDS4 18CrMoS4 1.7243 EN 10084 0,18 - 0,75 1,05 0,20 - S 0,030 F 1550 - 18CrMoS4 - Empleado mucho en piezas cementadas de hasta 40 mm de diámetro, p.ej. Ejes de pistones (bulones), árboles de leva y engranajes. Buen mecanizado. Bruto de laminación 880 - 980 880 - 980 860 - 900 780 - 820 650 - 700 150 - 200 TKMI 18CDS4

MARCA DESIGNACIÓN


CAMPO DE APLICACIÓN ESTADO DE SUMINISTRO RESISTENCIA ( N/mm2 ) EN ESTADO BONIFICADO DUREZA SUPERFICIE

MARCASIMBÓLICA NUMÉRICA C Si Mn Cr Mo Ni Otros UNE AFNOR DIN AISI/SAE D <_ 16 16 < D <_ 40 40 < D <_ 100 100 < D <_ 160 160 < D <_ 250 NITRURADA (HV)

TKMI 34CAD5-10 34CrAlMo5-10 1.8507 EN 10085 0,34 - 0,55 1,15 0,20 - Al 1,00 F 1741 30 CAD 6.12 34CrAlMo7 A 355 CL.D Acero al Al para diámetros pequeños y elevadas durezas de superficie. Bonificado - 800 - 1000 800 - 1000 - - 950 TKMI 34CAD5-10

TKMI 41CAD7-10 41CrAlMo7-10 1.8509 EN 10085 0,41 - 0,55 1,65 0,30 - Al 1,00 F 1740 40 CAD 6 12 41CrAlMo7 A 355 CL.A Partes de válvula de alta presión y elevada resistencia a la fatiga, engranajes, husillos de extrusión, piñones. Para diámetros medios. Bonificado - 950 - 1150 900 - 1100 850 - 1050 800 - 1000 950 TKMI 41CAD7-10

TKMI 31CDV9 31CrMoV9 1.8519 EN 10085 0,31 - 0,55 2,50 0,20 - V 0,15 F 1721 - 30CrMoV9 - Acero libre de Al para durezas relativamente bajas de nitruración y profundidades de nitruración relativamente grandes. Para engranajes, cilindros, guías, rodillos de enderezado, etc. Bonificado - 1100 - 1300 1000 - 1200 900 - 1100 850 - 1050 800 TKMI 31CDV9

TKMI 34CAN7-10 34CrAlNi7-10 1.8550 EN 10085 0,34 - 0,55 1,65 0,20 1,00 Al 1,00 - - - - Acero al Al para diámetros grandes, para bulones, husillos de extrusión, cilindros, engranajes y anillos. Bonificado - 900 - 1100 850 - 1050 800 - 1000 800 - 1000 950 TKMI 34CAN7-10

MARCA DESIGNACIÓN


CAMPO DE APLICACIÓN ESTADO DE SUMINISTROVALORES ORIENTATIVOS DE RESISTENCIA ( N/mm2 ) EN ESTADO CALIBRADO ÍNDICE DE MARCA

SIMBÓLICA NUMÉRICA C Si Mn P S Pb Otros UNE AFNOR DIN AISI/SAE D <_ 10 10 < D <_ 16 16 < D <_ 40 40 < D <_ 63 63 < D <_ 100 MAQUINABILIDAD*

TKMI 11SM30 11SMn30 1.0715 EN 10087 <_ 0,14 <_ 0,05 1,10 <_ 0,110 0,300 - - F 211 / F 2111 S 250 9SMn28 1213 Para piezas de baja solicitación. Excelente mecanizado. Bruto de laminación, calibrado 560 - 800 510 - 760 460 - 710 410 - 660 380 - 630 170 TKMI 11SM30

TKMI 11SMPb30 11SMnPb30 1.0718 EN 10087 <_ 0,14 <_ 0,05 1,10 <_ 0,110 0,300 0,30 - F 212 / F 2112 S 250 Pb 9SMnPb28 12 L 13 Para piezas de baja solicitación. Mecanizado mejorado en comparación con el TKMI 11SM30 debido a la presencia de plomo. Bruto de laminación, calibrado 560 - 800 510 - 760 460 - 710 410 - 660 380 - 630 210 TKMI 11SMPb30

MARCA DESIGNACIÓN


CAMPO DE APLICACIÓN ESTADO DE SUMINISTRO CARACTERÍSTICAS MECÁNICAS TRAS ENDURECIMIENTO POR PRECIPITACIÓN TEMPLE SUPERFICIAL MARCA

SIMBÓLICA NUMÉRICA C Si Mn S N V Otros UNE AFNOR DIN AISI/SAE Re(N/mm2) Rm(N/mm2) A(%) Z(%) KU(J) (HRc)

TKMI 19MVS6 19MnVS6 1.1301 EN 10267 0,19 0,50 1,40 0,040 0,015 0,14 - - - - - Acero para la fabricación de piezas forjadas y estampadas en caliente con una buena ductilidad. Bruto de laminación >_ 390 600 - 750 >_ 16 >_ 32 - - TKMI 19MVS6

TKMI 38MVS6 38MnVS6 1.1303 EN 10267 0,38 0,50 1,40 0,040 0,015 0,14 - - - - - Acero para la fabricación de piezas forjadas y estampadas en caliente con un buen equilibrio de propiedades mecánicas. Bruto de laminación >_ 520 800 - 950 >_ 12 >_ 25 >_ 14 >_ 52 TKMI 38MVS6

TKMI 46MVS6 46MnVS6 1.1304 EN 10267 0,46 0,50 1,40 0,040 0,015 0,14 - - - - - Acero para la fabricación de piezas forjadas y estampadas en caliente con una resistencia elevada. Bruto de laminación >_ 580 900 - 1050 >_ 10 >_ 20 >_ 11 >_ 54 TKMI 46MVS6

MARCA DESIGNACIÓN


CAMPO DE APLICACIÓN ESTADO DE SUMINISTRO BONIFICADO CARACTERÍSTICAS MATERIAL BONIFICADO (PARA REVENIDO A 200ºC)

MARCASIMBÓLICA NUMÉRICA C Si Mn Cr Mo Ni Otros UNE AFNOR DIN AISI/SAE TEMPLE (ºC) REVENIDO(ºC) Re(N/mm2) Rm(N/mm2) A(%) KV(J) A 20ºC

TKMI 30MB5 30MnB5 1.5531 EN 10083-3 0,30 - 1,30 - - - B 0,0030 - 30MnB5RR - - Equipos empleados en la agricultura (discos, rejas del arado, moldeadoras) y en obras públicas. Calidad básica. Bruto de laminación 850 / agua 200 - 500 - - - - TKMI 30MB5

TKMI 27MCB5-2 27MnCrB5-2 1.7182 EN 10083-3 0,27 - 1,25 0,45 - - B 0,0030 - - - - Equipos empleados en la agricultura (discos, rejas del arado, moldeadoras) y en obras públicas. Para piezas que requieren una mayor aptitud al conformado. Bruto de laminación 860 / agua 200 - 500 >_ 980 1100 - 1500 >_ 10 >_ 27 TKMI 27MCB5-2

TKMI 33MCB5-2 33MnCrB5-2 1.7185 EN 10083-3 0,33 - 1,35 0,45 - - B 0,0030 - - - - Equipos empleados en la agricultura (discos, rejas del arado, moldeadoras) y en obras públicas. Para elevadas durezas finales. Bruto de laminación 850 / agua o aceite 200 - 500 >_ 1060 1250 - 1600 >_ 10 >_ 27 TKMI 33MCB5-2

(*) Resistencia sobre probeta normalizada para los aceros ST. 37-2 y ST 52-3.

(*) C10E en bruto de laminación: Índice de maquinabilidad 100.

Aceros al carbono

Aceros de bonificado

Aceros para rodamientos

Aceros para muelles

Aceros de cementación

Aceros de nitruración

Aceros de fácil mecanización

Aceros microaleados

Aceros al boro

Sede social, Administración y Centro de Servicio CATALUÑA Pol. Ind. Can Roca. C/ Sant Martí, s/n. 08107 MARTORELLES (Barcelona)Tel. Centralita 93 571 74 00 Fax Central 93 571 74 74

Delegación y Centro de Servicio NORTE Pol. Ind. Borda Berri, Nave 9. Barrio de Soravilla. 20140 ANDOAIN (Guipúzcoa)Tel. 943 30 02 84 Fax 943 59 15 54

Delegación y Centro de Servicio CENTRO Pol. Ind. Arroyo Culebro. C/ Jandula, s/n. 28906 GETAFE (Madrid)Tel. 91 691 90 43 Fax 91 691 92 05

Delegación y Centro de Servicio GALICIA Pol. Ind. Bergondo. C/ Parroquia de Guisamo, N. B-5-2. 15166 BERGONDO (La Coruña)Tel. 981 79 52 00 Fax 981 79 52 14

Delegación Zona SUR Apartado de Correos 78. 41960 GINES (Sevilla)Tel. 901 12 03 25 Fax 954 71 53 59

Delegación y Centro de Servicio LEVANTE Paseo de la Alameda, 50 2º 4ª 46023 VALENCIA (Valencia)Tel. 96 123 13 11 Fax 96 123 11 51

Delegacionesen España

830 - 870 / aceite

Aceros de Construcción

Toda la información contenida en esta publicación está dada a título informativo, cualquier garantía sobredeterminadas propiedades o rendimientos necesita un acuerdo previo por escrito.

www.thyssenkruppmaterials-iberica.es

Delegación de MADRID C/ Velázquez, 31. 28001 (Madrid)Tel. 915 237 540 Fax 915 215 887

Rodamientos de rodillos cónicos, de dos hileras, configuración TDI

Dimensiones Capacidades de carga Carga Masa Designaciónprincipales dinámica estática límite

de fatigad D T B C C0 Pu

mm kN kN kg -

408,4 546,1 150 125 1830 4750 375 99,0 BT2B 328466/HA1

408,4 546,1 152 160 1510 3450 285 88 BT2B 334053/HA1VA901

408,4 570,1 152 160 1510 3450 285 115 BT2B 334068/HA1VA901

409,575 546,1 161,925 161,925 2510 6550 500 110 331714 B

415,925 590,55 209,55 209,55 3910 9650 735 192 331445

415,925 590,55 209,55 209,55 3910 9650 735 192 BT2B 328283/HA1

420 620 200 200 2970 7200 560 210 BT2-8016/HA3

430 535 84 84 1080 3000 240 44,5 BT2B 334013/HA1

440 615,95 220 220 2120 5100 400 185 BT2-8013/HA3VA901

445 620 160 160 2120 5100 400 135 BT2B 334069/HA3

445 620 180 180 2120 5100 400 160 BT2B 334113/HA3VA901

447,675 635 223,838 223,838 4400 11000 800 236 331562

447,675 635 223,838 223,838 4400 11000 800 246 BT2B 332911 B/HB1

447,675 635 223,838 223,838 4400 11000 800 246 BT2B 332911 C/HA1

450 595 178 178 2970 8150 610 140 BT2B 328523/HA1

450 702 180 180 3140 6950 530 260 BT2-8018/HA1

460 680 180 180 3140 6950 530 210 BT2B 328876/HA1

460 702 180 180 3140 6950 530 250 BT2B 334030/HA1

464 615,95 150 136 2160 5850 440 125 BT2B 328361/HA1

480 660 150 150 1760 5200 390 160 BT2B 334100/HA3

482 640 160 160 1720 4250 340 130 BT2B 334111/HA3VA901

482 640 160 160 1760 5200 390 145 BT2B 334112/HA3

489,026 634,873 152,4 152,4 2750 7350 540 130 BT2B 331848

491 635 148 128 1900 5300 400 120 BT2B 328381/HA1

500 730 280 280 6600 15600 1100 420 331676 A

Rodamientos de rodillos cónicos, de dos hileras, configuración TDI

Dimensiones Capacidades de carga Carga Masa Designaciónprincipales dinámica estática límite

de fatigad D T B C C0 Pu

mm kN kN kg -

203,2 368,3 158,75 152,4 1870 3350 310 75,0 BT2B 332683/HA1

240 480 220 200 3360 5500 465 183 BT2B 332931

254 438,15 165,1 165,1 2510 4250 375 100 BT2B 332536/HA1

300 440 105 105 1010 2040 180 48,5 332168

300 440 105 105 1010 2040 180 52,0 332168 A

300,038 422,275 150,812 150,812 2050 4750 400 70,0 331951

303,212 495,3 263,525 263,525 4570 9800 765 212 BT2B 332685/HA1

305,033 560 200 200 2920 5300 430 200 332068

305,033 560 200 200 2920 5300 430 205 BT2B 334087/HA3

305,07 500 200 200 2550 5200 425 150 332169 A

305,07 500 200 200 2550 5200 425 150 332169 AA

305,07 524 200 200 2550 5200 425 180 BT2B 334110/HA3

305,07 524 220 220 2550 5200 425 195 BT2-8006/HA3VA901

305,07 560 200 200 2920 5300 430 200 331617

317,5 422,275 128,588 128,588 1680 4150 340 51,5 BT2B 328699 G/HA1

320 524 185 185 2550 5200 425 150 BT2B 334152/HA3

320 540 160 160 2240 4400 375 160 BT2-8017/HA3

333,375 469,9 166,688 166,688 2460 5700 465 92,5 BT2B 328695 A/HA1

333,375 469,9 166,688 231,775 2460 5700 465 98,0 BT2B 332871/HA4

342,9 533,4 139,7 146,05 2380 4400 365 115 331713 A

342,9 533,4 139,7 146,05 2380 4400 365 115 331713 B

343,052 457,098 122,238 122,238 1510 3400 285 54,0 332240 A

346,075 488,95 104,775 95,25 1170 2750 228 62,0 BT2B 332913/HB1

346,075 488,95 174,625 174,625 2550 6000 480 110 331527 C

346,075 488,95 174,625 174,625 2640 6300 510 113 BT2B 328410 C/HA1

260




PARTE V:

PLANOS

261

Listado de planos.

Listado de planos

262

Plano 1: Plano de conjunto caja multiplicadora

Plano 2: Plano de conjunto primera etapa planetaria de dentado helicoidal

Plano 3: Plano de despiece primera etapa

Plano 4: Plano de la corona fija de dentado interior primera etapa

Plano 5: Piñón primera etapa.

Plano 6: Engranaje planetario primera etapa

Plano 7: Plano de conjunto segunda etapa planetaria de dentado helicoidal

Plano 8: Plano de despiece segunda etapa

Plano 9: Plano de la corona fija de dentado interior segunda etapa

Plano 10: Piñón segunda etapa

Plano 11: Engranaje planetario segunda etapa

Plano 12: Plano de conjunto tercera etapa de ejes paralelos

Plano 13: Piñón tercera etapa

Plano 14: Engranaje conductor tercera etapa

Plano 15: Carcasa

263




PARTE VI:

PLIEGO DE

CONDICIONES

264

Pliego de

condiciones

generales y

económicas.

Pliego de condiciones generales y económicas

265

Objeto

El objeto del presente pliego de condiciones es delimitar los requisitos a que se

debe ajustar el proceso de fabricación de las cajas multiplicadoras para

aerogeneradores, cuyas características técnicas estarán especificadas en los

restantes documentos que componen el presente Proyecto.

1.1.2 Disposiciones generales

El contratista estará obligado al cumplimiento de la reglamentación del trabajo

correspondiente, la contratación del seguro obligatorio, subsidio familiar o de vejez,

seguro de enfermedad y todas aquellas reglamentaciones de carácter social

vigentes en el momento de la ejecución de las obras. En particular deberá cumplir lo

dispuesto en la norma UNE 24042: "Contratación de obras, condiciones generales",

siempre que no lo modifique el presente pliego de condiciones.

1.1.3 Seguridad en el trabajo

El contratista está obligado a cumplir todas las condiciones, normas y reglamentos

como fueran de pertinente aplicación para este caso. Asimismo, deberá proveer

cuanto fuese preciso para el mantenimiento de las máquinas, herramientas,

materiales y de trabajo en las debidas condiciones de seguridad.

Mientras los operarios trabajen en circuitos eléctricos con equipos en tensión o en

su proximidad usarán ropa sin accesorios metálicos y evitarán el uso innecesario de

objetos de metal, las herramientas y equipos se llevarán en bolsas y se utilizará

calzado aislante o al menos, sin herrajes o clavos en las suelas.

El personal del contratista está obligado a utilizar todos los dispositivos y medios de

protección personal necesarios para eliminar o reducir los riesgos profesionales,

pudiendo el ingeniero suspender los trabajos si estima que el personal está

expuesto a peligros que son corregibles.


266

El ingeniero podrá exigir al contratista, ordenándolo por escrito, el cese en la obra

de cualquier empleado u obrero que, por imprudencia temeraria, fuera capaz de

producir accidentes que hicieran peligrar su propia integridad física o la de sus

compañeros.

El ingeniero podrá exigir al contratista en cualquier momento, antes o después del

comienzo de los trabajos, que presente los documentos acreditativos de haber

formalizado los regímenes de Seguridad Social en la forma legal.

1.1.4 Seguridad pública

El contratista deberá tomar las máximas precauciones para proteger a personas,

animales y cosas de los peligros procedentes del trabajo, siendo de su cuenta las

responsabilidades que por tales accidentes se ocasionen.

El contratista mantendrá póliza de seguros que proteja a sus empleados y obreros

frente a las responsabilidades por daños, responsabilidad civil, etc., en que pudieran

incurrir para con el contratista o para con terceros, como consecuencia de la

ejecución de los trabajos.

1.1.5 Organización del trabajo

El contratista ordenará los trabajos en la forma más eficaz para su perfecta

ejecución, y siguiendo las indicaciones del presente pliego de condiciones.

1.1.6 Datos de fabricación

Se entregará al contratista una copia de los planos y pliego de condiciones del

proyecto, así como cuantos datos necesite para la completa ejecución de la obra.

El contratista podrá tomar nota o sacar copia, a su costa, de todos los documentos

del proyecto, haciéndose responsable de la buena conservación de los documentos

originales, que serán devueltos al ingeniero después de su utilización.


267

Tras la finalización de los trabajos, y en el plazo máximo de dos meses, el contratista

deberá actualizar los diversos planos y documentos originales de acuerdo con las

características de la obra terminada, entregando al ingeniero dos expedientes

completos relativos a los trabajos realmente ejecutados.

No se harán por parte del contratista alteraciones, correcciones, omisiones,

adiciones o variaciones sustanciales en los datos fijados en el proyecto, salvo

aprobación previa y por escrito del ingeniero.

1.1.7 Mejoras y variaciones sobre el proyecto

No se considerarán mejoras y variaciones del proyecto más que aquellas que hayan

sido ordenadas expresamente por escrito por el ingeniero, y convenido precio antes

de su ejecución.

1.1.8 Recepción del material

El ingeniero, de acuerdo con el contratista, dará su aprobación a los materiales

suministrados y confirmará su validez para una instalación correcta.

La vigilancia y conservación de los materiales, será por cuenta del contratista.

1.1.9 Organización

El contratista actuará de patrono legal, aceptando todas las responsabilidades

correspondientes y quedando obligado al pago de los salarios y cargas que

legalmente estén establecidas y en general, a todo cuanto se legisle, decrete y

ordene sobre el particular, antes o durante la ejecución de los procesos.

Dentro de lo estipulado en el pliego de condiciones, la organización de la obra y la

determinación de la procedencia de los materiales que se empleen, estará a cargo

del contratista, quien primero informará al ingeniero.


268

En las obras por administración, el contratista deberá dar cuenta diaria al ingeniero

de la admisión de personal, adquisición o alquiler de elementos auxiliares, compra

de materiales y cuantos gastos haya de efectuar.

Para los contratos de trabajo, compra de materiales o alquiler de elementos

auxiliares, cuyos salarios, precios o cuotas sobrepasen en más de un 5% los

normales del mercado, solicitará la aprobación previa del ingeniero, quien deberá

responder dentro de los ocho días siguientes a la petición, salvo caso de reconocida

urgencia, en los que se dará cuenta posteriormente.

1.1.10 Ejecución de las obras

Las obras se ejecutarán conforme al proyecto, a las condiciones contenidas en el

presente pliego de condiciones generales y de acuerdo con las especificaciones

señaladas en el pliego de condiciones técnicas.

El contratista, salvo aprobación por escrito del ingeniero, no podrá realizar ninguna

alteración o modificación de cualquier naturaleza en los datos fijados en el

proyecto.

El contratista no podrá utilizar en los trabajos personal que no sea de su exclusiva

cuenta y cargo salvo indicado en el apartado "Mejoras y variaciones del proyecto".

Igualmente será de su exclusiva cuenta y cargo personal ajeno a la obra.

El contratista deberá tener al frente de los trabajos un técnico suficientemente

especializado, a juicio del ingeniero.

1.1.11 Subcontratación

Salvo que el contrato disponga lo contrario o que de su naturaleza y condiciones se

deduzca que la obra ha de ser ejecutada directamente por el adjudicatario, podrá

éste contratar con terceros la realización de determinadas unidades, de acuerdo

con los siguientes requisitos:


269

1) Que se dé conocimiento por escrito al ingeniero del subcontrato a celebrar,

con indicación de las partes a realizar y sus condiciones económicas, a fin de

que aquello autorice previamente.

2) Que las unidades de obra que el adjudicatario contrate con terceros, no

exceda del 50% del presupuesto total de la obra principal.

En cualquier caso, el contratante no quedará vinculado en absoluto, ni reconocerá

ninguna obligación contractual, entre él y el subcontratista, y cualquier

subcontratación de obra no eximirá al contratista de ninguna de sus obligaciones

respecto al contratante. La subcontratación deberá siempre supeditarse a la

autorización previa por parte de la parte contratante.

1.1.12 Plazo de ejecución

El plazo de ejecución previsto para la realización de las obras es de once meses,

contados a partir de la fecha de su contratación.

El contratista estará obligado a cumplir los plazos señalados, que serán

improrrogables.

No obstante lo anteriormente indicado, los plazos podrán ser objeto de

modificaciones, cuando los cambios determinados por el ingeniero y debidamente

aprobados por el contratante, influyan realmente en los plazos señalados en el

contrato.

Si por causas ajenas por completo al contratista, no fuera posible comenzar los

trabajos en la fecha prevista o tuvieran que ser suspendidos una vez empezados, se

concederá por el ingeniero la prórroga estrictamente necesaria.


270

1.1.13 Recepción provisional

Una vez terminadas las máquinas y dentro de los quince días siguientes a la petición

del contratista, se hará la recepción provisional de las mismas por el contratante,

requiriéndose para ello la presencia del ingeniero y del contratista, levantándose la

correspondiente acta, en la que se hará constar la conformidad con trabajos

realizados, si es procedente.

El acta será firmada por el ingeniero y por el representante del contratista, dándose

el pedido por recibido si se ha ejecutado correctamente, de acuerdo con las

especificaciones contenidas en el pliego de condiciones técnicas y proyecto

correspondiente, comenzando en este momento a contar el plazo de garantía.

En el caso de no hallarse la máquina en estado de ser recibida, se hará constar así

en el acta, y se darán al contratista las instrucciones precisas y detalladas para

remediar los defectos observados, fijándose un plazo determinado para ello.

Expirado dicho plazo, se hará un nuevo reconocimiento. Si el contratista no

cumpliese estas prescripciones, podrá declararse rescindido el contrato, con

pérdida de la fianza.

1.1.14 Periodo de garantía

El periodo de garantía será el señalado en el contrato a contar desde la fecha de

aprobación del acta.

Hasta que tenga lugar la recepción definitiva, el contratista será responsable de la

conservación de la máquina, siendo de su cuenta y cargo las reparaciones por

defecto de ejecución o mala calidad de los materiales.


271

1.1.15 Recepción definitiva

Una vez finalizado el plazo de garantía señalado en el contrato, o en su defecto, a

los doce meses de la recepción provisional, se procederá a la recepción definitiva de

las máquinas, con la concurrencia del ingeniero y del representante del contratista,

levantándose, si las obras son conformes, el acta correspondiente, por duplicado,

firmada por el ingeniero y el representante del contratista, y ratificada por el

contratante.

272




PARTE VII:

PRESUPUESTO

Presupuesto

273

Presupuesto

Presupuesto

274

1.1 Desglose

El desglose general de costes se hace en base a la suposición de que el precio por

Watio de un aerogenerador es de 1 €. La aproximación, supone que el

aerogenerador para el cual se está diseñando la caja multiplicadora, cuesta 5

millones de € por ser de 5 MW.

En base a este precio de base, cada parte del aerogenerador tiene un porcentaje del

coste total. En el caso de la multiplicadora, se estima en un 20% por Watio, es decir,

0,2 €/ W, lo cual, supone unos costes de fabricación de 1.000.000 €.

En estos costes están incluidos la mano de obra, la fabricación y montaje de la

máquina, los test de calidad correspondientes como análisis de vibraciones y fatiga,

y la materia prima. Esta se desglosa a su vez en el precio de los distintos aceros

empleados, ya que no se precisa la misma calidad para el acero que constituye la

carcasa que para el que se usa en la fabricación de los engranajes, que es un acero

de alta calidad y por tanto de precio elevado. También se han tenido en cuenta los

costes en utillaje específico para la fabricación de piezas especiales, o sujeciones de

las mismas, o herramientas para las máquinas de control númerico, etc.

Por otro lado, cabe señalar, que los costes generales, en los que se incluyen

administración, gestión, comerciales e infraestructura se suponen un 20 % de los de

fabricación, ascendiendo a un total de 200.000 € por lo tanto.

Otros costes que se consideran son lo de diseño. Estos costes hacen referencia al

trabajo empleado por los ingenieros y diseñadores en la realización del proyecto. Se

han calculado estimando el trabajo de 3 ingenieros trabajando 6 horas al día,

durante 22 días laborables al mes, y durante 12 meses que es el tiempo de

ejecución del diseño. El precio por hora de cada ingeniero se estima en 40 €. Cabe

mencionar, que se ha propuesto un margen de beneficio del 5,55% sobre costes de

totales.

En las siguientes tablas se realiza el desglose de todo lo comentado.

Presupuesto

275

Costes de fabricación:

DESC

RIPCIÓ

NDE

SGLO

SENº

UDS

MATE

RIAL

PESO

TOTA

L [Tn]

PREC

IO UN

ITARIO

[€/K

g]

PORC

ENTAJ

EPR

ECIO

TOTA

L [K€]

COSTE

S DE F

ABRIC

ACIÓN

Mater

ias pr

imas

22

Carcas

a1A

cero

251

25

Ejes y

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onente

s inter

medio

s1A

cero a

leado

7,555

Engran

ajes

1Acer

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ación

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354

140

Otros

(Utilla

je, tor

nillos.

..)Var

ios8

80

Mano

de obr

a15

150

Fabrica

ción y

monta

je y ut

illaje

35350

Test d

e calid

ad20

200

TOTAL

100100

0

Presupuesto

276

Costes generales:

DESCRIPCIÓN PORCENTAJE PRECIO TOTAL [K€]

COSTES GENERALES (20% del coste de fabricación)

Administración 25 50

Comerciales 15 30

Gestión (incluido transporte) 25 50

Infraestructuras 35 70

TOTAL 100 200

Costes de diseño:

Análisis por unidad:

COSTE TOTAL 1204,224

BENEFICIO 70,776

PORCENTAJE % 5,551058824

DESCRIPCIÓN PRECIO MANO DE OBRA [K€/h] PERSONAS HORAS/ DÍA [h/día]DÍAS LABORABLES AL

MESMESES

NÚMERO PEDIDOS/AÑO

COSTE POR MULTIPLICA

DORA[€]

COSTES DE DISEÑO

I+D 0,04 3 6 22 12 45 4,224

TOTAL 4,224

K€ €/W total aero €/W %

Precio FOB 1275 1 0,255 25,5

278

Bibliografía

“Sistemas eólicos de producción de energía eléctrica”. J.L. Rodriguez Amenedo, J.C.

Burgos Díaz, S. Arnalte Gómez. Editorial Rueda. 2003.

“Wind Energy Handbook” Tony Burton, David Sharpe, Nick Jenkins, Ervin Bossanyi.

Wiley Sons. 2001.

“Apuntes Diseño de máquinas”. Angel de Andrés. ICAI

“Mecánica de fluidos”. Frank M. White. Editorial Mc Graw Hill. 2003

“Introducción a la ciencia de materiales para ingenerieros”. James F. Shakelsford.

Editorial Prentice Hall. 2002.

“Guide Line for certification of Wind turbines”. Germanischer Lloyd. 2003.

“Wind Power in Power Systems”. Thomas Ackerman. Editorial John Wiley & Sons

Edición 2005.

Páginas web de apoyo:

Asociación empresarial eólica

www.aeeloica.es

Danish wind industry association

www.windpowe.org

caja de transmisiones planetaria gen eolico

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