TRANSPORTADORES DE CINTA
CAPITULOS DEL 1 AL 1 3 DEL MANUAL
Este manual ha sido traducido de su versión original en ingles por el profesor Dario
Ocando para su aplicación y uso personal UNICAMENTE, cualquier copia que pudiese
estar circulando con otro fin, estaría violando la ley de derecho de autor y la persona
que incurriese en tal delito podría enfrentarse a la justicia.
El resumen de los capítulos 3 al 13 perteneciente al capítulo 2, también ha sido
traducido y está ubicado en un anexo aparte fuera del manual. Solo fueron traducidos
parte del capítulo 1 y una pequeña parte del 2 , con el objeto de hacer este manual más
práctico al calculista ó diseñador.
INDICE
CAPITULO UNO Generalidades.-…………………………………………………………..3
CAPITULO DOS Consideraciones de diseño.-………………………………………….19
CAPITULO TRES Características de transportabilidad de los materiales a granel.-..27
CAPITULO CUATRO Capacidades, ancho de la cinta, y velocidades.-………………40
CAPITULO CINCO Bastidores del transportador de cinta.-…………………………… .51
CAPITULO SEIS Tensión de la cinta, potencia e ingeniería del accionamiento.-…..73
CAPITULO SIETE Selección de la correa ó cinta .-……………………………………..201
CAPITULO OCHO Poleas y ejes.-………………………………………………………… 228
CAPITULO NUEVE Curvas verticales.-………………………………………………… ...245
CAPITULO DIEZ Compensadores, limpiadores y accesorios.-………………………..265
CAPITULO ONCE Cargas y descargas de las cintas transportadoras.-……………...282
CAPITULO DOCE Motores.-……………………………………………………………… .326
CAPITULO TRECE Operación, mantenimiento y seguridad.-....................................346
NOMENCLATURA A UTILIZAR.-..............................................................................357
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CAPITULO UNO Generalidades.El tema de los transportadores de cinta es de interés primario para todos los
ingenieros, gerentes, industriales u otros, que son responsables de la selección de
equipos para el manejo de materiales a granel. Este trabajo es principalmente un
manual guía para diseño, empero , este capítulo de generalidades se incluye para
informar al lector de los muchos usos de los transportadores de cinta y sus ventajas
bajo las más ampliamente variadas condiciones de operación.
Los transportadores de cinta han alcanzado una posición dominante en la
transportación de materiales a granel debido a las ventajas inherentes como su
economía, seguridad de operación, confiabilidad, versatilidad, y prácticamente un
ilimitado rango de capacidades. Por añadidura, estos transportadores son adecuados
para la ejecución de numerosos procesos que tienen dentro de sus funciones el manejo
de flujo de material a granel. Recientemente, su conformidad a los requerimientos
ambientales ha constituido un mayor incentivo para su selección por encima de otros
medios de transportación.
Las exigencias de baja labor y baja energía son fundamentales con los transportadores
de cinta cuando se compara con otros medios de transportación. El dramático
incremento en los costos de operación ha ubicado a estos transportadores en una
posición extremadamente favorable por las tantas aplicaciones que no fueron
consideradas unos pocos años atrás.
Los fabricantes de transportadores de cinta consistentemente se han anticipado a las
necesidades de la industria con mejoras en los diseños y con componentes que han
excedido todo requerimiento conocido. La confiabilidad y la seguridad son destacadas
ahora que más fuerte y más duraderas cintas están disponibles, así como también las
grandes mejoras en las partes mecánicas y la altamente sofisticada tecnología en
controles eléctricos y dispositivos de seguridad.
Transportabilidad de una variedad de materiales.-3-
El tamaño del material que puede ser transportado es limitado solamente por el ancho
de la cinta. Los materiales pueden estar en el rango desde muy finos, como polvos
químicos hasta los más grandes terrones, como mineral de hierro, piedra, carbón ó
troncos de pulpa de madera (ver figura 1.1). Materiales cuidadosamente clasificados ó
desmenuzables son cargados con la mínima degradación.
Ya que las cintas de goma son altamente resistentes a la corrosión y la abrasión, los
costos de mantenimiento son comparativamente más bajos cuando se manejan
materiales altamente corrosivos ó aquellos que son extremadamente abrasivos, tales
como la alúmina y el sinter.
Los materiales que pueden causar adherencia y compactamiento (en paquetes) y que
se transportan por otros medios, a menudos son manejados con buen resultado sobre
transportadores de cinta. Aún materiales calientes como coque, sinter, y pellas.
FIG. 1.1. Conveyor De 54 pulgadas con inclinación transportando terrones grande de
mineral abrasivo.
Amplio rango de capacidades.-4-
Transportadores de cinta corrientemente disponibles son capaces de manejar
capacidades horarias en exceso de cualquier requerimiento práctico (ver fig. 1.2). Sin
embargo, también son usados económicamente en plantas para transporte de
materiales entre unidades de procesos a una rata algunas veces tan pequeña
FIG. 1.2. Conveyor de alta capacidad de transporte de carbón.
como un mero goteo.
Los transportadores de cinta operan continuamente, sin pérdida de tiempo por cargado
ó descargado, ó retornos de transportes vacíos. Horarios y control de despacho son
innecesarios cuando el material se puede cargar y descargar automáticamente con el
uso de estos transportadores.
Los transportadores de cinta son capaces de manejar tonelajes de material a granel,
que saldría más costoso e impráctico si se transportara por otros medios.
Adaptabilidad al camino del recorrido.-5-
Los sistemas de transportadores de cinta proporcionan la vía mas corta de la distancia
requerida entre los puntos de carga y descarga. Ellos pueden trabajar en terrenos con
gradientes hasta de 35% en comparación con la limitante de 6% a 8% que puede
aceptar el transporte por camión (ver fig. 1.3). Estos transportadores por cinta pueden
ser provistos de estructuras que previenen el escape de polvo al ambiente y
FIG. 1.3. Transportador regenerativo bajando carbón desde una mina hasta la planta de
preparación.
protegen del tiempo atmosférico. Las estructuras resultan económicas y son adaptables
a exigencias especiales.
Los transportadores de cinta proporcionan un flujo continuo de material evitando
demoras, peligros de seguridad en rieles, tráfico de motor, y otros congestionamientos
(ver figuras 1.4 y 1.5).
Los caminos del recorrido puede ser flexible, y la longitud de la ruta se puede extender
repetidamente como se requiera. En algunas operaciones en minas abiertas,
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transportadores de miles de pie de longitud se desvían lateralmente sobre la bancada
para seguir el progreso ó avance de las excavaciones en el frente de la mina.
FIG. 1.4. Cubierta
de metal corrugado como protección contra las adversidades ambientales.
FIG. 1.5. Cinta a
través de puente colgante.
Capacidades de carga, descarga y apilamiento.Los transportadores de cinta son muy flexibles en su capacidad para recibir material
desde uno ó más lugares y entregarlo a puntos ó áreas donde se requiera. Ellos pueden
constituirse en la principal arteria de transportación mientras son cargados en varios
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puntos (fig. 1.6) ó en cualquier parte a lo largo del equipamiento que proveyera una
alimentación uniforme a la cinta (fig. 1.7).
Los transportadores son particularmente provechosos en túneles debajo de pilas de
almacenamiento desde donde se reclama el material y se puede mezclar desde v arias
pilas (fig. 1.8). El material puede ser simplemente descargado desde el terminal
principal de cada conveyor (fig. 1.9) ó en cualquier lugar a lo largo de su longitud por
medio de plows ó trippers viajeros (fig. 1.10).
FIG. 1.6. Múltiples estaciones de cargado de
mineral en minas de cielo abierto.
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FIG. 1.7. Tolva sobre rieles con
alimentador cargando mineral a lo largo de la longitud completa de un conveyor.
FIG. 1.8. Alimentadores múltiples en túnel
debajo de pilas de almacenamiento para mejorar la eficiencia en el aprovechamiento y
el mezclado del mineral.
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FIG. 1.9. Materia descargando desde la
polea principal del conveyor.
FIG: 1.10. Tripper motorizado,
con sistema anti-polvo distribuyendo carbón a la carbonera.
Los transportadores de cinta se han convertido, con sus apiladores y recuperadores, en
el medio mas práctico de apilamiento a gran escala de materiales a granel en el caso de
mineral de hierro, carbón, pella y otros (fig. 1.11). La combinación apilamiento- 10 -
recuperación (fig. 1.12) ilustra el curso en modernos rieles al terminal de embarque.
También los cargadores del barco están equipados con transportadores para distribuir y
controlar el flujo de material hacia sus bodegas (fig. 1.13).
FIG. 1.11. Apilador
de doble ala descargando a pilas de almacenaje a uno u otro lado del conveyor
alimentador.
FIG. 1.12.
Combinación de apilador y recuperador.
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FIG. 1.13. Transportadores cortos
cargando pellas dentro de bodegas de embarque.
FIG. 1.14. Barco auto-descargante con
transportador de 78 pulgadas descargando pellas a 10000 tph
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FIG. 1.15. Sistema transportador de 60
inch de una compañía de acero, recibiendo material desde un buque guiado por riel.
Barcos auto-descargantes y lagunas receptoras (fig. 1.14) equipados con
transportadores de cinta pueden descargar en todos los puertos, aún en esos que no
tienen equipo de descarga en muelle (fig. 1.15). La capacidad de descarga de tales
sistemas es usualmente más grande que la de varios descargadores con jaiba de
cucharón, requiriendo menos tiempos de turnos, menos trabajo y costos de operación.
En contraste con los sistemas de alta capacidad antes mencionados, ciertos materiales
tales como arena de fundición, pueden ser distribuidos con desviadores desde la cinta
(fig. 1.16) en cantidades controladas y sitios específicos según los requerimientos.
FIG. 1.16. Plow tipo “V” desviando arena
desde una cinta plana.
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Funciones de procesos.Aunque los transportadores de cinta son generalmente usados para transportar y
distribuir materiales, son también usados con equipos auxiliares para la ejecución de
numerosas funciones durante varias etapas de procesamiento en una planta. Un alto
grado de mezcla es llevado acabo cuando los materiales son asentados y recogidos
desde las pilas de almacenamiento (fig. 1.17). Varios materiales pueden ser
proporcionados continuamente dentro de una cinta colectora común.
FIG. 1.17. Recuperador de
cucharones en rueda montada sobre estructura puente par tomar el mineral de hierro
desde la planta.
Muestras precisas del material transportado pueden ser obtenidas por mecanismos que
interceptan el flujo cuando éste va de una cinta a la próxima. Objetos magnéticos
pueden ser removidos desde el material. Mientras se está transportando el material,
éste puede ser pesado con cierta precisión y en forma continua; además, puede ser
clasificado, escogido, y regado. En muchos casos tales operaciones , no son solamente
realizadas mas eficientemente con cintas transportadoras, sino que son el único medio
práctico.
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Confiabilidad y disponibilidad.La confiabilidad de los transportadores de cinta ha sido probada por décadas
prácticamente en toda industria. Ellos operan con suma confianza, sirviendo a unidades
de procesos vitales que dependen de operaciones continuas, tales como es el manejo
de carbón en plantas de generación de energía eléctrica, materia prima en plantas de
acero, de cemento, y desde ó hacia barcos en puertos donde el tiempo muerto es muy
costoso.
Los transportadores de cinta son operados al toque de un botón (fig. 1. 18), en
cualquier momento del día ó la semana. Ellos pueden, y a menudo, operar
continuamente jornada tras jornada. Tanto conveyor como material pueden ser
protegidos con cubiertas, de ciertos elementos que posiblemente impedirían el
movimiento de camiones y otros tipos de medios de transportación.
FIG. 1.18. Panel de control de
las operaciones.
Ventajas ambientales.Los transportadores de cinta desde el punto de vista ambiental, son mas aceptables
que otros medios de transportación de materiales a granel; no tienen porque contribuir a
la polución, no contaminan el aire de polvo ó hidrocarburos, no han de causar sordera
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ya que operan tranquilamente a menudo encerrados en sus protecciones, y cuando se
desee, pueden ser ubicados encima de áreas difíciles, peligrosas, traficadas, ó en
pequeños túneles fuera de la vista y la audición (fig. 1.19). Los transportadores pueden
FIG. 1.19. Transportador en galería
completamente cerrada para evitar problemas carreteras y vías de tren.
diseñarse con tal criterio, que se pueda evitar el mínimo levantamiento de polvo y que
en todo caso, el polvo quede encerrado dentro de los chutes y colectores.
FIG. 1.20. Transportador utilizando
estructuras soporte de concreto que proporcionan placentera apariencia combinada con
el paisaje.
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Seguridad.Los transportadores de cinta operan con muy alto grado de seguridad. Pocas personas
son requeridas para la operación y son muy poco expuestas a peligros como lo
pudieran estar en otros medios de transportación. Cabe destacar que el equipamiento
del conveyor en sí mismo, puede protegerse de sobrecargas y malfuncionamiento, por
la incorporación de dispositivos de seguridad eléctricos y mecánicos.
Bajos costos de trabajo.Las horas de labor por toneladas requeridas para operar los sistemas de transportación
por cinta, son usualmente las menos con respecto a cualquier método de transportación
de materiales a granel. Como otra baja labor intensa, las operaciones altamente
automatizadas, tienen bajo costos de operación y proveen el más alto retorno sobre la
inversión competitivamente. La mayoría de las funciones del sistema pueden ser
monitoreadas desde un panel de control central ó controladas por computadora,
permitiendo un mínimo número de personal de operación para inspeccionar el
equipamiento con su reporte de condiciones que ha de requerir la atención del
departamento de mantenimiento.
El tiempo requerido por el personal de mantenimiento es también mínimo. Las
reparaciones y e l reemplazo de partes relativamente pequeñas pueden hacerse
rápidamente y en el sitio, minimizando también los costos de mantenimiento. Las
mayoría de las cintas pueden aún ser remplazadas en una jornada; algunas cintas han
llegado a transportar sobre cien millones de toneladas antes de ser puestas de fuera
servicio por desgaste.
Bajos costos por consumo de energía.El incremento del costo de energía enfatiza la importancia de la relación energía versus
costos por tonelaje de transportación. Debido a que los transportadores de cinta son
operados por energía eléctrica, ellos son los menos afectados por los precios, carestía y
otras limitaciones de combustible líquido. Ellos consumen energía solo cuando están
siendo usados. No hay necesidad de viajes vacíos de retorno ó marcha en vacío en
línea para la próxima carga.
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En transportadores largos, la porción declinada a menudo asiste propulsando las
porciones inclinadas y horizontales; siendo algunos transportadores completamente
regenerativos (fig. 1.3). El costo de la energía en los sistemas transportadores siempre
ha contribuido a su extremadamente bajo costo de operación en términos comparativos,
y esta ventaja se ha incrementado sustancialmente con el aumento del costo del
combustible.
Bajos costos de mantenimiento.Los costos de mantenimiento en transportadores de cinta son extremadamente bajos
comparados con la mayoría de los otros sistemas de transportación de materiales a
granel. Sistemas de soportes extensivos como los que comúnmente están asociados
con el acarreo por camiones, no son requeridos. Las partes de componentes del
conveyor están usualmente cubiertas y tienen larga vida comparada con la del motor de
un vehículo. Usualmente, en los transportadores las partes solo necesitan de una
inspección programada y de lubricación; cualquier reparación ó reemplazo puede ser
anticipada y las partes obtenidas para evitar tiempos muertos. Las partes pequeñas y
accesibles pueden ser remplazadas rápidamente en el sitio con un mínimo equipo de
servicio. También, un adecuado inventario de repuestos se puede tener a un bajo costo,
y en un relativamente pequeño espacio de almacenamiento.
Transportación a grandes distancias.Los beneficios económicos de los bajos costos de operación por trabajo y energía, as í
como también algunas otras ventajas, han liderado la diseminada adopción de los
sistemas de transportación por cinta, como el medio de transportación de materiales a
granel por excelencia frente a grandes distancias. No siempre fue así, pero el
recientemente dramático incremento de los costos operativos y de combustible en otros
sistemas de transportación, le ha encarecido grandemente a estos, su valor presente.
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CAPITULO DOS Consideraciones de diseño .La información presentada en este trabajo trata de cubrir los principios básicos para el
diseño de transportadores de cinta, usando fórmulas, tablas, gráficos y
recomendaciones; todo, producto de la amplia experiencia acumulada en diseñadores y
fabricantes.
La información está basada en la práctic a industrial, y resulta muy confiable cuando en
el diseño final se han incorporado todas las consideraciones necesarias para las
operaciones razonablemente normales de un conjunto transportador. Por supuesto que
existirán condiciones muy especiales que requerirán de conocimientos especializados
que estarán fuera del alcance de este trabajo.
Trabajemos entonces, con las condiciones clásicas normales para el desarrollo de un
transportador de cinta.
Componentes básicos. Arreglo y perfil de un transportador de cinta.
Transportador de cinta.- Puede decirse que es un arreglo de componentes mecánicos y
estructurales que tienen como función transportar material a granel (en su mayoría)
desde un lugar a otro, generalmente en forma continua.
El arreglo de un transportador de cinta consta de cinco elementos básicos (fig. 2.1):
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Cinta, correa ó banda.- Es el elemento transportador propiamente dicho, el que carga
con el material (recibiéndolo, y descargándolo).
Los bastidores.- Son los elementos que contienen los rodillos sobre los cuales
descansa la cinta.
Las poleas.- Elementos rotativos que soportan y mueven la cinta.
Sistema de accionamiento.- Comunica la potencia necesaria para mover la cinta con su
carga; consta de motor, reductor, acoples y polea impulsora ó motriz, además de otros
elementos.
La estructura.- Soporta y mantiene la alineación de los bastidores y las poleas;
también soporta el sistema de trasmisión.
Rutas ó caminos típicos.Dependiendo de las necesidades de transporte, se pueden hacer diversas
combinaciones en cuanto a las rutas ó caminos de las cintas transportadoras. Se tienen
horizontales, verticales, inclinadas y curvas.
La pendiente de inclinación estará limitada por las características del material a ser
transportado.
A continuación se describen algunos perfiles típicos de rutas ó caminos (figuras 2.2 a
2.9)
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Cinta horizontal.- Ver fig. 2.2
Cinta horizontal y ascendente.- Cuando el espacio permite curva vertical y la
resistencia de la cinta permite que sea una sola cinta (fig. 2.3).
Ascendente y horizontal.- También, cuando la tensión de la cinta permite que sea una
sola (fig. 2.4).
Combinado horizontal y ascendente.- Cuando el espacio no permite una curva vertical
ó cuando la resistencia de la cinta es tal que se requiere de 2 cintas (fig. 2.5).
Combinado ascendente y horizontal.- Cuando es conveniente usar dos cintas (fig. 2.6).
Horizontal y ascendente.- Cuando el espacio no permita curva vertical pero la
resistencia de la cinta permite que sea una sola (fig. 2.7).
Cinta de camino compuesto por porciones horizontales, inclinadas y con curvas
verticales (fig. 2.8).
De cargado sobre declinación ligera (fig.2.9).
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Formas y arreglos típicos de carga y descarga de la cinta.-
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Chute de carga viajero, para depositar el material en cualquier punto a lo largo de la
cinta (fig. 2.10).
Descarga desde una polea terminal para formar una pila cónica (fig. 2.11).
Descarga desde un tripper viajero para formar una pila alargada (fig. 2.12).
Descarga desde un chute a una cinta móvil reversible que a su vez descarga el
material por sus extremos (fig. 2.13).
Descarga desde un tripper a un sólo lado, a ambos lados ó hacia adelante de la misma
cinta (fig. 2.14).
Descarga por trippers fijos, con o sin transportadores cruzados, hacia compartimientos
abiertos (fig. 2.15).
Descarga de cintas cortas ascendente y cruzada cargadas desde trippers estacionarios
ó viajeros (fig. 2.16).
Descargas desde una cinta con uno ó varios desviadores ó plows hacia
compartimientos fijos (fig. 2.17).
Descarga desde un tripper viajero ó estacionario a través de una cinta reversible (fig.
2.18).
Consideraciones para el diseño.Se debe tener claro conocimiento de ciertos aspectos básicos como:
Material a transportar.- Es necesario tener pleno conocimiento de las características del
material a transportar tales como la densidad, el tamaño del terrón y su proporción con
respecto al fino, humedad, si es aceitoso, si es adherible, si es higroscópico, cuan
abrasivo es, si produce daños a la salud, su aspecto físico, si es angular, redondo, duro,
frágil, si se ha compactado, su temperatura, etc.
Rata de transporte.- Servirá para determinar la capacidad de la cinta teniendo en
cuenta la rata promedio, los picos y su frecuencia.
Dimensionamiento.- El tamaño del transportador de cinta estará limitado por la tensión
de la cinta, y su configuración dependerá del tipo y ubicación de la alimentación, tipo de
descarga, distancias e irregularidad del terreno, entre otros.
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Fuentes de energía.- El suministro de energía mas usado es la electricidad, y sólo en
áreas remotas donde no llegue ésta, se podrá usar motores de combustión interna.
De la fuente eléctrica se debe conocer a fondo la variación en el voltaje, amperaje,
capacidad de trasmisión de la línea, caída de voltaje, valores máximos de amperaje y
voltaje, frecuencia de las interrupciones debido a tormentas eléctricas, etc.
Condiciones de operación.- De mucha importancia a la hora del diseño son: las horas
de servicio estimadas por día y por año, condiciones climáticas, velocidad y dirección
predominante de los vientos, las características del material, calidad del entorno y
proximidad a otros procesos que puedan afectar las partes del transportador etc.
Aspectos básicos mecánicos a considerar para el diseño del transportador.· Ancho de cinta.- El ancho de la correa estará en función de la densidad y del tamaño
del terrón a transportar (Cap. 4).
· Espaciamiento de los bastidores.- En el capítulo 5 se indica en tablas la selección del
espaciamiento en condiciones normales.
· Sobre el accionamiento y las tensiones de la cinta.- El tipo y selección del sistema de
trasmisión será seleccionado de acuerdo a la tensión de la cinta (Cap. 6).
· Potencia requerida.- La potencia está en función del peso del material por ft, del peso
de la correa por ft, la fricción entre partes, y la deflexión de la cinta, además de algunos
otros parámetros.
· Tipo de motor.- Una vez determinada la potencia requerida en el eje de accionamiento
se podrá seleccionar el motor de acuerdo al tipo de servicio y tiempo de arranque
solicitado.
· Poleas, compensadores, bastidores y sus rodillos, y demás elementos auxiliares se
irán describiendo durante el desarrollo del trabajo.
· Curvas verticales.
· Cargado y descarga.
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CAPITULO TRES Características de transportabilidad de los materiales a granel.
En el diseño de una cinta transportadora se debe tener conocimiento preciso de las
características del material a transportar; para ello han de manejarse algunas
definiciones.
· Angulo de reposo del material.- Es el ángulo que forma la superficie del material,
apilado libremente, con la horizontal.
· Angulo de carga.- Se refiere al ángulo que el material forma con la horizontal cuando
está montado sobre una cinta en movimiento. Este ángulo suele ser de 5º a 15º menos
que el ángulo de reposo, aunque en algunos materiales puede llegar a 20º.
· Fluidez del material.- Se mide por el ángulo de reposo y el ángulo de carga del
material, y sirve para determinar la sección transversal de la carga en la que se asegure
que no se desparramará el material. También es un indicador del ángulo de seguridad
de la inclinación de la cinta.
La fluidez depende de las características del material como son: tamaño y forma de las
partículas finas y de los terrones, proporcionalidad entre terrón y fino, rugosidad, y
contenido de humedad.
La tabla 3-1 relaciona las características del material con los ángulos de reposo y de
carga, y su grado de fluidez.
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Dentro de las características del material también deben considerarse el grado de
pulverización, la humedad, la adherencia, la abrasividad, la acción corrosiva y la
temperatura.
En las tablas 3-2 y 3-3 se da un listado de los materiales más transportados y sus
características físicas con un código de designaciones. Los datos en estas tablas son
valores promedios que pudiesen variar en una situación específica; especialmente los
ángulos de reposo y las inclinaciones máximas de la cinta.
Las condiciones reales de los materiales en ciertos casos deberán determinarse
mediante pruebas establecidas; como cuando se tiene exceso de humedad, largos
períodos de almacenaje, etc.
Cuando se tiene un material que no está en la lista de la tabla 3-3 se pudiera tratar de
buscar semejanzas con algún material de la lista, en forma general.
Una de las consideraciones de mayor importancia es la influencia del movimiento,
inclinación y velocidad de la cinta en las características normales del material. El pase
sucesivo de la cinta por los rodillos genera agitación que se tramite al material
provocando que los finos y las partículas pequeñas se vayan al fondo.
También tiende a aplanarse el ángulo de carga, razón por la cual resulta menor que el
ángulo de reposo.
Cualquier diferencia de velocidad entre la cinta y el material que se está cargando en
ella, origina turbulencia del material.
La velocidad vertical (ó de caída) del material que está cargando la cinta debe ser
absorbida por la cinta s in dañarla, y para ello han de usarse rodillos de impacto bajo los
puntos de carga. En la caída también ocurre turbulencia del material.
Materiales como la grava lavada tienden a rodar y rebotar sobre la cinta por lo que
habrá de estudiarse con cuidado la caída, inclinación y velocidades.
La sección transversal nominal del material sobre un conveyor horizontal es medida en
un plano normal a la cinta. En una cinta inclinada ó declinada, la gravedad exige que la
sección transversal real de la carga sea considerada en un plano vertical. Para
mantener el ancho total de la carga de material sobre la cinta y mantener invariable el
ángulo de carga, la sección transversal de la posible carga en una cinta inclinada ó
declinada debe ser menor que en una cinta horizontal. En referencia al diagrama usado
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en la derivación de la capacidad de la cinta (fig. 4.2), el área Ab no cambia aunque el
área As disminuya con el coseno del ángulo de inclinación de la cinta.
Cuando el material desliza sobre la cinta, el ángulo de carga disminuye, no obstante,
en muchos casos esa disminución real de capacidad es menor del 3%. Debe
observarse que los terrones son más fáciles de caerse por los bordes en una cinta
inclinada que en una horizontal. Para cintas inclinadas, el derrame es más probable que
ocurra inmediatamente después del punto de carga.
Los materiales que levantan mucho polvo como el cemento, ó los materiales en los
cuales la proporción de agua es tan alta que se forma una suspensión, su transporte
sobre una cinta inclinada debe ser a una velocidad tal que la tendencia del material a
deslizar hacia atrás, sea minimizada.
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CAPITULO CUATRO Capacidades, ancho de la cinta, y velocidades.Anchos de cinta.El ancho de la cinta transportadora, expresado en pulgadas comúnmente, lleva la
siguiente secuencia: 18, 24, 30, 36, 42, 48, 54, 60, 72, 84 y 96 (Sistema americano).
Generalmente para una velocidad dada, el ancho de la cinta y la capacidad del
transportador se incrementan a la par. No obstante, el ancho de cinta mas angosto
debe ser gobernado por el tamaño del terrón a manejar. Por lo que la cinta debe tener
un ancho suficiente para que el material no quede muy cerca de los bordes de la cinta;
también, se han de incrementar las d imensiones internas de los chutes de carga y la
distancia entre delantales para permitir el paso de varias combinaciones de terrones sin
que ocurra atascamiento.
Tamaño del terrón.Influye sobre las especificaciones de la cinta y la escogencia de los bastidores de
carga. Existe una relación empírica entre el tamaño del terrón y el ancho de la cinta.
El tamaño del terrón para varios anchos de cinta es como sigue:
Para un ángulo de carga de 20º, con un 10% de terrón y 90% de fino, el tamaño
máximo recomendado del terrón es de 1/3 del ancho de la cinta (b/3). Con 100% de
terrón (sin fino), el tamaño máximo recomendado es de 1/5 del ancho de la cinta (b/5).
Para un ángulo de carga de 30º, con 10% de terrón y 90% de fino, el tamaño máximo
recomendado del terrón es de 1/6 del ancho de la cinta (b/6), y con 100% de terrón (sin
fino), el máximo tamaño recomendado será de 1/10 del ancho de la cinta (b/10).
Otra manera de determinar el ancho de la correa con diferentes tamaños específicos
del terrón, se ilustra en la gráfica de la figura 4.1 (verla cuidadosamente).
Velocidades de la cinta.Las velocidades adecuadas dependen grandemente de las características del material
a transportar, de la capacidad deseada, y de las tensiones de la cinta que participan.
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Los materiales polvorientos deberían ser transportados a bajas velocidades para
minimizar el levantamiento de polvo, particularmente, en los puntos de carga y
descarga.
La fragilidad del material también pudiera limitar la velocidad de la cinta a fin de evitar
degradación del material en los puntos de carga y descarga, cuando la cinta y el
material siendo cargado se mueven sobre los bastidores.
Materiales pesados, de bordes filosos, deberían ser manejados a velocidades
moderadas como buena práctica, ya que los bordes filosos pueden hacer que la correa
se vaya desgastando onduladamente, en particular si la velocidad de carga del material
en la dirección del viaje de la cinta es mas baja que la velocidad de la cinta. La tabla 4-1
habla da las velocidades máximas recomendadas de la cinta contra ciertas
características del material.
Bajo condiciones favorables de carga y transferencia, para cintas acanaladas con
anchos mayores de 30 pulgadas, se permite cierto exceso de las velocidades
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recomendadas en la tabla 4 -1 a materiales como: arena húmeda, hulla, tierra con
terrones no muy grandes, y piedra picada.
A mayor velocidad de la cinta se permite menor ancho de correa y menor tensión; sin
embargo, estos beneficios hay que sopesarlos contra las posibles desventajas que
traería el desgaste de la correa, la degradación del material, la fricción del viento, el
impacto del terrón sobre los bastidores de carga y, en forma general una vida reducida
de casi todos los componentes del conveyor. Para condiciones de operación de alta
velocidad se debe consultar a las compañías expertas.
El diseño del área de carga y la descarga del material por la polea principal debe ser
considerado cuando se escoge la velocidad de la cinta. Si el material es seco y fino y la
velocidad de la cinta es alta, el levantamiento de polvo pudiera ser intolerable. También,
si el material es pesado ó contiene grandes terrones, ó si es de bordes angulares y
filosos, una alta velocidad de descarga pudiera causar un excesivo desgaste sobre los
chutes de descarga ó transferencia.
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Capacidades del transportador de cinta.Para una velocidad dada, la capacidad del transportador de cinta se incrementa si lo
mismo ocurre con el ancho de la cinta, también la capacidad dependerá del ángulo de
carga, y de la inclinación de los rodillos extremos de los bastidores acanalados.
La sección transversal nominal del material sobre una cinta es medida en un plano
normal a ella. Sobre un conveyor inclinado ó declinado, el material tiende a conformar
su ángulo de carga medido en un plano vertical, lo cual hace decrecer el área As, con el
coseno del ángulo de la pendiente del conveyor (ver figura 4.2). No obstante, en la
mayoría de los casos la pérdida real de capacidad es muy pequeña.
Asumiendo una alimentación uniforme al conveyor, el área de la sección transversal de
la carga sobre el conveyor, es el factor determinante de la capacidad del transportador
de cinta; el área de la sección transversal está basada sobre dos condiciones. Primero,
que la carga de material sobre la cinta acanalada no llegue a los bordes de la correa.
La distancia aceptada desde el borde del material al borde de la correa al darle un valor
de 0.055*b + 0.9 inch, donde b es el ancho de la cinta en pulgadas, se definirá como
"distancia estándar de borde". Durante todo este trabajo, la distancia estándar de borde
se supondrá vigente a menos que si indique lo contrario.
La segunda condición, es que el borde superior de la carga del material será el arco de
una tangente de círculo en los bordes de la carga, de donde parte el ángulo de carga.
Areas de carga en cinta acanalada. Distancia estándar de borde.Refiriéndonos a la figura 4.2, la sección transversal del área de carga está dividida en
dos partes. Una es el área trapezoidal Ab, y la otra es el área del segmento circular As.
La suma de ambas es área total de la sección transversal de la carga At. (La fig. 4.2
detalla los parámetros geométricos)
Basado sobre un análisis hecho, por ocho fabricantes, en bastidores acanalados tipo
tres-rodillos-iguales, la longitud de la superficie plana del rodillo del centro promedia
0.371*b, donde b es el ancho de la correa, en pulgadas.
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De un análisis gráfico a escala real de una cinta de 5 pliegues, con cubiertas de 1/8 y
1/32 de inch, yaciendo sobre un bastidor promedio acanalado de rodillos iguales, indica
que la distancia plana de la superficie de carga de la cinta encima del rodillo central del
bastidor es 1/4 inch mas grande que la longitud del rodillo central.
Area trapezoidal, Ab
1.- Area del trapecio (AECFG) Ab = (l + l1)/2*j
2.- Ancho de la correa, b = l + 2*m + 2*c
3.- l1 = l + 2*f
f = m*cosß
l = 0.371*b + 0.25
c = 0.055*b + 0.9
b = 0.371*b + 0.25 + 2*m + 2*(0.055*b + 0.9)
2*m = b - 0.481*b - 2.05
m = 0.2595*b - 1.025
f = (0.2595*b - 1.025)*cosß
l1 = 0.371*b + 0.25 + 2*(0.2595*b - 1.025)*cosß
4.- (l + l1)/2 = [0.371*b + 0.25 + 0.371*b + 0.25 + 2*(0.2595*b - 1.025)*cosß]/2
= 0.371*b + 0.25 + (0.2595*b - 1.025)*cosß
5.-
j = m*senß
= (0.2595*b - 1.025)*senß
6.- Area del trapecio Ab
Ab = [0.371*b + 0.25 + (0.2595*b - 1.025)*cosß]*[(0.2595*b - 1.025)*senß]
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Area del segmento circular (carga), As
7.- Area completa del sector (ABCD) = p *r^2*2*a/360
8.- Area del triángulo (AECD) = r^2*sen(2*a)/2
9.- Area del segmento (ABCE) As = p*r^2*2*a/360 - r^2*sen(2* a)/2
ó As = r^2*( p*a /180 - sen(2*a)/2)
10.-
r = l1/(2*sena)
r = [0.371*b + 0.25 + 2*(0.2595*b - 1.025)*cos ß]/(2*sena)
r = [0.1855*b + 0.125 + (0.2595*b - 1.025)*cos ß]/sena
11.- As = ([0.1855*b + 0.125 + (0.2595*b - 1.025)*cosß]/sen a)^2*(p *a/180 sen(2*a)/2)
12.- Area total, At = (Ab + As)/144 (en ft^2)
Para el caso del cargado en correa plana.-
1.- Area del sector (ABCD) = 2*p *r^2*a/360 = p*r^2*a/180
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Area del triángulo (CDE) = r*cosa*r*sena/2 = r^2*sen(2*a)/4
Area del triángulo (ACD) = 2*r^2*sen(2*a)/4 = r^2*sen(2*a)/2
Area del sector (ABCE) = As = p *r^2*a/180 - r^2*sen(2*a)/2
As = r^2*( p*a/180 - sen(2*a)/2)
2.- l1 = 2*EC = 2*r*sena con r = l1/(2*sena)
l1 = b - 2*c = b - 2*(0.055*b + 0.9) = 0.890*b - 1.8
r = (0.890*b - 1.8)/(2*sena) = (0.445*b - 0.9)/sena
3.- As = [(0.445*b - 0.9)/sena]^2*(p *a/180 - sen(2*a)/2)
4.- Area total At = As/144 (en ft^2),
Ab = 0
Tablas de capacidad en transportadores de cinta y su uso.Las capacidades del transportador de cinta, plana y de canal, están detalladas en las
tablas 4-2, 4-3 y 4-4 para perfiles de bastidores acanalados de 20º, 35º, y 45º, y la 4-5
para cintas planas; todas, para varios grados de ángulos de carga que corresponden a
las características de asentamiento del material a ser transportado; y para velocidades
de cinta de 100 fpm.
Para hacer el mejor uso de estas tablas, sigamos estos ocho pasos:
1) De las tablas 3-1 y 3-3 determinar el ángulo de carga del material (este ángulo en
promedio estará de 5º a 15º por debajo del ángulo de reposo).
2) De la tabla 3-3 determinar la densidad del material en lb/ft^3.
3) Escoger el perfil del bastidor adecuado al material y a la situación de transporte (ver
en el cap. 5).
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4) De la tabla 4-1, seleccionar la velocidad adecuada de la cinta.
5) Convertir el tonelaje deseado por hora (tph) a ser transportado, a su caudal
equivalente, en pies cúbicos por hora (ft^3/hr)
(ft^3/hr) = tph*2000/ ?
? : densidad del material.
6) Convertir la capacidad deseada ft^3/hr a su valor equivalente a 100 fpm de velocidad
de cinta
Capacidad (equivalente) = (ft^3/hr)*(100/velocidad real de la cinta en fpm).
7) Usando la capacidad equivalente así calculada, ir a las tablas 4-2 a 4-5 y encontrar
el ancho de correa apropiado.
8) Si el material es aterronado, chequear el ancho de cinta seleccionado con lo
establecido en las curvas de la figura 4.1. El tamaño del terrón puede determinar el
ancho de la cinta, en cuyo caso la velocidad de la cinta seleccionada pudiese requerir
revisión.
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CAPITULO CINCO Bastidores del transportador de cinta.De los bastidores se requiere un buen soporte y una buena protección, tanto para la
cinta como para la carga a ser transportada.
Los bastidores para material a granel son diseñados para usar rodillos con varios
diámetros, fijados con cojinetes y sellos antifricción, y montados sobre ejes.
La resistencia a la fricción de los rodillos de los bastidores influye sobre la tensión de la
cinta, y en consecuencia, con los requerimientos de potencia del transportador. El
diámetro del rodillo, el diseño del cojinete, y los requerimientos de sellado, constituyen
los mayores componentes que afectan la resistencia friccional.
Con respecto a los cojinetes y el sellado cada fabricante trata de presentar lo mejor con
lo que pueda competir en el mercado.
Clasificación de los bastidores.La selección del diámetro del rodillo y el tamaño del cojinete y el eje, están basados en
el tipo de servicio, condición de operación, llevado de la carga, y la velocidad de la
cinta.
Para una fácil y precisa selección del bastidor, los mas variados diseños se han
agrupados dentro de ciertas clasificaciones como las que recoge la tabla 5-1.
Hay dos tipos básicos de bastidores para los transportadores de cinta: los bastidores
de carga que son los que soportan el recorrido cargado de la cinta transportadora; y los
bastidores de retorno que son los que soportan el recorrido vacío de retorno de la cinta
transportadora. Ver figuras 5.1 a 5.3
Bastidores de carga.- Tienen dos configuraciones generales. Una es usada para cintas
acanaladas, y usualmente consta de tres rodillos. Los dos rodillos extremos están
inclinados hacia arriba, quedando el central horizontal. La otra configuración es usada
para soportar correas planas, y consiste en un simple rodillo horizontal posicionado
entre cartelas que se pueden sujetar directamente a la armazón del conveyor.
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Bastidores de retorno.- Usualmente son rodillos horizontales posicionados entre
cartelas que normalmente están sujetadas en la parte de abajo de la estructura soporte
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sobre la cual están montados los bastidores de carga. También se usan dos rodillos en
"V" para mejor guía y mas altas clasificaciones de carga.
FIG. 5.1. Bastidor acanalado.
FIG. 5.2. Bastidor para cinta plana
FIG. Bastidor de retorno.
Bastidores de carga acanalados.Como lo indican las tablas de capacidades del capítulo 4 las cintas acanaladas cargan
mayor tonelaje que las planas, para un mismo ancho y velocidad de cinta. Por tanto, los
bastidores acanalados como componentes muy importantes de los transportadores de
cinta, requieren de una justificada y detallada discusión.
Los bastidores con rodillos levantados a 35º y 45º mientras proporcionan mayor
capacidad de carga para un ancho dado, mayor flexibilidad demandará la cinta. A estas
inclinaciones los bastidores tienen una historia mas corta de aplicación que los que
trabajan con rodillos a 20º. Sin embargo, el mejoramiento en el diseño del tejido de la
cinta ha contribuido a la aceptación y mayor uso de los bastidores para los rodillos a 35º
y 45º.
Los bastidores acanalados se han hecho en dos estilos generales, "en línea" y
"desplazado".
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Los bastidores mas comúnmente usados son los de tres rodillos “en línea” de igual
longitud.
Para un ancho de cinta dado, la inclinación de los rodillos extremos, y el ángulo de
carga del material, el bastidor con tres rodillos de igual longitud constituye el mejor perfil
acanalado de una sección transversal que lleva una máxima carga.
La figura 5.5 muestra un bastidor acanalado "desplazado", en el cual se observa el
rodillo central fuera del plano vertical que contiene a los dos rodillos extremos. Estos
bastidores son populares en la industria de granos donde se usan cintas muy delgadas,
y en minería subterránea donde cámaras de baja altura son un problema.
Otros bastidores del tipo "en línea" tienen un largo rodillo horizontal y dos rodillos
cortos inclinados, y a pesar de que no dan una máxima sección transversal de carga,
son usados donde el material debe ser esparcido para una inspección manual,
separándolo a mano, ó seleccionándolo. La inclinación de los rodillos extremos sirve
para levantar los bordes de la cinta, previniendo ó minimizando así el derramamiento
(ver fig. 5.6).
FIG. 5.4. Bastidor acanalado a 20º
FIG. 5.5. Bastidor acanalado a 35º de rodillo
desplazado.
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FIG. 5.6. Bastidor para facilitar la toma de
la muestra a mano (a 20º).
Bastidores de impacto.Conocidos algunas veces como "bastidores de amortiguamiento" están formados por
rodillos hechos de un material resiliente, y son usados en los puntos de carga donde,
por el impacto de material pesado y con terrón de cierto tamaño, la cinta pudiera sufrir
serios daños, sobre todo si se usasen rodillos rígidos. Los bastidores de impacto mas
frecuentemente usados, tienen rodillos formados por resilientes discos espaciados. Los
acanalados y los planos se muestran en las figuras 5.7 y 5.8.
Los discos resilientes usualmente son consumidos en favor de la protección de la
correa.
FIGS. 5.7 y 5.8 Bastidores de impacto , acanalado y plano.
Bastidores guía de la cinta, en carga.Un buen diseño acompañado de una cuidadosa construcción, y posteriormente un
buen mantenimiento, haría que la cinta con una correcta alineación no necesitase
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ningún bastidor guía especial. No obstante, existen situaciones transitorias que pueden
causar desalineación en la cinta, a pesar de todo el esfuerzo que se haya hecho en una
apropiada instalación y en un buen mantenimiento. Por esta razón, los constructores de
transportadores han contemplado también el suministro de bastidores guía que con un
correcto mantenimiento, ayudarán a mantener alineada la correa en situaciones
difíciles.
Los bastidores guía usuales tienen un armado con rodillos de carga montado sobre un
pivote central aproximadamente perpendicular a la cinta transportadora. Estos rodillos,
por el pivoteo tratan de que la cinta se asiente bien durante el sesgo, y posteriormente
la misma sea estimulada a regresar a la línea central por medio de los pequeños
rodillos laterales de sesgo (fig. 5.9).
No son muy recomendados rodillos fijos colocados perpendicularmente a los bordes de
la cinta, ya que el continuo contacto con ésta acelerará el desgaste de sus bordes,
reduciéndose la vida de la correa apreciablemente (fig. 5.10).
FIG. 5.9. Bastidor guía a 35º.
FIG. 5.10. Bastidor atípico de rodillos guía a los lados.
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Bastidores suspendidos.En este tipo de bastidor, los rodillos (usualmente 3 ó 5) cuelgan juntos a través de una
cadenilla que está sujetada a alguna parte del armado de la estructura del conveyor.
Este bastidor colgante, parecido a una guirnalda toma un perfil como el de una
catenaria. Es muy popular en transportadores que mueven carga como servicio pesado
de tierra y ciertos minerales, en especial los metálicos.
FIG. 5.11. Bastidor suspendido de 3
rodillos.
De tres rodillos, son usados en el camino de carga y los de cinco rodillos en los puntos
de carga. No es recomendable usar discos resilientes en los rodillos de estos bastidores
en los puntos de carga (fig. 5.11).
Como puede verse, los bastidores suspendidos toleran una pobre alineación y maltrato
por grandes terrones, debido a la flexible conexión entre los rodillos; además pueden
ser provistos de un cambio rápido en caso de rotura ó falla de algún rodillo.
Los bastidores guía no son generalmente usados con bastidores suspendidos.
Los bastidores suspendidos pueden ser montados sobre (o suspendidos desde)
armazón rígida de vigas longitudinales (muy usada la viga canal) o guayas
longitudinales.
Bastidores de retorno.Estos bastidores son usados para soportar la cinta en el camino de retorno.
Usualmente están suspendidos debajo de la misma estructura que soporta los
bastidores de carga. Siempre se prefiere que los bastidores sean montados de tal forma
que el camino de retorno de la cinta quede visible bajo la armazón del conveyor (la
figura 5.12 muestra un típico bastidor de retorno).
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FIG. 5.12. Bastidor de retorno.
Bastidor plano de retorno.- Consiste en un sólo rodillo largo fijado en cada extremo a
una ménsula ó cartela la cual se montará al armado de la estructura. La longitud del
rodillo, el diseño de la ménsula, y el espaciamiento del hueco de montaje, deberían ser
tal que se permitiera un adecuado movimiento lateral de la cinta sin que se produjera
contacto de los bordes de la cinta con cualquier parte estacionaria del conveyor ó su
armazón.
Bastidores autolimpiantes de retorno.- El material que se puede adherir a la cinta en la
superficie de carga, puede resultar abrasivo y desgastar la concha exterior del rodillo
del bastidor de retorno; ó si es pegajoso, adherirse e ir creciendo pegado al rodillo de tal
manera que causase desalineación de la correa en el camino de retorno. Para vencer
estas dificultades, se han diseñado varios tipos de rodillos.
Cuando los materiales pegajosos son un problema, los bastidores con discos de goma,
ó los de perfil helicoidal, revestidos de goma autolimpiantes, pudieran ser los
apropiados. Los rodillos de discos y los helicoidales, presentan superficies muy
angostas para la adhesión, y esto hace que se reduzca la tendencia del material de
aumentar por adherencia en dichos rodillos. Estos tipos de bastidores son
erróneamente llamados "bastidores limpiadores de cinta". Aún cuando estos bastidores
hagan un "barrido" del material adherido a la superficie en el camino de retorno, ellos no
constituyen, de por sí, dispositivos de limpieza de la cinta (figuras 5.13 y 5.14).
FIGS. 5.13 y 5.14 Bastidor de retorno de discos de goma, y bastidor en espiral ó
helicoidal auto-limpiante.
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Sobre transportadores cortos, pudiese ser necesario equipar el camino de retorno
completo de la cinta con bastidores autolimpiantes; y sobre caminos de retorno largos,
pudieran usarse estos bastidores solamente en el punto donde se asegure que el
material sobre la superficie de la cinta ya no se adherirá y crecerá sobre los rodillos de
los bastidores normales de retorno. Más allá de este punto, se pueden usar bastidores
estándar de retorno.
Bastidores guía de cinta, en el camino de retorno.- Pueden ser montados sobre un
pivote para guiar y enderezar la cinta en el retorno de manera similar a lo descrito con
los rodillos guía de carga (fig. 5.15).
FIG. 5.15. Bastidor retorno guía.
Bastidores de retorno tipo dos rodillos en "V".- El desarrollo de estos bastidores en "V",
ha contribuido a solventar la necesidad de un mejor soporte y guiatura de cintas con
tejidos pesados para alta tensión y de cab le de acero.
El bastidor de retorno tipo "V" consiste en dos rodillos cada uno inclinado de 10º a 15º
con la horizontal, que pueden estar guindando, ó descansando sobre una pletina (ver
figuras 5.16 y 5.17). Estos bastidores tienen algún efecto de guía de la correa, además,
permiten mayor espaciamiento entre bastidores debido a su capacidad de carga
incrementada. Ellos pueden ser suplidos con rodillos de acero ó con discos de goma. La
experiencia dice que son preferibles los rodillos de acero ya que los discos de goma
tienden a desgastarse muy rápidamente.
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FIG. 5.17. Bastidor suspendido de 2
rodillos en “V”
Espaciamiento de los bastidores.Los factores a considerar para la selección del espaciamiento de los bastidores son: el
peso de la correa, el peso del material, la clasificación del bastidor, la flecha, la vida del
bastidor, capacidad de la correa, y la tensión de la correa.
Si demasiada flecha se permite el material puede derramarse por los bordes de la
correa. Para un buen diseño, y especialmente en transportadores de cinta acanalada de
gran longitud entre centros, la flecha entre bastidores debería regirse por lo descrito en
el Cap. 6. La tabla 5 -2 lista unos espaciamientos normales sugeridos, para bastidores
acanalados de uso general en la práctica ingenieril, cuando la cantidad de flecha no
está específicamente limitada. El espaciamiento normal varía en incrementos de 6 inch.
Algunos sistemas de transportación han podido ser diseñados con espaciamientos
extendidos y/o graduados. El extendido es simplemente más grande que el normal,
aplicándose algunas veces donde la tensión de la correa, la flecha, la resistencia del
correaje, y la capacidad del bastidor, lo han de permitir. La ventaja del espaciamiento
extendido pudiera traducirse en menor costo por uso de bastidor; y mejor guiado de la
correa.
El espaciamiento graduado es más grande que el normal en las porciones de la cinta
con alta tensión. A medida que la tensión se incrementa a lo largo de la cinta, se podrá
incrementar el espaciamiento. El espaciamiento graduado se da usualmente hacia, ó
cerca de los terminales de descarga.
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Los espaciamientos extendidos y graduados no son comúnmente usados, pero si uno u
otro es usado, se debería tener cuidado con no exceder la capacidad del bas tidor y los
límites de la flecha durante el arranque y la parada.
Espaciamiento en los bastidores de retorno.El espaciamiento normal sugerido en los bastidores de retorno para el trabajo de los
transportadores en general, está dado también en la ta bla 5-2. Para correas con tejido
pesado y con anchos de 48 inch ó más, se recomienda que el espaciamiento sea
determinado por el uso de la capacidad de carga del bastidor y las consideraciones de
flecha.
Espaciamiento de los bastidores de carga en los puntos de cargado.En los puntos de carga los bastidores deberían espaciarse para mantener la correa fija
y en contacto con el bordeado de goma de los delantales a lo largo de su longitud
entera. Cuidadosa atención ha de ponérsele al espaciamiento de los bastidores en los
puntos de carga a fin de minimizar la fuga de material debajo de los delantales, y al
mismo tiempo, minimizar el desgaste sobre la cubierta de la cinta.
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Normalmente los bastidores de carga, en la zona de cargado, son espaciados a la
mitad (ó menos) del espaciamiento normal sugerido en la tabla 5-2. Por precaución, si
han de usarse bastidores de impacto en las zonas de cargado; debe recordarse que la
capacidad de los bastidores de impacto no es más alta que la de los bastidores
estándar.
La buena práctica dicta que el espaciamiento de los bastidores en las áreas de carga,
debe ser tal que la mayor porción de carga quede entre los bastidores.
Espaciamiento de bastidores acanalados adyacentes a poleas terminales.En el paso desde el último bastidor acanalado a la polea terminal, los bordes de la cinta
se estiran incrementándose la tensión de la cinta hacia fuera de los bordes. Si el
esfuerzo en el borde de la cinta llegase a exceder el límite elástico del tejido, dicho
borde se alargaría de manera permanente y causaría dificultades en el guiado de la
cinta. Así pues, si los bastidores acanalados son ubicados demasiado lejos de la polea
terminal, es muy probable que ocurra el derramamiento de la carga.
La distancia es muy importante en el cambio ó transición desde la forma acanalada a la
plana sobre todo cuando el acanalado tiene cierta profundidad. Dependiendo de la
distancia de transición se podrán necesitar de uno a varios bastidores tipo transición
para soportar la cinta entre el último bastidor acanalado estándar y la polea terminal.
Estos bastidores pueden ser posicionados uno u otro, en ángulo fijo ó ajustable.
La tabla 5-3 muestra las distancias de transición recomendadas para varios ángulos de
canal, tensión de cinta, y tipos de correaje. En ningún caso debería excederse la
capacidad del bastidor.
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Selección de los bastidores.Después de haber sido determinado el ancho de la correa y la velocidad, toca
seleccionar el bastidor clasificado apropiado. La selección está sujeta a tres
condiciones: el tipo de servicio, las características del material a ser manejado, y la
velocidad de la cinta.
Tipo de servicio.Es muy importante conocer bien la condición sobre la cual va a ser usado el bastidor.
Esto incluye horas de operación por día, la expectativa de vida del sistema
transportador y el ambiente en el cual estará inmerso el bastidor. La lista de factores de
servicios, basada en la experiencia de campo ampliamente recogida, se da en las
tablas 5-5 y 5-6.
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Tipo de material manejado.Las características del material tienen que ver directamente con la selección del
bastidor. El peso del material gobierna la carga y el espaciamiento del bastidor, y el
tamaño del terrón modifica el efecto del peso introduciendo un factor de impacto.
La tabla 5-4 combina el peso unitario y el tamaño del terrón en un grupo de factores
empíricos; note que en la tabla el “Lump Size” se refiere al mayor terrón que puede
ocasionalmente ser cargado, en vez de tomar el terrón “promedio”.
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La apropiada selección de los bastidores de retorno es tan importante como la
selección de los bastidores de carga. De hecho, las condiciones de operación a menudo
son mas severas en los de retorno pues a éstos les toca ponerse en contacto con el
lado "sucio" de la cinta, ocasionándose un abrasivo desgaste en la superficie de los
rodillos, y también, el material que se le pueda ir pegando al rodillo hace que se vaya
incrementando su diámetro efectivo. Como ese material que se va pegando nunca es
uniforme, pegándose menos en los bordes de la correa, las secciones de limpieza de
los rodillos de retorno andan a una velocidad de superficie menor que la de la correa,
ocurriendo por tanto, deslizamiento que acelerará el desgaste tanto en la superficie de
los rodillos como en la cubierta de la correa. De esta acción, la vida de la concha del
rodillo usualmente es mas corta en los bastidores de retorno que en los de carga.
En la selección de los bastidores de retorno, donde el solo “material” manejado es la
correa misma, el peso de la correa por unidad de longitud Wb, puede ser estimado con
suficiente precisión tomándose de las tablas de pesos de las correas.
Otro punto a considerar es que los fabricantes acostumbran a suplir rodillos más
grandes, con paredes de metal más gruesas, que potencialmente tendrán más vida que
cualquier otro.
Para las condiciones más severas de abrasión, los rodillos recubiertos tendrán más
larga vida contra el desgaste. Un recubrimiento de goma puede rendir una vida de
cuatro a ocho veces la vida de un rodillo de acero del mismo diámetro exterior. Además
de goma, también se usan otros materiales especiales.
Cuando el bastidor está sometido a materiales corrosivos (como sal ó algún producto
químico), se requerirá especial cuidado en la selección del bastidor. Los rodillos pueden
ser hechos de acero recubierto con goma ó con otro material duradero apropiado
resistente a la corrosión.
Normalmente las cartelas ó ménsulas también deben ser recubiertas con un material
resistente apropiado. De todos modos, la consulta al fabricante es muy importante.
Procedimiento de selección del bastidor.-
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Para seleccionar el bastidor apropiado, primero se debe determinar la carga ajustada
del bastidor, es decir, la carga a ser manejada por el bastidor multiplicada por una serie
de factores que corresponden a, el tamaño del terrón, situación ambiental, servicio, etc.
La carga real del bastidor, IL = (Wb + Wm)*Si
y la carga ajustada,
AL = IL*K1*K2*K3*K4
Donde,
Wb : peso de la correa, en lbs por ft (tabla 6-1)
Wm : peso del material, en lbs por ft
Si : espaciamiento del bastidor, ft (tabla 5 -2)
K1 : factor de ajuste del terrón (tabla 5-4 )
K2 : factor ambiental y de mantenimiento (tabla 5-5)
K3 : factor de servicio (tabla 5-6)
K4 : factor de corrección por velocidad de cinta (5-7)
En caso de que AL resulte menor que IL, se debe tomar AL = IL. No usar nunca un
valor menor de IL. O sea que, si K1*K2*K3*K4 es menor de uno (1), se tomará el valor
de 1.
Usando AL, se selecciona el bastidor apropiado desde las capacidades de carga de los
bastidores en las tablas 5-8 a 5-12.
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Capacidad nominal del bastidor.La vida del bastidor está determinada por una combinación de muchos factores tales
como sellos, cojinetes, espesores de conchas, mantenimiento, condición ambiental, y
densidad de la carga. Si bien es cierto que a menudo se toma la vida del cojinete
como indicador de la vida del bastidor, no es menos cierto que existen otras variables
que pudieran ser mas importantes como mejor indicador (Ej. efectividad de los sellos).
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Dado que, la capacidad del cojinete es solamente la variable para la cual las pruebas
de laboratorio han provisto valores estándar, CEMA usa este factor como guía para
establecer la capacidad de carga.
El término vida útil (BU) será usado en vez de los términos comunes para la vida del
cojinete B -10 ó L-10. BU es mas largo en tiempo que B-10 ó L-10, y representa el
punto estadístico en horas donde un mínimo del 90% de los cojinete s estará todavía
funcional sin incremento en el torque, ó de ruido.
Las tablas 5-8 a 5 -12 muestran la capacidad de carga para bastidores con rodillos de
igual longitud A, B, C, D, y E (según CEMA). Estas capacidades están basadas en vida
BU del cojinete de 90000 horas mínimo a 500 rpm. Note que esas capacidades de
carga son capacidades mínimas para bastidores clasificados por CEMA. Los valores de
capacidades de carga suplidos por los fabricantes pueden ser mas altos.
Un transportador de cinta debe ser diseñado, construido, y mantenido tal que la cinta
consistentemente corra centradamente sobre su sistema mecánico de poleas y
bastidores; pero, para que esto ocurra, deben prevalecer las siguien tes condiciones:
1. Todos los bastidores deben estar alineados, bien cuadrados, y transversalmente
nivelados.
2. Todas las poleas deben estar alineadas con sus ejes paralelos uno a otro, y a 90º
con respecto a la línea central de la cinta.
3. El material debe ser centradamente cargado sobre la cinta.
4. La cinta debe estar recta y apropiadamente empalmada.
5. La estructura soporte debe estar recta y correctamente nivelada, en especial
transversalmente.
Si después de reunir el transportador estas condiciones, la correa persiste en correr
hacia un lado, se deberán tomar ciertas medidas correctivas con respecto al centro de
la ruta.
Algunos de los bastidores pueden ser sesgados tal que el rodillo horizontal del bastidor
tenga una pequeña desviación angular con el center-line de la cinta. Las ménsulas que
soportan el ensamble de los rodillos del bastidor tienen huecos alargados tal que el
movimiento de los bastidores sea posible (OJO: esto no aplica a transportadores
reversibles)
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Algunos ó todos los rodillos de los bastidores acanalados no deberían inclinarse más
de dos grados con la vertical en la dirección del viaje de la cinta (OJO: a los bastidores
acanalados que tienen la inclinación incorporada no deberían dárseles inclinación.
También en el caso de transportadores reversibles, los bastidores no deberían ser
inclinados, ya que la desalineación de la correa se acentuaría cuando ésta corriera en
dirección reversa).
Los bastidores guía pueden ser instalados para reemplazar uno que otro bastidor de
carga ó retorno sin dificultad, solamente en un área donde otras medidas correctivas no
fueran adecuadas. Estos bastidores deberían estar normalmente cuando menos a 50 ft
de los terminales, ó de poleas deflectoras. También no deberían ser usados sobre
curvas verticales donde el radio de la curva sea menos de 800 ft.
Para transportadores reversibles se disponen de bastidores guía de cinta reversible.
La acción de alineación de los bastidores guía depende del libre movimiento de la cinta
y de dicho bastidor, así que, la limpieza y el mantenimiento apropiados son esenciales
para lograr unos resultados satisfactorios.
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- 72 -
CAPITULO SEIS Tensión de la cinta, potencia e ingeniería del
accionamiento .Las primeras aplicaciones de ingeniería en transportadores de cinta estuvieron
basadas casi totalmente en soluciones empíricas que habrían sido desarrolladas por
consultores y fabricantes en ese campo. La ingeniería en transportadores de cinta, su
análisis, información y fórmulas presentadas en este trabajo, representan el
mejoramiento reciente en conceptos y datos que han sido desarrollados por años,
combinando la observación real de operación del transportador de cinta con la más
apropiada teoría matemática.
Las fórmulas de potencia y tensión incorporan sucesivamente todos los factores que
afectan la fuerza total necesaria para mover la cinta y su carga, y se presentan aquí de
tal manera que permiten la evaluación separada de los efectos de cada factor. Estas
fórmulas tienen el consenso de todas las compañías agrupadas en la CEMA.
Requerimientos básicos de potencia.La potencia (Los hp) requerida para el accionamiento de un transportador de cinta, se
deriva de las libras de tensión efectiva, Te, que se requieren en la polea de
accionamiento para propulsar ó contener el transportador cargado a la velocidad de
diseño de la cinta, V (en fpm).
HP = Te*V/33000
(1)
Para determinar la tensión efectiva de la cinta, Te, es necesario identificar y evaluar
cada una de las fuerzas individuales que actúan sobre la cinta para el manejo de ésta
desde la polea de accionamiento. Te es la sumatoria final de las tensiones producidas
por fuerzas tales como:
1. La carga gravitacional para levantar ó bajar el material que ha de ser transportado.
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2. La resistencia a la fricción de los componentes del conveyor, accionamiento, y todos
los accesorios, mientras la cinta opera a la capacidad de diseño.
3. La resistencia por fricción del material desde el momento en que está siendo
transportado.
4. La fuerza requerida para acelerar el material continuamente desde el momento en
que es alimentada la cinta desde un chute ó un alimentador.
La fórmula básica para el cálculo de la tensión efectiva, Te, es:
Te = L*Kt*(Kx + Ky*Wb + 0.015*Wb) + Wm*(L*Ky ± H) + Tp + Tam + Tac
(2)
Cálculos de las tensiones de la cinta.A continuación describiremos la terminología a utilizar para los factores y las fuerzas
individuales que sumadas contribuyen a la formulación de la tensión Te que no es mas
que la tensión total en la cinta para la propulsión requerida en el sistema de
accionamiento.
Ai : fuerza requerida para vencer la resistencia a la fricción y rotación de los rodillos
en los bastidores, lbs por bastidor.
C1 : factor de modificación por fricción para conveyor regenerativo.
H : distancia vertical desde donde el material es levantado ó bajado, ft.
Kt : factor de corrección por la temperatura del ambiente.
Kx : factor usado para el cálculo de la resistencia por fricción de los bastidores, y la
resistencia por deslizamiento entre la cinta y los rodillos del bastidor, en lbs por ft. (Ver
fórmula 3).
Ky : factor usado para calcular la combinación de la resistencia de la cinta y la
resistencia de la carga a flectar, desde el momento en que la carga y la cinta se mueven
sobre los bastidores (ecuación 4, y tabla 6-2).
L : longitud del conveyor, ft.
Q : toneladas por hora transportadas, tph, tonelada corta de 2000 lbs.
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Si : espaciamiento de los bastidore s acanalados, ft.
Tac : tensión total por accesorios del conveyor, lbs.
Tac = Tsb + Tpl + Ttr + Tbc
Tam : tensión resultante de la fuerza para acelerar el material continuamente desde el
momento en que alimenta la cinta, lbs.
Tb : tensión resultante que se necesita para levantar ó bajar la correa, lbs.
Tb = ± H*Wb
Tm : tensión resultante de la fuerza que se necesita para levantar ó bajar el material
transportado, lbs.
Tm = ± H*Wm
Tp : tensión resultante de la resistencia de la correa a flectar alrededor de las poleas y
la resistencia de las poleas a rotar sobre sus cojinetes, valor total por todas las poleas,
lbs .
Tpl : resultante de la fricción de los plows, lbs.
Tsb : resultante para vencer la fricción de los delantales.
Ttr : resultante adicional por fricción de las poleas y la flexión de la cinta sobre
unidades tales como trippers, lbs.
Tbc : tensión resultante del halado de la correa por los dispositivos de limpieza de la
cinta tales como raspadores, cepillos, etc., lbs.
Tx : tensión resultante por la fricción de los bastidores de carga y los de retorno, lbs.
Tx = L*Kx*Kt
Tyb : total de las tensiones resultantes de la resistencia de la cinta a la flexión desde el
momento en que cabalga sobre los bastidores de carga y de retorno, lbs.
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Tyb = Tyc + Tyr
Tyc : resultante de la resistencia de la cinta a la flexión cuando cabalga sobre los
bastidores de carga, lbs.
Tyc = L*Ky*Wb*Kt
Tyr : resultante de la resistencia de la cinta (a la flexión y al deslizamiento) cuando
cabalga sobre los bastidores de retorno, lbs.
Tyr = L*0.015*Wb*Kt
Tym : tensión resultante de la resistencia del material a flectar cuando cabalga sobre
los bastidores de carga, lbs.
Tym = L*Ky*Wm
Te : tensión efectiva de accionamiento, lbs.
V : velocidad de diseño, fpm.
Wb : peso en libras por pié de longitud de cinta. Cuando el peso exacto de la cinta no
es conocido, se puede usar un estimado promedio (ver tabla 6-1).
Wm : peso del material, lbs por ft de longitud de cinta.
Wm = Q*2000/(60*V) = 33.33*Q/V
Los tres factores de multiplicación, Kt, Kx, y Ky, son usados en el cálculo de tres de las
componentes de la tens ión efectiva, Te.
Kt-Factor de corrección por temperatura.- 76 -
La resistencia rotacional en los bastidores y la resistencia a la flexión de la cinta se
incrementan en tiempos fríos de operación. En fríos extremos debe ser usado el
lubricante apropiado para prevenir la excesiva resistencia a la rotación en los
bastidores. Kt es un factor multiplicador que incrementará el valor calculado de la
tensión de la cinta para cubrir así, el aumento de la resistencia por la baja temperatura.
La figura 6.1 da los valores del factor Kt para determinados valores de temperatura
ambiente.
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Kx-Factor por fricción del bastidor.La resistencia por fricción de los rodillos a rotar y la resistencia al deslizamiento entre la
cinta y los rodillos del bastidor pueden ser calculadas por el uso del factor multiplicador
Kx. Kx se refiere a la fuerza en lbs por ft de longitud de conveyor para rotar los rodillos
de los bastidores, de carga y de retorno, cubriendo también la resistencia por
deslizamiento de la cinta sobre los rodillos de los bastidores ; el valor de Kx para la
rotación de los rodillos de los bastidores de carga, es calculado con la ecuación (3); no
obstante, para los rodillos de retorno Kx está incluido en el factor 0.015.
La resistencia en los bastidores a la rotación está primeramente en función de la
resistencia en los cojinetes y sellos de grasa.
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Un rodillo de bastidor típico equipado con cojinetes antifricción y soportando una carga
de 1000 lbs, requerirá de una fuerza de giro periférica en el rodillo del bastidor de 0.5 a
0.7 lbs para vencer la fricción del cojinete. El molido de la grasa en el cojinete y en el
sello requerirá una fuerza adicional, generalmente independiente de la carga sobre el
rodillo del bastidor.
Bajo condiciones normales la fricción por la grasa y los sellos, con una buena
lubricación, variará de 0.1 a 2.3 lbs por bastidor, dependiendo del tipo de bastidor, los
sellos, y las condiciones de la grasa.
La resistencia al deslizamiento entre la correa y los rodillos del bastidor se genera
cuando los rodillos no están a 90º con el movimiento de la cinta. Después de la
instalación inicial, algo de desalineación deliberada del bastidor es a menudo una ayuda
en el guiado de la cinta. Aún en las mejores instalaciones se requiere de esta práctica.
Pero si hubiese exceso de desalineación se incrementaría la fricción, cosa que debería
evitarse.
Algunos bastidores acanalados son diseñados para operar con un pequeño grado de
sesgo hacia un lado u otro en la dirección del viaje de la cinta para ayudar al guiado de
la misma. Este ladeo da origen a un ligero incremento de la fricción por deslizamiento
que deberá ser tomada en cuenta en la fórmula del cálculo de la potencia.
Los valores de Kx pueden ser calculados con:
Kx = 0.00068*(Wb + Wm) + Ai/Si, lbs por ft de longitud de cinta
(3)
Ai = 1.5 para los rodillos de diámetro 6 pulgadas, C6, D6
Ai = 1.8 para los rodillos de diámetro 5 pulgadas, A5, B5, C5, D5
Ai = 2.3 para los rodillos de diámetro 4 pulgadas, A4, B4, C4
Ai = 2.4 para los rodillos de diámetro 7 pulgadas, E7
Ai = 2.8 para los rodillos de diámetro 6 pulgadas, E6
Para transportadores declinados que sean regenerativos, como criterio conservador se
toma Ai = 0.
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Los valores tabulados arriba son promedios. En caso de transportadores muy largos,
se deberá recurrir a las asociaciones de fabricantes para valores específicos de Ai.
Ky-Factor para el cálculo de la fuerzas por flexión de la correa y de la carga sobre los
bastidores.Ambas resistencias desarrollan fuerzas de tensión en la correa, y Ky es un factor
multiplicador que se usa para el cálculo de esas tensiones.
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La tabla 6 -2 da para diferentes longitud de conveyor, los valores de Ky para los
bastidores de carga, que como se observa, varían con el peso de la cinta y de la carga,
el espaciamiento Si, y la pendiente del ángulo que el transportador tiene con la
horizontal. Para otros espaciamientos no contemplados en esta tabla, se deberá utilizar
la tabla 6-3 la cual introduce un factor de corrección en la determinación de Ky.
Ejemplo 1.Para un conveyor cuya longitud es de 800 ft, la suma de los pesos de la carga mas la
correa es150 lbs por ft, y con una pendiente del 12%, el valor de Ky en la tabla 6-2 es
0.017. Este valor de Ky es correcto solo para un espaciamiento de 3.0 ft. Si se ha de
usar un espaciamiento de 4.0 ft, con la tabla 6-3 y los valores de referencia de Ky, en el
inicio de la tabla se observa que el valor de 0.017 se encuentra entre los valores de
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referencia 0.016 y 0.018. Haciendo una interpolación con el valor de Ky correspondiente
al espaciamiento de 4.0 ft, el valor corregido de Ky es 0.0186.
Ejemplo 2.Para un conveyor de longitud 1000 ft, (Wb+Wm) igual a 125 lbs por ft, y pendiente de
12%, el valor de Ky de la tabla 6 -2 (interpolando) es 0.0165. Este valor es correcto
solamente para un espaciamiento de 3.5 ft. Si se hubiese necesitado un espaciamiento
de 4.5 ft, la tabla 6 -3 muestra que el valor 0.0165 yace entre las referencias 0.016 y
0.018. Tomando el valor de 4.5 ft para (Wb+Wm) = 100 (entre 0.0184 y 0.021) y
(Wb+Wm) = 150 (entre 0.0188 y 0.0213), con la interpolación, el valor correcto de Ky es
0.0192 (Hágalo Ud).
Los valores de Ky en las tablas 6 -2 y 6 -3 son aplicables a transportadores hasta 3000 ft
de longitud con una sola pendiente y una flecha máxima del 3% de la cinta entre los
bastidores acanalados, y entre los de retorno. El espaciamiento de los bastidores de
retorno es nominalmente 10 ft y un cargado de cinta uniforme y continuo.
La ecuación (4), que se establecerá mas adelante, provee valores de Ky para los
bastidores de carga de transportadores de los cuales la longitud, el número de
pendientes, y/o las tensiones promedios exceden las limitaciones especificadas antes
cubiertas por las tablas 6-2 y 6-3. La ecuación será aplicable en transportadores donde
la tensión promedio de la cinta sea de 16000 lbs ó menos. Para determinar el factor Ky,
en transportadores de esta clase, se hace necesario primero, asumir un valor tentativo
de la tensión promedio. (El método grafico para la determinación de la potencia del
transportador puede ser de mucha ayuda para estimar el valor tentativo inicial de la
tensión promedio de la cinta).
Después de estimar la tensión promedio de la cinta y seleccionar el espaciamiento del
bastidor, se usará la tabla 6 -4 obteniendo los valores de A y B para la ecuación:
Ky = (Wm + Wb)*A*10E-4 + B*10E-2
(4)
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Usando la ecuación (4), un valor para Ky puede ser determinado calculándose
seguidamente una tensión promedio de la cinta. La comparación de esta tensión
promedio calculada con el valor tentativo original, determinará la necesidad de asumir
otro valor promedio de tensión, que en caso de ser necesario, se recalcula Ky y con ello
un segundo valor de tensión promedio; esto podrá repetirse hasta conseguir que el
valor de la última tensión calculada sea razonablemente cercana a la estimada.
No hay valores de Ky tabulados ó ecuación matemática para determinar Ky en
transportadores que puedan tener una tensión promedio que exceda las 16000 lbs. Un
valor razonable que puede ser usado en los cálculos, es tomar Ky igual a 0.016. Esto
sugiere que el valor de Ky es considerado mínimo; por tanto, se debe consultar a las
compañías expertas en algunas aplicaciones específicas.
La fuerza que resulta de la resistencia de la cinta a flexión cuando ésta se mueve sobre
los bastidores de retorno, se calcula de la misma manera que con los bastidores de
carga, excepto que se toma el valor constante de 0.015 (que como se observa en la
fórmula de Te ya incluye el roce por deslizamiento) para Ky.
La resistencia a la flexión de la cinta sobre los rodillos de los bastidores, es una función
de la construcción de la cinta, del espesor de la cubierta e indentación en el rodillo del
bastidor, el tipo de componente de la goma, el diámetro del rodillo y la temperatura
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además de otros factores. La resistencia de flexión de la cinta se incrementa cuando
baja la temperatura.
La resistencia del material a la flexión sobre los rodillos de los bastidores, es función de
la tensión de la cinta, el tipo de material, el perfil de la sección transversal de la carga, y
del espaciamiento de los bastidores. Las mediciones indican que el factor más
importante es la tensión de la correa, ya que éste controla la cantidad de flexión de la
carga. La figura 6.2 muestra esta relación para un espaciamiento típico.
Para un peso dado por ft de cinta y carga, la resistencia al corrido, en lbs por lb de
carga, decrece con el incremento de la tensión. Para una tensión de cinta dada, la
resistencia al corrido, en lbs por lb de carga, se incrementa con el aumento de la
cantidad de carga. Sin embargo, la resistencia al corrido no es proporcional al peso de
la carga.
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Compilación de los componentes de Te.Los factores Kt, Kx, y Ky deben ser evaluados, como primer paso, para calcular ciertas
tensiones que forman parte de la suma total que constituye la tensión efectiva Te
requerida en la polea de accionamiento. El procedimiento para el cálculo de esas
tensiones es como sigue:
1. Tx : resistencia friccional de los bastidores de carga y de retorno, en lbs
Tx = L*Kx*Kt
2. Tyb : resistencia de la correa a flectar cuando se mueve sobre los bastidores, lbs
Tyc : para bastidores de carga,
Tyc = L*Ky*Wb*Kt
Tyr : para bastidores de retorno,
Tyr = L*0.015*Wb*Kt
luego Tyb = Tyc + Tyr
Tyb = L*Ky*Wb*Kt + L*0.015 * Wb*Kt
= L*Wb*Kt*(Ky + 0.015)
3. Tym : resistencia del material a flectar cuando cabalga en la cinta sobre los
bastidores, lbs
Tym = L*Ky*Wm
4. Tm : fuerza necesitada para levantar ó bajar la carga (material), lbs
Tm = ±H*Wm
5. Tp : resistencia de la cinta a flectar alrededor de la polea más la resistencia de la
polea a rotar sobre sus cojinetes, lbs
La fricción en la polea proviene de dos fuentes. Una fuente es la resistencia de la
correa a flectar sobre las poleas, la cual es una función del diámetro de la polea y de la
rigidez de la correa. La rigidez de la correa depende de la temperatura del ambiente y
de su misma construcción.
La otra fuente de fricción en la polea es la resistencia de la polea a rotar, la cual es
función de la fricción del cojinete en la chumacera, el lubricante y la fricción del sello.
La fricción del cojinete en la chumacera depende de la carga sobre el mismo; pero la
fricción por el lubricante y el sello generalmente son independientes de la carga.
- 88 -
Ya que la fricción de la polea de accionamiento no afecta la tensión de la cinta, no se
ha de tomar en cuenta en el cálculo matemático de la tensión; sin embargo, debe ser
incluida en la determinación de la potencia total en el eje del motor.
La tabla 6-5 provee valores por libras de tensión de correa, requeridos para la rotación
de cada una de las poleas sobre el conveyor.
Tp se toma como el total de las tensiones de la cinta requeridas para rotar cada una de
las poleas sobre el conveyor.
6. Tam : fuerza para acelerar el material continuamente desde que es montado dentro
de la cinta.
Cuando el material es descargado desde un chute ó un alimentador al transportador,
no se puede asumir que el material se está moviendo en la dirección del viaje de la
cinta ni a la velocidad de la cinta, aunque pueda darse el caso por algunos instantes.
Normalmente, el material cargándose dentro de la cinta viaja a una velocidad más baja
que la de la cinta. La dirección del flujo de material puede no estar completamente en la
dirección de la cinta. Por lo tanto, el material debe ser acelerado hasta la velocidad de
la cinta en la dirección del viaje de la cinta, dando origen a una tensión adicional
efectiva.
La Tensión Tam, puede derivar de la ecuación básica F = M*a, ó sea Tam = F = M*a
donde,
M : masa acelerada del material
W : peso del material acelerado
W = Q*2000/3600 lbs por segundo, Q en tph
g = 32.17 ft/s^2
M = W/g = Q*2000/(3600*32.2)
a : aceleración del material, ft/s^2
V : velocidad de diseño, fpm V/60, en fps
Vo : velocidad del material desde el momento en que entra en la cinta, fpm; Vo/60, en
fps
t : tiempo, en segundos
V/60 = Vo/60 + a*t
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a = (V - Vo)/(60*t)
Tam = [Q*2000/(3600*32.2)]*[(V - Vo)/(60*t)]
Luego,
Tam = 2.8755E-4*Q*(V - Vo)/t
La gráfica en la figura 6.3 da una manera conveniente de estimar la tensión de la cinta
Tam por la aceleración del material desde el momento en que entra en la cinta.
7. Tac : resistencia generada por los accesorios instalados en el conveyor. Los
accesorios del conveyor tales como trippers, plows, apiladores, dispositivos de limpieza,
y tablas delantales, usualmente adicionan tensión a la tensión efectiva Te. Esta tensión
adicional puede venir de las pérdidas por fricción causadas por los accesorios. Si los
accesorios levantan el material transportado, estarán adicionando fuerzas a la tensión
de la cinta.
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Ttr : tensión por trippers y apiladores
El halado adicional de la correa para deflectar sobre la polea y hacer rotar la polea
sobre sus cojinetes, puede ser tomado desde la tabla 6-5.
La fuerza que se necesita para levantar el material sobre la unidad puede ser calculada
por la fórmula:
Tm = H*Wm, en lbs.
La resistencia a la fricción de los bastidores, correa, y material debería incluirse con las
del resto del conveyor.
Tpl : resistencia de fricción por plows
El uso de un desviador en un conveyor requerirá de una tensión adicional de la cinta
para vencer el desvío propio y la resistencia por fricción que se desarrolla.
Ya que en una cinta plana pueden fijarse más de un desviador, rara vez se coloca más
de uno al mismo tiempo sobre el mismo camino de la cinta. Sin embargo, cuando se
usan plows proporcionales (con cada plow tomando una fracción de la carga desde la
cinta) dos ó hasta tres plows separados, pueden estar simultáneamente en contacto
con el camino de carga de la cinta.
Para aproximar la cantidad adicional de halado, que normalmente se requerirá por un
buen ajustado, y por plows con zapatas de goma, la tabla 6 -6 proporciona algunos
valores aproximados que pueden ser usados.
Tbc : tensión por mecanismos de limpieza
Los raspadores ó barredores adicionan tensión directamente al halado de la cinta.
Algunas veces más de uno de estos dispositivos son empleados en una simple cinta. El
halado que generalmente de ellos se requiere, es de 2 a 3 lbs por pulgada de ancho de
paleta de cada raspador empleado.
Los cepillos rotatorios y similares sistemas rotatorios de limpieza, no aportan apreciable
tensión de halado si se manejan independientemente y tienen su ajuste correcto; pero,
si están manejados desde el eje de accionamiento del conveyor, una adecuada
potencia adicional deberá ser incorporada para la operación de dichos mecanismos.
Para el valor de esta fuerza se debe consultar a los especialistas.
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Tsb : fricción por delantales
La fuerza requerida para vencer la fricción en los delantales, por ft de conveyor
delanteado, es normalmente mas grande que la fuerza para mover la cinta cargada
sobre los bastidores. En algunos casos, la fricción por los delantales resulta bastante
significativa.
Cuando la longitud total del conveyor es un número grande de veces la porción de los
delantales, la potencia requerida por éstos sería relativamente pequeña al grado de que
pudiera despreciarse. De todos modos, hay que hacer una evaluación.
Cuando el espaciamiento de los delantales es las dos terceras partes del ancho de la
correa, la altura del material que roza con los delantales no deberá ser mas d el 10% del
ancho de la correa; con un ángulo de carga no mayor de 20º se podrán usar bastidores
acanalados de 20º.
Una vez que la sección transversal de la carga de la cinta ha sido determinada, la
fricción del delantal puede ser calculada para encontrar la presión total del material
contra el delantal, multip licando ese valor por el coeficiente apropiado de fricción del
material manejado. La presión del material contra el delantal puede calcularse
asumiendo que la cuña del material contenido entre la tabla vertical y el ángulo de
reposo del material es soportada igualmente por el delantal y la correa. En la siguiente
fórmula se expresa lo dicho:
P = Lb*dm*hs^2/288*(1 – senf )/(1 + senf )
Donde,
P : fuerza total contra una tabla delantal, lbs
Lb : longitud del delantal, ft, una tabla
dm : densidad aparente del material, lbs por ft cúbico
hs : altura del material tocando la tabla delantal, inch
f : ángulo de reposo del material, grados
La densidad aparente, el ángulo de reposo, y la constante, todos estos términos
podemos considerarlos dentro de un solo factor que denominaremos Cs, que se podrá
tabular por tipo de material.
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Su fórmula es:
Cs = 2*dm/288*(1 - senf )/(1 + senf )
T = Cs*Lb*hs^2
Donde, T : tensión de la cinta para vencer la fricción de dos tablas delantales, lbs
Cs : factor para varios materiales, tabla 6-7
A esta fricción se le deben sumar 3 lbs por cada pié lineal de cada delantal, para
vencer la fricción del bordeado d e goma del delantal, cuando sea usado contra la cinta.
Así:
Tsb = T + 2*Lb*3
= Cs*Lb*hs^2 + 2*Lb*3
= Lb*(Cs*hs^2 + 6)
Sumatoria de las componentes de Te
La sumatoria de las fuerzas que componen la tensión efectiva Te se resume en tres
grupos:
1) Las que están relacionadas con la cinta y los bastidores (por fricción, doblez, flexión
y temperatura).
2) Las fuerzas relacionadas con el material (por flexión, subidas y bajadas), y
3) Las correspondientes a las poleas y los accesorios; se incluye aquí, la aceleración
del material.
Sobre la fórmula para el cálculo de la potencia.La potencia requerida para el transportador de cinta, teniendo una tensión efectiva Te y
una velocidad de diseño V, la calculamos por:
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HP = Te*V/33000
Sustituyendo a Te por las fuerzas que la componen tenemos:
HP = V/33000*[L*Kt*(Kx + Ky*Wb + 0.015*Wb) + Wm*(L*Ky ± H) + Tp + Tam +
Tac]
El motor encargado de accionar el conveyor completamente cargado, sin llegar a
sobrecalentarse pudiera no ser capaz de acelerar el conveyor desde el reposo hasta la
velocidad de diseño. Para asegurar una adecuada capacidad de arranque deben existir
las siguientes condiciones. Primero, que el torque de arranque del motor debería ser
aproximadamente el doble del torque necesario para vencer fricción total del conveyor,
pese a cualquier posible deficiencia de voltaje que pudiera existir durante el periodo de
aceleración. Esto pudiera no ser cierto para largos transportadores horizontales ó
declinados.
Segundo, la curva de velocidad-torque del motor no debería caer por debajo de la línea
trazada desde el torque a rotor parado hasta la línea del torque normal de operación a
full velocidad. Esto se explicará en el capítulo doce, titulado "Motores y controles".
Mediante ejemplos se ilustrará el uso de las ecuaciones necesarias para determinar la
tensión efectiva Te, en la polea de accionamiento y la potencia para operar el conveyor.
También se podrá estimar el cálculo aproximado de la potencia requerida (horsepower)
por medio de diagramas establecidos (soluciones gráficas), como método rápido y
relativamente simple.
Generalmente, una solución grafica proveerá un valor un tanto conservativo de la
potencia requerida. No obstante, se debe reconocer que no es práctico incorporar todos
los elementos del diseño dentro de una simple solución gráfica.
El método gráfico debe ser usado con pleno conocimiento del método analítico a objeto
de que se puedan establecer ajustes que den cuenta a situaciones inusuales. En todo
caso, se recomienda que el diseño final se base en el método analítico.
Relaciones de la polea de accionamiento.- 94 -
La fuerza requerida para manejar un transportador de cinta debe ser trasmitida desde
la polea de accionamiento a la cinta por medio de la fricción entre sus dos superficies.
Y, la fuerza requerida para frenar un conveyor regenerativo corriente abajo, se ha de
trasmitir de la misma manera.
Para trasmitir la potencia debe haber una diferencia de tensión en la cinta cuando ésta
entra y luego sale de la polea de accionamiento. Esta diferencia de tensión debe se
suplida por la fuente de poder del accionamiento. Las figuras 6.4 y 6.5 ilustran arreglos
típicos de accionamientos de una simple polea.
Debe notarse que si la potencia es trasmitida desde la polea a la cinta, la porción de
entrada de la cinta a la polea tendrá la tensión más grande, T1, y la porción de salida de
la cinta tendrá una tensión más pequeña, T2. Ahora, si la potencia es trasmitida desde
la cinta a la polea, como ocurre en un transportador regenerativo declinado, resulta
entonces que la tensión de salida de la cinta es mayor que la de entrada.
Un término de mucha importancia es el ángulo de abrace de la correa a la polea, el
cual está determinado por la porción de circunferencia de contacto entre la cinta y la
polea.
Factor de abrace, Cw.El factor de abrace es el valor matemático usado en la determinación de la tensión
efectiva Te, y su desarrollo depende de la polea de accionamiento. La Te que puede ser
desarrollada está gobernada por el coeficiente de fricción existente entre la polea y la
cinta, el abrace, y los valores T1 y T2.
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La siguiente fórmula será usada para evaluar la relación de accionamiento de la polea.
Cw = T2/Te = 1/(e^(f*?) - 1)
Donde,
Te = T1 - T2 : tensión efectiva de la cinta, lbs
T1 : tensión del lado tenso, lbs
T2 : tensión lado flojo, lbs
e : base de los logaritmos neperianos (2.718)
f : coeficiente de fricción entre la superficie de la polea y la de la cinta ( polea
sin revestir 0.25, y revestida 0.35)
? : ángulo de abrace entre la correa y la polea, en radianes (un grado = 0.0174
radianes)
Para valores de Cw ver tabla 6-8
Debe notarse que el factor de abrace no determina T2 sino que solamente establece su
mínimo valor de seguridad para una correa seca.
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Con una correa y polea mojadas se reducirá sustancialmente la potencia a ser
trasmitida por una baja del coeficiente de fricción entre las superficies. Algunas ventajas
como revestimientos y ranurados en la polea, pueden aminorar el problema. Empero, la
mejor solución es mantener el lado de accionamiento de la cinta, seco. Si esto resultase
difícil, el incremento del abrace pudiera servir de ayuda; ó también, por algún medio
incrementar la tensión del lado flojo T2, lo cual puede hacerse incrementando el
contrapeso en el compensador de gravedad.
Factor de abrace con un compensador de tornillo.Cuando se usa un compensador de tornillo, la tabla 6-8 indica el factor incrementado;
éste es necesario para proveer suficiente tensión en el lado flojo T2, y poder manejar el
conveyor a pesar de la cantidad de esfuerzos sumados a la cinta para lo cual el
compensador de tornillo no hace previsión automática.
Angulo de abrace ? theta (arco de contacto). Hasta ahora se ha visto que la relación entre la tensión lado tenso T1 y la tensión lado
flojo T2, está comprometida con el ángulo de abrace y el coeficiente de fricción entre las
superficies de la correa y la polea.
El ángulo de abrace alrededor de la polea de accionamiento puede variar con la
colocación de una pequeña polea deflectora para agrandarlo, ó para ángulos mas
grandes se suplirían en condicio nes apropiadas unidades de potencia separadas para
mas de una polea de accionamiento.
La tabla 6-9 da los límites de abrace según el tipo de accionamiento de polea.
Para la mayoría de los casos, la correa tendrá un ángulo de abrace alrededor de la
polea de accionamiento entre 180º y 240º.
A menudo, es necesario hacer arreglos de accionamientos con ángulos de abrace mas
grandes de 180º. Esto se logra colocando una polea deflectora que pudiera extender el
ángulo hasta 240º. Sin embargo, el uso de esta pequeña polea está sujeto a las
siguientes limitaciones: 1) El diámetro de la polea deflectora está limitado por las
especificaciones de la correa; 2) El espacio adecuado que hay que dejar entre las
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coronas de las poleas para enhebrar el conveyor a la hora de un reemplazo de la
correa; 3) La dirección de salida desde la polea deflectora (mas la luz para los
sujetadores, entre otros) debe estar mas abajo de la plancha de cubierta ó sobre la
parte de abajo de los bastidores de carga. Estas limitaciones pueden en la mayoría de
los casos restringir el uso de accionamientos con colocación de poleas deflectoras, para
conseguir ángulos de abrace que no excedan los 240º.
Si se requieren de ángulos de abrace mas grandes, deberá recurrirse muy
probablemente a un accionamiento de polea doble.
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Accionamientos de doble polea.Un accionamiento de doble polea usa dos ó más motores separados, uno ó más
mecanismos de accionamiento, tanto para la polea primaria como para la secundaria.
La tabla 6 -8 muestra el mayor factor de abrace Cw del que se llega a disponer cuando
se usa un accionamiento con doble polea. Con esta disponibilidad de abrace se puede
lograr bajar la máxima tensión de la cinta, una mayor eficiencia, y hasta una baja en los
costos de diseño del conveyor.
En cualquier sistema donde dos poleas de accionamiento estén involucradas, la polea
secundaria partirá hacia fuera con cierto valor de tensión T2 como contingencia para su
ángulo de abrace y el factor de fricción aplicable, produciendo luego un valor T3 tal que:
T1 - T3 = Tep (accionamiento primario)
T3 - T2 = Tes (accionamiento secundario)
Tep + Tes = Te (accionamiento total para el conveyor)
El valor de T3 para la polea secundaria, es claramente el solo valor disponible para ser
usado como la tensión del lado flojo en el accionamiento primario precedente. Dicho
valor sumado a Tep para la polea primaria, produce T1. Y la suma de la secundaria Tes
y la primaria Tep dan e l total de las dos poleas de accionamiento ó sea Te.
Para un máximo de eficiencia de un sistema dual, es decir dos poleas de
accionamiento ó, accionamiento doble como también se le llama, es evidente que el
tamaño en proporción de los dos motores empleados debe estar relacionado
apropiadamente con los ángulos de abrace y los coeficientes de fricción de las
respectivas poleas.
La relación de tensión lado tenso entre lado flojo de cada accionamiento da la
constante que se aplicaría para al accionamiento total. Dicho de otra manera, T1/T3
multiplicado por T3/T2 nos dará T1/T2, con tal que las condiciones de accionamiento
sean las mismas para ambas poleas. No obstante, si el accionamiento primario utilizase
el lado limpio de la cinta mientras el secundario opera sobre el lado sucio, el coeficiente
de fricción y el factor de abrace para la polea secundaria variarían, conllevando esto a
una investigación de la relación de tensión.
Para cualquier sistema de accionamiento que utilice más de una polea de
accionamiento, es preferible que se haga un arreglo usando poleas dobladoras ó
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deflectoras con la finalidad de que las poleas de accionamiento puedan trabajar sobre el
mismo lado limpio de la cinta.
A continuación la terminología y las ecuaciones que ayudarán a evaluar las relaciones
de tensión en los accionamientos de doble polea.
T3 : tensión de la cinta entre las poleas de accionamiento primaria y secundaria
Cws : factor de abrace para la polea de accionamiento secundaria
Cwp : factor de abrace para la polea de accionamiento primaria
Cw : factor de abrace combinado para ambas poleas de accionamiento
Tes : tensión efectiva sobre el accionamiento secundario
Tep : tensión efectiva sobre el accionamiento primario
T2 = Te*Cw
T1 = T2 + Te
T1 = Tep + T3
T3 = T2 + Tes
Cwp = T3/Tep
Cws = T3/Tes - 1
Te = Tes + Tep
de donde
T2 = (Tes + Tep)*Cw
por definición Tes = T2/Cws
por definición Tep = T3/Cwp
T3 = T2 + Tes
de donde
Tep = (T2 + Tes)/Cwp
sustituyendo
T2 = (T2/Cws + (T2 + Tes)/Cwp)*Cw y resolviendo con T2 =
Tes*Cws
implica que
Cw = Cws*Cwp/(Cwp + Cws + 1)
Ejemplo: si los ángulos de abrace del accionamiento primario y secundario son 180º y
220º respectiv amente, y se trata de poleas revestidas, implica que:
Cws = 0.35 para 220º
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Cwp = 0.50 para 180º
Cw = 0.095 para un ángulo total de 400º interpolando entre 380º y 420º,
luego usando la fórmula se tiene:
Cw = 0.50*0.35/(1 + 0.35 + 0.50) = 0.0945
Las tensiones exteriores de un accionamiento dual son las mismas que las de un
accionamiento simple.
Una parte de la tensión efectiva Te es tomada sobre la polea de accionamiento
primario y la otra sobre la secundaria. Usando dos motores, la relación de Tep a Tes es
la relación de potencia de los dos motores.
Por ejemplo, si la potencia total calculada es 250 hp, ésta pudiera ser suplida,
aceptando las pérdidas del accionamiento, por el uso de un accionamiento primario de
200 hp y uno secundario de 75 hp con una eficiencia de accionamiento total del 90% se
tendría lo siguiente:
La primera polea tomaría
(200/275)*250 = 182 hp
La secundaria tomaría
(75/275)*250 = 68 hp
Si la velocidad de la cinta es de 400 fpm, implica
Tep = 182*33000/400 = 15000 lbs
Tes = 68*33000/400 = 5625 lbs
Y
Tep/Tes = 15000/5625 = 2.67 (Sencillamente 182/68)
Arreglos de accionamientos.La selección y el diseño final de un arreglo de conveyor accionado, están influenciados
por varios factores que incluyen, los requerimientos de rendimiento, la ubicación física
preferida, y el costo relativo de los componentes y la instalación.
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Las figuras 6.6A a la 6.7F ilustran algunas de las combinaciones de arreglos y sus
accionamientos en transportadores.
Pero en definitiva, el perfil del arreglo dependerá de la situación particular que se
presente.
Note que los arreglos que se ilustran que están sustancialmente cuesta abajo, son
regenerativos (Se indica en los título s).
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Tensiones máximas y mínimas en las cintas.Para los perfiles y arreglos motrices mostrados, se discutirán las tensiones máximas y
mínimas, y se darán los procedimientos de cálculo de la tensión de la cinta en cualquier
punto del conveyor.
Las fórmulas aplicables serán referidas a varios perfiles con accionamientos simples.
Las tensiones involucradas en accionamientos múltiples, se tratarán separadamente.
Máxima tensión de la cinta.La máxima tensión de operación de la cinta se define como la tensión que ocurre
cuando la cinta está transportando la carga de diseño continuamente desde el punto de
cargado hasta el punto de descarga.
La máxima tensión de operación ocurre usualmente en el punto de descarga de un
transportador horizontal ó inclinado, y en el punto de carga de un transportador
declinado regenerativo. En transportadores combinados la tensión máxima
frecuentemente ocurre en cualquier parte.
La localización y magnitud de la tensión máxima de operación deben ser determinadas
para la selección de la cinta.
Para los detalles sobre las tensiones de la cinta se deben observar las figuras 6.8 a
6.16.
Los transportadores que tienen secciones horizontales y secciones subiendo ó
bajando, pueden tener su tensión máxima en puntos diferentes al de una polea terminal,
teniendo luego que calcularse las tensiones por secciones horizontales y con
pendientes, separadamente, ó sea como si se tratasen de transportadores separados.
Una tensión máxima puede ocurrir por un periodo muy corto, por ejemplo, un conveyor
con un perfil que contiene una inclinación, una declinación y luego otra inclinación,
puede generar una alta tensión de operación cuando solamente la inclinada está
cargada y la declinada está vacía. Esta situación debe ser considerada en la selección
de la cinta y equipamiento del conveyor.
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Tensión máxima de arranque y parada.El torque de arranque de un motor eléctrico puede ser más de dos veces y media la
capacidad del motor a carga completa. Pero, tal torque pudiera originar una tensión de
arranque unas cuantas veces mayor a la tensión de operación escogida. Para la
prevención del debilitamiento progresivo de los empalmes y la subsecuente falla, tales
arranques con tensiones máximas deberían ser evitados (ver capítulo 12). También se
presenta el mismo problema con la tensión si la cinta se lleva al reposo muy
rápidamente, especialmente un conveyor declinado; la inercia de la cinta cargada puede
producir una tensión muy alta.
La tensión máxima recomendada generalmente para el arranque de la cinta es de un
150% de la tensión de trabajo permisible de la correa.
En transportadores con tensiones de 75 lbs por pulgada de pliegue de cinta, ó el
equivalente, la máxima tensión puede llegar al 180%.
Para los valores permitidos en el diseño final se debería consultar a los fabricantes de
equipos y de cintas.
Mínima tensión de la cinta Tmin.Para los transportadores a los cuales no se les sobrecarga el accionamiento, la mínima
tensión sobre el camino de carga usualmente ocurre en el extremo de cola
(alimentación); para los transportadores que si se les sobrecarga su accionamiento, la
mínima tensión ocurrirá en el extremo principal (descarga).
La localización y la magnitud de las tensiones mínimas se dan con los perfiles y
accionamientos mostrados en las figuras 6.8 a 6.16
Se observará que la tensión mínima está influenciada por, T2 tensión requerida por el
accionamiento sin que haya deslizamiento de la cinta sobre la polea, y también por la
tensión To que limita la flecha de la cinta en el punto de tensión mínima. Por tensión
mínima se tomará el valor mayor calculado. Si la To que limita la flecha es más grande
que la Tmin producida por T2 que es la tensión necesaria para que no haya
deslizamiento, una nueva T2 se calculará usando To y considerando la tensión de Tb, y
la fricción Tyr.
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Las fórmulas para el cálculo de T2, teniendo To, Tb; y Tyr, están dadas para cada perfil
y arreglo.
Relaciones de tensión y flecha de la cinta entre los bastidores.Uno de los requerimientos mayores, que se mencionó en el capítulo 5, fue la necesidad
de limitar la flecha de la cinta entre los bastidores para evitar derramamiento del
material transportado por los bordes de la cinta. La flecha entre los bastidores está
directamente relacionada con el peso del material y la cinta, el espaciamiento de los
bastidores, y la tensión de la cinta.
Espaciamiento graduado de los bastidores acanalados.Para transportadores de cinta con largos centros, es práctico variar el espaciamiento
de los bastidores emparejando la flecha catenaria de la cinta cuando la tensión se
incrementa.
La ecuación básica para la flecha en una catenaria puede expresarse como sigue:
Sag = W*Si^2/(8*T)
Donde
W : peso del material mas el peso de la cinta, lbs por ft
Si : espaciamiento del bastidor, ft
T : tensión en la cinta, lbs
La fórmula básica de la flecha también se puede expresar así:
y = Si^2*(Wb + Wm)/(8*T)
y: flecha entre bastidores
La experiencia ha mostrado que cuando un conveyor presenta una flecha mayor del
3% de la luz entre los bastidores, ocurre derramamiento de la carga. Para el 3% la
ecuación se transforma en:
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Si^2*(Wb + Wm)/(8*T) = 3*Si/100
Seguido, una simplificación de la ecuación para una tensión mínima que produzca
varios porcentajes de flecha que se aceptarían como límites según el caso.
Para 3% de flecha, To = 4.2*Si*(Wb + Wm)
Para 2% de flecha, To = 6.25*Si*(Wb + Wm)
Para 1.5% de flecha, To = 8.4*Si*(Wb + Wm)
La tabla 6-10 recomienda algunos valores de flecha para varias condiciones de carga
completa.
El espaciamiento graduado debería calcularse atendiendo a un valor determinado de
flecha según las siguientes limitaciones. O sea que: 1) Debería mantenerse una flecha
máxima del 3% cuando la cinta esté operando con una carga normal. 2) Una flecha
máxima del 4.5% cuando la cinta cargada está parada. 3) El espaciamiento del bastidor
no debería exceder el doble del espaciamiento normal sugerido de los bastidores
acanalados que se listan en la tabla 5-2. 4) La carga sobre cualquier bastidor no
debería exceder la capacidad de carga del bastidor, dada en el capítulo 5.
El número de variaciones de los espaciamientos debe estar basado en aspectos
prácticos, tales como la relación estructural con el número de secciones montantes con
la soportería del conveyor, en especial cuando se busca que los costos de fabricación
no resulten excesivos.
Usualmente el espaciamiento de los bastidores acanalados varía en incrementos de 6
pulgadas.
Generalmente el derramamiento, en cintas operando con bastidores acanalados de 20º
de canal, se previene limitando la flecha calculada a 3% del espaciamiento del bastidor.
Cuando se maneja material aterronado sobre cintas con bastidores de 35º, la tensión
se debería incrementar para reducir el porcentaje de flecha. Las cintas con profundidad
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de canal acentuada normalmente cargan una relativamente grande sección transversal
de carga que corresponde a material pesado (por pié de longitud). Esto hace que el
material ejerza una mayor presión sobre el lado del canal que tiende a causar mayor
flexión transversal de la cinta.
El propósito de incrementar la tensión mínima en cintas que operan con bastidores
mayores de 20º, es el de mantener la flexión transversal de la cinta en un mínimo
aceptable previniendo a la vez el derramamiento del material.
De igual manera, cuando se espera que aparezcan un porcentaje sustancial de
grandes terrones, donde el material va a incrementar su peso, se deberá pensar en el
incremento de la tensión mínima en los puntos más cercanos al cargado.
Tensión lado flojo T2.La mínima tensión requerida para accionar la cinta sin deslizamiento es el producto de
Te*Cw. Sin embargo, el valor a ser usado como tensión mínima sobre el camino de
carga es To, calculada con se hizo antes, sumándole algebraicamente Tb y Tyr, ó , la
calculada por Te*Cw; tomándose él que resulte mayor.
O sea,
T2 = To ± Tb ± Tyr
ó
T2 = Te*Cw
Se ha toma r el mas grande
Tensión Tb.El peso de la cinta en el camino de carga y/o de retorno, en conveyor con pendiente, es
cargado con la polea en la cima de la pendiente, lo cual debe ser considerado en el
cálculo de T2 en la fórmula anterior.
Tb = H*Wb
Donde
Wb : peso de la cinta, lbs por ft
H : cambio de elevación neta, ft
Tensión de fricción de la correa en el retorno Tyr.La fricción de la cinta vacía en el retorno contra los bastidores de retorno, se calcula
con:
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Tyr = 0.015*L*Wb*Kt
Donde L : longitud entre centros de las poleas terminales, ft
Kt : factor de corrección por temperatura (por encima de 32º, Kt = 1.0)
Tensiones de la cinta para transportadores con declinación marginal.Los descuentos hechos por pérdidas por fricción en un conveyor son considerados
como valores conservativos sobre todo cuando se trata del cálculo de la tensión
máxima regenerativa posible de un conveyor declinado.
Tensiones en la cinta para transportadores típicos.Para el cálculo de las tensiones en cualquier punto del perfil de estos transportadores,
las porciones con pendiente cero, inclinada, ó declinada deberían ser tratadas como
transportadores separados.
Tensión en cualquier punto X sobre la longitud de un conveyor.Con el objeto de entender claramente las fórmulas para evaluar la tensión de la cinta
en cualquier punto x sobre la longitud del conveyor, se hace necesario establecer la
siguiente nomenclatura:
Lx : distancia desde la polea de cola al punto x a lo largo del conveyor, en ft
Hx : distancia vertical desde la polea de cola hasta el punto x, ft
Tcx : tensión de la cinta en el punto x sobre el camino de carga, lbs
Trx : tensión de la cinta en el punto x sobre el camino de retorno, lbs
Tt : tensión de la cinta en la polea de cola, lbs
Thp : tensión de la cinta en la polea principal, lbs
Twcx : tensión, en el punto x sobre el camino de carga, como resultado del peso de la
cinta y el material cargado, lbs
Tfcx : tensión, en el punto x sobre el camino de carga, como resultado de la fricción,
lbs
Twrx : tensión, en el punto x sobre el camino de retorno como resultado del peso de la
cinta vacía, lbs
Tfrx : tensión, en el punto x sobre el camino de retorno como resultado de la fricción
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Twcx = Hx*(Wb + Wm)
Tfcx = Lx*(Kt*Kx + Ky*Wb) + Lx*Ky*Wm
Twrx = Hx*Wb
Tfrx = 0.015*Lx*Wb*Kt
Las fórmulas para Tcx y Trx son dadas para todos los perfiles con sus accionamientos
en las figuras 6.8 a 6.16. La fricción por las poleas libres ha sido omitida.
Análisis de tensiones en la cinta.Además del cálculo de la tensión efectiva de la cinta Te, la cual ocurre en la polea de
accionamiento, un diseñador debe considerar los valores de tensión que ocurren en
otros puntos del camino del conveyor.
La figuras 6.8 a 6.16 ilustran varios posibles conjuntos y perfiles de transportadores y el
análisis apropiado de tensiones. Algunos de estos ejemplos son más aplicados que
otros. Muchos de estos diagramas ilustran la posible ubicación del compensador TU
colocado en distintos lugares. No es usual colocar más de un compensador, y el sitio
preferido de ubicación debe ser estudiado.
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Tensiones en la cinta. Ejemplos .Un cálculo típico de las varias tensiones en una cinta transportadora con una simple
polea motriz se muestra a continuación:
Ejemplo 1.Calcular las distintas tensiones que se presentan en una cinta de 30 inch, de perfil
como el de la figura 6.8A, con 300 ft entre centros, y un levantamiento de 50 ft. Una
capacidad de 500 tph, un material a transportar con un densidad de 100 lbs por pié
cúbico a una velocidad de 350 fpm. La cinta es cargada sobre bastidores de 5 inch de
diámetro clase C5 con ejes de 3/4 de inch, rodillos extremos a 35º. Espaciamiento cada
3-1/2 ft. Peso de la cinta 15.0 lbs por ft y peso del material 47.5 lbs por ft con 50% de
terrón. Temperatura 60 ºF. Y una tensión Te ya calculada de 3030 lbs.
Paso 1.- Se determina Cw asumiendo polea revestida, compensador por gravedad, y
un abrace de 180º. De la tabla 6 -8 se tiene Cw = 0.50
Paso 2.- Se determina la tensión T2 mínima para el accionamiento, T2 = Te*Cw =
3030*0.50 = 1515 lbs; ahora, la tensión mínima permitida según la tabla 6-10 para una
flecha del 2% es:
To = 6.25*(Wb + Wm) = 6.25*3.5*(15.0 + 47.5) = 1367 lbs.
Usando la fórmula para la determinación de la tensión de fricción en el retorno de la
cinta, con
L = 300
Wb = 15
Kt = 1.0
Tyr = 0.015*L*Wb*Kt = 0.015*300*15*1 = 68 lbs, luego con la fórmula de T2
que contiene Tt la cual en principio se asume To, implica T2 = To + Tb - Tyr con Tb =
H*Wb = 50*15 = 750 lbs, se tiene
T2 = 1367 + 750 - 68 = 2049 lbs, que es el valor mínimo a usar como T2
ya que es mayor que 1515 lbs
Paso 3.- Luego se calcula T1, Tmax, y la tensión de compensación
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T1 = Tmax = Te + T2 = 3030 + 2049 = 5079 lbs
La tensión de compensación depende de la ubicación del compensador de gravedad.
Si la localización está cerca del extremo principal, la tensión de la cinta a compensar es
T2 menos aproximadamente 3 ft de correa (45 lbs), ó sea 2049 - 45 = 2004 lbs.
Si la localización del compensador está en la polea de cola, la tensión a compensar
será la misma To = 1367 lbs.
La fricción en las poleas no accionadas (ó libres), ha sido omitida.
-oUn típico cálculo de las tensiones cuando se tiene un accionamiento dual (dos poleas
de accionamiento) se da a continuación. Se trata de la figura 6.14A, pero, con el
accionamiento de la figura 6.7F.
Ejemplo 2.Datos:
Longitud del conveyor = 1200 ft
Velocidad de la cinta = 400 fpm
Te en las poleas motrices = 20625 lbs
Potencia requerida para el accionamiento = 250 hp
Total de la potencia en los motores = 275 hp
Motor primario = 200 hp
Motor secundario = 75 hp
Peso de la correa, Wb = 20 lbs por ft
Con ángulo de Abrace = 380º y poleas revestidas, según tabla 6-8 Cw = 0.11
Wm = 80 lbs por ft
H = 60 ft
Paso 1.- Cálculo de Tep y Tes
Tep = 200/275*250*33000/400 = 15000 lbs
Tes = 75/275*250*33000/400 = 5625 lbs
Paso 2.- Se calcula T2 como valor mínimo para evitar deslizamiento en la polea
secundaria:
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T2 = Te*Cw = 20625*0.11 = 2269 lbs
Paso 3.- Cálculo de T3, T3 = T2 + Tes = 2269 + 5625 = 7894 lbs
Paso 4.- Cálculo de T1, T1 = T3 + Tep = 7894 + 15000 = 22894 lbs
Paso 5.- Cálculo de Cwp y Cws:
Cwp = T3/Tep = 7894/15000 = 0.53, que requiere 180º de abrace
Cws = T3/Tes - 1 = 7894/5625 - 1 = 0.40, que requiere un abrace de 205º
Paso 6.- Chequear T2, usando la fórmula en la fig. 6.14A. Asumiendo espaciamiento
de 3 1/2 ft y accionamiento en la polea principal.
To = Tmin = 6.25*(Wb + Wm)*Si = 6.25*(20 + 80)*3.5 = 2188 lbs
Tyr = 0.015*L*Wb*Kt = 0.015*1200*20 *1 = 360 lbs
Tb = H*Wb = 60*20 = 1200 lbs,
luego
T2 = Tmin + Tb - Tyr = 2188 + 1200 - 360 = 3028 lbs
Como T2 en base a Tmin es mas grande que T2 en base a la prevención del
deslizamiento, se tomará el valor de T2 = 3028 lbs.
Paso 7.- Se procede a corregir los valores de T3, T1, Cws y Cwp
T3 = T2 + Tes = 3028 + 5625 = 8653 lbs
Tmax = T1 = T3 + Tep = 8653 + 15000 = 23653 lbs
Cws = T3/Tes - 1 = 8653/5625 - 1 = 0.54
Cwp = T3/Tep = 8653/15000 = 0.58
Se observa que con la mínima tensión T2 para evitar deslizamiento, basada en el paso
5, se requiere de un abrace de 205º para la polea motriz secundaria, y de 180º para la
polea motriz primaria; pero, una vez hecha la revisión del valor de T2, y de los factores
Cws y Cwp, en el paso 7, ambas poleas de accionamiento pudiesen trabajar con 180º
cada una. Con el fin de tener igual resistencia al deslizamiento, ambos accionamientos
deberían tener aproximadamente el mismo ángulo de abrace.
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Cálculos de la tensión de la cinta en cualquier punto .Los cinco ejemplos siguientes podrán aclarar el uso de las fórmulas para determinar la
tensión de la cinta en un punto x del conveyor.
Ejemplo 1.- La base para este ejemplo es el perfil del conveyor de la fig. 6.8A
Datos:
Correa de 48 inch
Wb = 15 lbs por ft
Wm = 106.6 lbs por ft
Bastidor acanalado, 20º, clase E6, de 6 inch de diámetro, espaciados a 3-1/2 ft,
factor Ai = 2.8
Bastidor de retorno, clase C6, de 6inch de diám., espaciados 10 ft
Kt = 1.0
Tt = To = 1788 lbs ya que To = Tmin aquí
Lx = 1000 ft
Hx = 31.3 ft
Para encontrar la tensión en el punto x sobre el camino de carga:
Tcx : tensión en el punto x sobre el camino de carga
Twcx : tensión por el peso de la cinta y el material en el punto x
Tfcx : tensión por la fricción sobre el camino de carga en el punto x
Tcx = Tt + Twcx + Tfcx
Twcx = Hx*(Wb + Wm) = 31.3*121.6 = 3806 lbs
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Tfcx = Lx*Kt*(Kx + Ky*Wb) + Lx*Ky*Wm con Kt = 1.0 luego,
Tfcx = Lx*[Kx + Ky*(Wb + Wm)]
Kx = 0.00068*(Wb + Wm) + Ai/Si = 0.00068*(15 + 106.6) + 2.8/3.5 = 0.833
Ky = 0.025 aprox. para el conveyor de 1000 ft (tabla 6 -2), con pendiente de
3.13%, Wb + Wm = 121.6 (usar 125 de las tablas), y espaciamiento estándar en los
bastidores de 3.5 ft
Tfcx = 1000*[0.883 + 0.025*(121.6)] = 3923 lbs
Tcx = 1788 + 3806 + 3923 = 9517 lbs
Para encontrar la tensión en el punto x sobre el camino de retorno:
Trx : tensión en el punto x sobre el camino de retorno
Twrx : tensión por el peso de la cinta en el punto x del camino de retorno
Tfrx : tensión por la fricción sobre el camino de retorno en el punto x
Trx = Tt + Twrx - Tfrx
Twrx = Hx*Wb = 31.3*15 = 470 lbs
Tfrx = Lx*0.015*Wb*Kt = 1000*0.015*15*1.0 = 225 lbs
Trx = 1788 + 470 - 225 = 2033 lbs
Ejemplo 2.- La base de este ejemplo es el perfil de la figura 6.8B usando algunos datos
del ejemplo anterior.
Lx = 1915 ft
Hx = 31.3 ft
Tt = 1788 lbs
La longitud de la porción horizontal es de 1565 ft, y la inclinada de 835 ft sobre una
pendiente del 9% aprox .
Para encontrar la tensión Tcx en el camino de carga en el punto x, se tiene:
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Tcx = Tt + Twcx + Tfcx
Twcx = Hx*(Wb + Wm) = 31.3*121.6 = 3806 lbs
Tfcx = Lx*[Kx + Ky*(Wb + Wm)] con Kt = 1.0
Tfcx se tomará en dos partes: primero para la porción horizontal y luego para la
inclinada.
Para la porción horizontal del camino de carga:
Kx = 0.883
Ky = 0.0277 con longitud 1565, 0º de pendiente, 121.6 ft cinta mas carga (pero
tomando 125 de las tablas), y espaciamiento estándar de 3 -1/2 ft
Luego, Tfcx horizontal = 1565*(0.883 + 0.0277*121.6) = 6653 lbs.
Para la inclinada en el camino de carga:
Kx = 0.883
Ky = 0.0217 para longitud del conveyor de 1915 ft, 1.63% de pendiente promedio,
carga mas cinta 121.6 lbs (usamos 125), y espaciamiento de 3-1/2
Tfcx inclinada = 352*(0.883 + 0.0217*121.6) = 1240 lbs donde los 352 ft son a lo
largo de la porción inclinada desde su comienzo hasta el punto x, luego el total de Tfcx
es:
Tfcx = 6653 + 1240 = 7893 lbs
Tcx = 1788 + 3806 + 7893 = 13487 lbs
Para encontrar el Trx en el camino de retorno en el punto x, tenemos que:
Trx = Tt + Twrx - Tfrx
Twrx = Hx*Wb = 31.3*15 = 470 lbs
Tfrx = Lx*0.015*Wb*Kt = 1915*0.015*15*1.0 = 431 lbs
Trx = 1788 + 470 - 431 = 1827 lbs
Ejemplo 3.- Basado en el perfil de la figura 6.8C y usando datos de los ejemplos 1 y 2
anteriores.
- 129 -
Lx = 350 ft, 9% de pendiente
Hx = 31.3 ft
Tt = 1788 lbs
Para Tcx en el punto x del camino de carga, se tiene:
Tcx = Tt + Twcx + Tfcx
Twcx = Hx*(Wb + Wm) = 31.3*121.6 = 3806 lbs
Tfcx = Lx*[Kx + Ky*(Wb + Wm)] con Kt = 1
Kx = 0.883
Ky = 0.0293 para longitud 350 ft, pendiente 9%, peso de la carga mas la cinta
121.6 (usamos 125), y espaciamiento estándar 3-1/2
Tfcx = 350*(0.883 + 0.0293*121.6) = 1556 lbs
Tcx = 1788 + 3806 + 1556 = 7150 lbs
Trx en el punto x en el camino de retorno:
Trx = Tt + Twrx - Tfrx
Twrx = Hx*Wb = 31.3*15 = 470 lbs
Tfrx = Lx*0.015*Wb*Kt = 350*0.015*15*1.0 = 79 lbs
Trx = 1788 + 470 - 79 = 2179 lbs
Ejemplo 4.-
- 130 -
En este ejemplo se encontrarán las tensiones de la cinta cuando el accionamiento está
en el camino de retorno. Las tensiones en las poleas principal y de cola se calcularán
así:
1) Te, T1, T2, y Tt, se calculan de la misma manera que para un conveyor accionado
por una polea terminal, usando la fórmula de la potencia ya presentada, y las fórmulas
apropiadas de tensión indicadas con los perfiles de los transportadores, ej. figura 6.14.
Las tensiones Te, T1, y T2 así calculadas, aplican a poleas motrices haciendo caso
omiso a su ubicación en el camino de retorno.
2) En el cálculo de la tensión en la polea principal Thp, se ha de usar la fórmula
apropiada para Tcx como se indica para el perfil del conveyor de la figura 6.14 con su
accionamiento en el camino de retorno.
Datos del conveyor:
Wm = 120 lbs por ft
Wb = 15 lbs por ft
Kt = 1.0
Kx = 0.35
Ky = 0.0243
Cw = 0.35
Si = 3.5 ft
Correa de 36 inch, 600 ft entre centros, accionamiento a la mitad del camino de
retorno, levantamiento de 54 ft, y pendiente de 9%.
Cálculo de la tensión en la polea principal Thp, y en la polea de cola Tt
Te = L*Kt*(Kx + Ky*Wb + 0.015*Wb) + Wm*(L*Ky ± H)
= 600*(0.35 + 0.0243*15 + 0.015*15) + 120*(600*0.0243 + 54) = 8794 lbs
Para una flecha de la cinta del 3%,
To = 4.2*Si*(Wb + Wm) = 4.2*3.5*135 = 1985 lbs
T2 = Te*Cw = 8794*0.35 = 3078 lbs, correspondiendo
Tt = T2 + L/2*0.015*Wb - H/2*Wb
Tt = 3078 + 300*0.015*15 - 27*15 = 2741 lbs, valor mas grande que To
Luego,
- 131 -
Tt = 2741 lbs, y T2 = 3078 lbs
T1 = Te + T2 = 8794 + 3078 = 11872 lbs
La tensión sobre cualquier punto en el camino de carga es:
Tcx = Tt + Twcx + Tfcx
Ahora hacemos Lx = L
Luego, la tensión en la polea principal
Thp = Tt + Twcx + Tfcx
Twcx = Hx*(Wb + Wm) = 54*135 = 7290 lbs
Tfcx = Lx*[Kx + Ky*(Wb + Wm)] con Kt = 1.0
Tfcx = 600*(0.35 + 0.0243*135) = 2178 lbs
Siendo Thp = 2741 + 7290 + 2178 = 12209 lbs la máxima tensión
La tensión T1 en la polea motriz puede ser chequeada como sigue:
T1 = Thp - 27*Wb + L/2*0.015*Wb = 12209 - 27*15 + 300*0.015*15 = 11872
lbs, que es el valor de las 11872 lbs calculadas por la fórmula T1 = Te + T2.
Ejemplo 5.- En este ejemplo se calcula la tensión de la cinta en cualquier punto de un
conveyor declinado regenerativo. El cálculo es sustancialmente el mismo que para un
conveyor no regenerativo excepto que en términos conservativos, en vez de Ky se
usará 2/3 de Ky, y el factor Ai será eliminado en la fórmula de Kx. El valor de Ky es para
la longitud Lx. Se tomará la fig. 6.10A de referencia.
Datos del conveyor:
- 132 -
Ancho de la correa 36 inch, 1000 ft entre centros, accionamiento en la polea
principal, pendiente 9% y caída de 90 ft.
Wb = 15 lbs por ft
Wm = 120 lbs por ft
Si = 3.5 ft
Kx = 0.00068*(Wb + Wm) = 0.00068*135 = 0.0918
Ky = 0.0169*0.667 = 0.01126
Kt = 1.0
Cw = 0.35
Tcx = Tt - Twcx + Tfcx
Trx = Tt - Twrx - Tfrx
Te = L*Kt*(Kx + Ky*Wb + 0.015*Wb) + Wm*(L*Ky ± H)
T2 = Te*Cw, ó T2 = To
si To es mas grande
T1 = Te + T2
Tt = T1 + 0.015*Wb*L + Wb*H
Te = 1000*(0.0918 + 0.01126*15 + 0.015*15) + 1000*0.01126*120 - 90*120 = 485.7
+ 1351.2 - 10800 = -8963 lbs El menos significa tan solo que la cinta acciona la polea
(ó sea prácticamente el peso de la carga mueve el sistema; he ahí lo de regenerativo)
T2 = 8963*0.35 = 3137 lbs
To = 4.2*3.5 *135 = 1985 lbs (para 3% de flecha)
implica entonces que como T2 se tomará 3137 lbs
T1 = Te + T2 = 8963 + 3137 = 12100 lbs
Tt = 12100 + 1000*0.015*15 + 90*15 = 13675 lbs
Tcx en el punto a 500 ft desde el eje de cola
Tcx = Tt - Twcx + Tfcx
Twcx = Hx* (Wb + Wm) = 45*135 = 6075 lbs
Tfcx = Lx*[Kx + Ky*(Wb + Wm)] con Kt = 1.0
Tfcx = 500*(0.0918 + 0.0182*(15 + 120)) = 1274 lbs, tomando 2/3 de Ky después de
buscar de manera normal el valor de Ky con 135 lbs, 500 ft y 9% de pendiente
así Tcx = 13675 - 6075 + 1274 = 8874 lbs
para Trx a 500 ft desde el eje de cola
- 133 -
Trx = Tt - Twrx - Tfrx
Twrx = Hx*Wb = 45*15 = 675 lbs
Tfrx = Lx*0.015*Wb = 500*0.015*15 = 113 lbs cuando Kt = 1.0
luego,
Trx = 13765 - 675 - 113 = 12887 lbs
Para los perfiles de los transportadores de las figuras 6.10B y 6.10C la porción del
conveyor con una pendiente dada se calculará separadamente, como en el ejemplo 2.
Fuerzas de aceleración y deceleración.La investigación de las fuerzas de aceleración y deceleración es necesaria por las
siguientes razones:
Esfuerzos en la cinta.La economía en el diseño dicta a la selección de una cinta que tenga una resistencia
en el tejido lo mas próxima posible a las tensiones normales de operación.
Consecuentemente, las fuerzas adicionales por concepto de las aceleraciones y
deceleraciones pueden sobreesforzar la cinta ó sus empalmes, particularmente si estos
son mecánicos. Además, el sobreesfuerzo también puede ocurrir en las poleas, ejes,
cojinetes, compensadores, etc.
Curvas verticales.Con las curvas verticales se pueden encontrar dos problemas diferentes.
En el caso de curvas cóncavas (donde el centro de curvatura está por encima de la
cinta), si las tensiones son demasiado altas durante el arranque, la cinta tenderá a
levantarse despegándose de los bastidores. Esto hace necesario el análisis a cinta
cargada completamente, parcialmente, y sin carga. (Detalles en el Cap. 9)
En el caso de curvas convexas (donde el centro de curvatura está por debajo de la
cinta), hay la posibilidad de sobre carga en ciertos bastidores.
- 134 -
Pérdida de la relación de tensión.Durante la aceleración ó deceleración puede aparecer una pérdida de la relación
T1/T2, relación esta necesaria dentro de cierto valor para mantener el contacto, y por
ende la trasmisión correcta de potencia, entre la cinta y la polea de accionamiento.
Si un compensador de tornillos es usado con un ajuste impropio, ó el viaje de la cinta
en un compensador de gravedad es demasiado limitado, la relación T1/T2 pudiera
alterarse durante los intentos de acelerar el conveyor.
Durante la deceleración el efecto de la inercia de la carga podría causar una pérdida de
la relación T1/T2; necesaria para trasmitir las fuerzas de frenado desde la polea de
frenado a la cinta. Esto permitiría continuar el movimiento de la cinta y la carga después
que la polea haya sido detenida.
Las condiciones de carga sobre la cinta.Se supone que las cintas transportadoras deben operar satisfactoriamente durante los
arranques y las paradas, cargadas completamente ó vacías. Sin embargo, esto puede
que no ocurra así si solamente partes de la cinta están cargadas; y desde luego, el
conveyor tendría que ser analizado bajo varias condiciones de cargado.
Por ejemplo, cuando un conveyor contiene una curva cóncava, una condición crítica de
arranque podría ser el levantamiento de la cinta en la curva durante la aceleración ya
que la porción de la cinta antes de la concavidad vertical de la curva está cargada
mientras que el resto no lo está. Pero esto no sería cierto si se tratase de un conveyor
regenerativo. En definitiva, tales condiciones requieren de cuidadosos análisis.
Sincronismo.Cuando hay un sistema de transportadores transfiriendo de una cinta a otra, la
secuencia de arranque es casi siempre un prerrequisito de diseño, por ejemplo, una
cinta con grandes distancias entre centros que tenga que transferir a una de centros de
corta distancia , allí el tiempo requerido para decelerar las dos cintas debe estar
sincronizado, a pesar de las diferencias de fuerzas requeridas en el frenado. Durante el
periodo de aceleración, la misma sincronización es necesaria. En uno u otro caso, las
consecuencias de no hacer un análisis apropiado y no proporcionar los necesarios
- 135 -
controles, resultarían en un sobreapilado en los puntos de transferencia, con posibles
daños a la maquinaria y la cinta pudiendo volverse inoperante el sistema.
Movimiento del compensador.Durante los ciclos de aceleración y deceleración, donde el uso de compensadores con
contrapeso está presente, el viaje del compensador pudiera ser insuficiente si esas
fuerzas no son consideradas. El ingeniero debe considerar no solo la longitud del viaje
sino también la rata de viaje particularmente donde controles eléctricos, neumáticos ó
hidráulicos están involucrados.
Efectos sobre el material cargado.En ciertas situaciones la rata de arranque y parado puede incidir sobre el material
ocasionando condiciones intolerables. Obviamente dependerá del tipo de material. Por
ejemplo, si un conveyor declinado manejando hierro peletizado es parado demasiado
rápido, el material arrancará a rodar sobre la superficie de la cinta dando origen a un
sobreapilamiento en el punto de descarga. De la misma manera, si el arranque sobre
una cinta inclinada, es demasiado rápido, el material rodaría hacia atrás causando
problemas parecidos.
Ondulamiento.Sin las consideraciones apropiadas de las fuerzas de arranque y parado es posible que
la cinta pueda caer a un punto tal que se formen bucles en algún lugar de ella. Por
ejemplo, una cinta declinada desde la polea de cola e inclinada hacia la principal, solo
puede ser cargada en el extremo de cola. Si el frenado es aplicado en la polea principal,
la cinta puede llegar a tener tensión cero pudiendo quedar algún sector bastante flojo
sobre el camino de carga que pudiera ocasionar derrames, pérdida de alineación, y
otras complicaciones.
Fallas de energía.En una eventual falla de energía, la cinta se parará debido a las inherentes fuerzas de
fricción. Dependiendo del perfil y las condiciones del cargado, el tiempo requerido para
- 136 -
que las fuerzas de fricción paren la cinta puede resultar intolerablemente largo ó corto.
En el caso de un conveyor declinado regenerativo, éste se descargará completamente
él mismo.
En un sistema de varios transportadores de cintas, un sobreapilado en los puntos de
transferencia resulta probable.
Es obvia la necesidad de controles de parado, sobre todo para cuando se dan esos
cortes de energía.
Tensiones de frenado tomada por el camino de retorno y la polea de cola .Cuando la deceleración es realizada por medio de un freno, la tensión de la cinta por la
fuerza de frenado es tomada en una dirección opuesta a la del accionamiento de la
cinta.
Si el accionamiento está en el extremo principal de un conveyor horizontal ó levantado,
sabemos que la potencia se trasmite desde la polea motriz al lado de carga cuando el
motor es energizado. Cuando ocurre la deceleración con un freno conectado a la polea
motriz y el motor es desenergizado, la fuerza de frenado puede ser trasmitida desde la
polea motriz a la cinta en el retorno. La aplicación del freno, entonces, puede tener
significación en la determinación de la cantidad de contrapeso, el diseño del
compensador, y el tamaño de los ejes.
Pueden existir mas problemas con las fuerzas de aceleración y desaceleración, bien
sea por desconocimiento ó por una mala evaluación. No obstante, con los problemas
discutidos arriba hay suficientes indicativos para un apropiado análisis.
Análisis de las fuerzas de aceleración y deceleración.Las fuerzas de aceleración y deceleración que actúan sobre un transportador durante
los intervalos de arranque y parada, son prácticamente las mismas en uno u otro caso.
Sin embargo, sus magnitudes y signos rigen los cambios de estas fuerzas.
- 137 -
Aceleración.La aceleración de una cinta transportadora es llevada a cabo usualmente por un motor
eléctrico.
Las fuerzas resultantes en un conveyor horizontal están determinadas por la inercia
mas la fricción; en un conveyor inclinado, por la inercia mas la fricción mas la elevación
de la carga; y en uno declinado, por la inercia mas la fricción menos la bajada de la
carga.
Desaceleración (ó deceleración).Es llevada acabo por un freno. Las fuerzas resultantes en un conveyor horizontal están
determinadas por la inercia menos la fricción; en un conveyor inclinado, por la inercia
menos la fricción menos la elevación de la carga; y en uno declinado, por la inercia
menos la fricción mas la bajada de la carga.
Si el transportador tiene varias porciones con diferentes pendientes, la resultante
estará basada en una combinación de esas condiciones.
Cálculo de la aceleración y la deceleración.El diseñador confronta la necesidad de computar la inercia de todas las partes en
movimiento, la inercia de la carga sobre la cinta, las fuerzas de fricción total, y las
fuerzas causadas por la elevación y la bajada de la carga y la cinta.
Puesto que la aceleración está definida como la segunda derivada del desplazamiento
con respecto al tiempo, y la deceleración es simplemente la aceleración negativa, el
tiempo es la variable básica para computar la fuerza cuando se ha de aplicar la
segunda ley de Newton para el cálculo.
F = M*a
Donde F : fuerza de aceleración ó deceleración, en lbs
M : masa, en slugs; M = We/g
We : peso equivalente de las partes móviles del conveyor mas la carga, lbs
g : aceleración de la gravedad = 32.2 pie por segundo al cuadrado
(ft/s^2)
a : aceleración, ft/s^2
- 138 -
La fuerza de aceleración ó deceleración es siempre directamente proporcional a la
masa (ó peso) de las partes y el material en movimiento.
Para la realización de los cálculos se puede asumir que la cinta y la carga se han de
mover en línea recta. Las partes del sistema que están rotando, como todas las poleas
(incluyendo las poleas de los compensadores y de los trippers), todos los rodillos de los
bastidores y todas los partes rotativas del accionamiento, se les tomarán las
propiedades dinám icas que permitirán hacer una equivalencia de masas que se usará
en una ecuación lineal básica. En otras palabras, se debe encontrar el "Peso
equivalente" de las partes rotativas para ser empleado en la ecuación:
F = (We/g)*a
Para los cuerpos rotativos, la masa real distribuida alrededor del centro de rotación, es
equivalente en su efecto a la masa completa concentrada a una distancia K (radio polar
de giro) desde ese centro.
El término W*K^2 es el peso del cuerpo multiplicado por el cuadrado del radio de giro.
Si W*K^2 es conocido para los componentes rotatorios del conveyor, el peso
equivalente de esos componentes, en la línea de la cinta, se podrá encontrar con la
ecuación:
Peso equivalente de las partes rotatorias = (W*K^2)*(2*p *rpm/V)^2
Donde,
V : velocidad de la cinta, en fpm
Los valores de W*K^2 (lb-ft^2), los cuales son difíciles de computar excepto para
formas muy simples; deben ser obtenidos para cada componente desde el fabricante.
Hasta aquí, han sido consideradas las fuerzas en el sistema causadas por la inercia de
las partes en movimiento del conveyor, las partes en movimiento del accionamiento, y la
carga en movimiento. Las otras dos fuerzas resultantes involucradas son: las de
fricción, y las de elevación y bajada de la carga y la cinta; estas últimas simplemente
representan las componentes del peso de la cinta y la carga, en la dirección del
movimiento de la c inta en las distintas porciones del conveyor.
- 139 -
Consideraciones para el diseño.Los diseñadores de cintas transportadoras confrontan dos problemas: 1) La necesidad
de proveer un poderoso impulsor principal suficiente para arrancar el conveyor, algunas
veces en condiciones adversas; y 2) Asegurarse que la fuerza máxima ejercida sobre el
conveyor esté dentro de los límites de seguridad.
En transportadores largos y planos, de alta velocidad, un motor grande suficiente para
operaciones continuas a full carga puede no ser capaz de arrancar un transportador a
carga completa, particularmente en tiempos fríos. Por otro lado, un motor capaz de
operar a full carga un conveyor inclinado pudiera sobreesforzar la cinta durante el
arranque, a menos que se tomen medidas preventivas.
La máxima fuerza de aceleración permisible se ha de enmarcar dentro de las
consideraciones antes expuestas. La fuerza de aceleración mínima puede estar dictada
por el tiempo que emplee el motor ejerciendo su torque de arranque sin ser dañado.
Esta limitación está también afectada por la frecuencia de arranque del sistema del
transportador.
En el caso de la deceleración, la fuerza máxima se deberá regir por las mismas
consideraciones. Una deceleración mínima puede estar dictada por razones de
seguridad ó por la necesidad de controlar el flujo de material en los puntos de
transferencia.
En todos los cálculos de deceleración estarán involucrados los frenos siendo la
capacidad de disipar energía del freno un factor importante a considerar.
Asunciones necesarias.Como en todas las investigaciones de ingeniería de este tipo, la primera pregunta es,
"A qué grado de precisión los cálculos tendrán que llevarse a cabo?". La respuesta no
es simple. Ya que en cualquier caso, numerosas asunciones tienen que ser hechas
para mantener la ingeniería dentro los límites razonables. Por ejemplo, la simplificación
que se hace al considerar las fuerzas de aceleración y desaceleración y su relación con
los esfuerzos en la cinta (elongación elástica) y las reacciones del compensador es
difícil, ya que no se puede saber el resultado del comportamiento de la cinta sometida a
- 140 -
los ciclos de esas fuerzas transitorias, debido a la vasta variedad en la construcción de
los tejidos de la correa. Muchos fabricantes dan valores en su línea de correas a sus
constantes de elasticidad que varían desde 1.3E6 lbs por pulgada de ancho de cinta
para correa de cable de acero hasta 2.3E3 lbs por pliegue de pulgada de ancho de cinta
para correa con tejido de algodón; por esta razón, como por muchas otras, los cálculos
para la aceleración y la deceleración tratan (considerando que es posible) los sistemas
como un cuerpo rígido dándole así solución a los problemas de dinámica. De todos
modos, siempre pueden existir causas que afecten la precisión de los resultados de lo
calculado.
Cálculos.Mientras los cálculos son relativamente simples para un transportador con una sola
pendiente, ellos se van tornando complejos para cintas que presentan varios cambios
de pendientes, y que son cargadas y descargadas en diferentes puntos, ò que operan
con trippers.
Aunque teóricamente basta con investigar solo la peor combinación de condiciones,
aún al diseñador experimentado le será muy difícil decir cual combinación de factores
liderizará el caso extremo.
En los casos mas complicados, será necesario dividir el conveyor en secciones ó
porciones e ir trabajando con las propiedades que físicamente se presenten en cada
porción.
Método gráfico para la determinación de la potencia.-
- 141 -
(*NOTA: La tabla de pesos incorporada en la fig. 6.17 es representativa de los pesos
promedios de las partes rotativas del bastidor, como se dan en el Cap. 5, y los pesos de
la correa estimados, listados en la tabla 6 -1. Cuando se tienen los pesos reales, estos
deberían usarse en la solución gráfica).
El método gráfico utilizando las figuras 6.17, 6.18 y 6.19 provee los medios para
estimar la potencia (horsepower). Este método es adecuado para transportadores de
- 142 -
capacidad moderada que tienen caminos relativamente rectos. La fig. 6.17 da muy
buena precisión para establecer la potencia con los pesos reales de la cinta y las partes
rotatorias, por la cantidad de ft entre centros de conveyor. Para determinar una tentativa
aproximación de la potencia, una conveniente tabla con pesos típicos es incorporada
dentro de la figura 6.17.
El método gráfico no es adecuado para transportadores que tienen porciones
declinadas, alta capacidad, ó complejos arreglos de terminales, ni tampoco para las
cintas con uso extendido de delantales de goma y plows que sustancialmente
incrementen la fricción de arrastre.
En resumidas cuentas, este método es útil para una estimación tentativa de la potencia
por debajo de la mayoría de esas condiciones.
A continuación un ejemplo del uso del método.
En este ejemplo de solución gráfica utilizaremos la figura del problema 1 (usado mas
adelante para el cálculo analítico), y solo se considerarán: los requerimientos de
potencia para , mover la cinta horizontalmente (fig. 6.17), elevación del material (fig.
6.18), y la transportación del material horizontalmente (fig. 6.19). Los factores
adicionales como fricción en las poleas, en los delantales, en los mecanismos
auxiliares, y aceleración del material, están incluidos como promedios.
- 143 -
Especificaciones del conveyor.
L = 2000 ft
H = 75 ft
Q = 1600 tph
V = 500 fpm
dm = 100 lbs/ft^3
(densidad del material)
b = 48 inch
Con 48 inch y 100 lbs/ft^3 la figura 6.17 muestra un peso por ft de cinta y partes
rotatorias de los bastidores, de 51 lbs/ft; ahora, la potencia para accionar la cinta vacía
a 100 fpm es 6.5 hp, luego a 500 fpm será:
6.5*500/100 = 32.5 horsepower
- 144 -
La potencia para elevar el material puede ser determinada por la fig. 6.18; que con los
1600 tph de capacidad la potencia es de 1.62 horsepower por ft de levantamiento, y
luego para una elevación de 75 ft se tiene entonces:
1.62*75 = 121.5 horsepower
La potencia necesaria para transportar el material horizontalmente, se determina
usando la fig. 6.19, con 2000 ft de longitud la potencia requerida para transportar 100
tph de material es de 5.5 horsepower, luego para 1600 tph se tiene: 5.5*1600/100 = 88
horsepower.
El total requerido en la línea de la cinta es: 32.5 + 121.5 + 88 = 242 horsepower.
Asumiendo una pérdida estándar del 5% en los componentes del accionamiento,
tenemos que la potencia requerida por el motor es: 242/0.95 = 254.7 horsepower
Este resultado se deberá comparar con el obtenido en el problema 1 resuelto
analíticamente.
A fin de cuentas, ha de tenerse claro que el diseño se debe hacer por el método
analítico, y que el método gráfico solo es utilizado para hacer una estimación.
- 145 -
Ejemplos de cálculos de tensiones y potencia en cintas transportadoras.-
Problema 1 (Conveyor inclinado).Determinar la tensión efectiva Te, la tensión lado flojo T2, la tensión máxima T1, la
tensión de cola Tt, los requerimientos de potencia de la cinta y del motor, y el tipo y
ubicación del accionamiento.
En este problema solo dos accesorios serán considerados, las poleas no accionadas y
los delantales. Se considerará la velocidad de la cinta bastante baja como para no
involucrar alguna fuerza apreciable por aceleración del material. La descarga se hará
libremente desde la polea principal, y no se tomará en cuenta dispositivo de limpieza
alguno.
Especificaciones del conveyor:
Wb = 15 lbs por ft
(tabla 6-1)
L = 2000 ft
V = 500 fpm
H = 75 ft
Q = 1600 tph
Si = 3-1/2 ft
b = 48 inch
Temp. Amb. = 60 ºF
- 146 -
Material : roca de fosfato de 80 lbs/ft^3, 15 inch el máximo terrón desde un triturador
giratorio.
Accionamiento, con polea revestida: en la polea principal ó sistema dual. Abrace 240º ó
380º dependiendo del accionamiento a usar.
Bastidores acanalados: clase E6, 6 inch de diám., 20º
Bastidores de retorno: clase C6, 6 inch de diám., 10 ft de espaciamiento
Análisis.De la tabla 6.8, el factor de accionamiento será Cw = 0.30 ó 0.11 dependiendo si se
usa el accionamiento en la polea principal ó el sistema dual.
Wm = 33.3*Q/V = 33.3*1600/500 = 106.6 lbs/ft
De la fig. 6.1 para 60ºF Kt = 1.0
Fórmulas:
Te = L*Kt(Kx + Ky*Wb + 0.015*Wb) + Wm*(L*Ky + H) + Tac
Para encontrar Kx y Ky es necesario tener: Wb + Wm = 15 + 106.6 = 121.6 lbs/ft
Con espaciamientos de 3-1/2 ft
Kx = 0.00068*(Wb + Wm) + Ai/Si
Kx = 0.00068*121.6 + 2.8/3.5 = 0.0826 + 0.800 = 0.8826
Ky para 2000 ft, pendiente 75/2000 *100 = 3.75%, y Wb+Wm = 121.6 lbs/ft. De la tabla
6-2 se tiene un Ky = 0.018 aprox. con 3.5 ft de espaciamiento
La mínima tensión para una flecha del 3%, To = 4.2*Si*(Wb + Wm)
To = 4.2*3.5*121.6 = 1788 lbs
Asumiendo que el delantal tiene 15 ft de largo y está espaciado dos tercios del ancho
de la cinta, su aporte por fricción es T = 2*Cs*Lb*hs^2 con hs = 0.1*48 = 4.8 inch
(suponiendo hs un 10% del ancho de la cinta), Cs = 0.1086 de la tabla 6-7, luego:
T = 2*Cs*Lb*hs^2 = 2*0.1086*15*4.8^2 = 75 lbs, para 2*15 ft de borde de goma en los
delantales la resistencia adicional es 30*3 = 90 lbs para una resistencia total de 75 + 90
= 165 lbs
L*Kt*Kx = 2000*1*0.8826 =
L*Kt*Ky*Wb = 2000*1*0.018*15 =
1765 lbs
540 lbs
L*Kt*0.015*Wb = 2000*1*0.015*15 = 450 lbs
- 147 -
Ky*L*Wm = 0.018*2000*106.6 = 3838 lbs
H*Wm = 75*106.6 = 7995 lbs
Fricción de las poleas no accionadas = 2*200 + 2*150 + 4*100 = 1100 lbs
Resistencia por delantales Tsb = 165 lbs
Implica que la tensión efectiva es Te = 15853 lbs
Para determinar el tipo de accionamiento, analicemos primero tomando la polea
principal como motriz con abrace de 240º, que da Cw = 0.30 lo cual implica T2 = Cw*Te
= 0.30*15853 = 4756 lbs, ahora, tomando un accionamiento dual a 380º dando Cw =
0.11, implica T2 = Cw*Te = 0.11*15853 = 1744 lbs. Sin embargo, la mínima tensión es
To = 1788 lbs, que debería existir cerca del punto de cargado sobre el camino de carga,
ó en Tt, para evitar mas del 3% de flecha entre los bastidores acanalados espaciados a
intervalos de 3.5 ft.
Si Tt = 1788 lbs, el peso de la cinta en el retorno H*Wb = 75*15 = 1125 lbs, y la
resistencia de la cinta en el retorno igual a 0.015*L*Wb, implica que, T2 = 1788 + 1125 450 = 2463 lbs.
Usando T2 = 2463 lbs, el ahorro de tensión en la cinta con un sistema dual contra un
accionamiento simple en la polea principal, es de 4756 - 2463 = 2293 lbs, ó expresado
de otra forma, 2293/48 ˜ 48 lbs por inch de ancho de correa. Este ahorro en costo de
cinta pudiera ser suficiente para compensar el costo de un accionamiento.
Las tensiones finales:
Te = 15853 lbs
T2 = 2463 lbs (por escogencia del sistema dual)
T1 = Te + T2 = 15853 + 2463 = 18316 lbs
Tt = 1788 lbs
La potencia en el eje del motor:
Potencia de la cinta = Te*V/33000 = 15853*500/33000 = 240.19 hp
Pérdidas por fricción en la polea motriz = 2*50*500/33000 = 1.52 hp
Mas 5% de pérdidas por el reductor de velocidad = 0.05*(240.19 + 1.52) = 12.09 hp
Total en el eje del motor = 253.8 hp
- 148 -
La máxima tensión de la cinta para su selección = 18316/48 = 382 lbs por inch de
ancho de cinta.
Problema 2 (Conveyor declinado).-
Un conveyor declinado es aquel que mueve material corriente abajo desde una
elevación de donde éste es recibido. Si el cambio neto de elevación es mas del 2.5% de
la longitud del conveyor (dato práctico) se generará energía desde el momento en que
la carga mueva el conveyor denominándose éste como regenerativo, es decir, el motor
eléctrico actuará como generador, que podrá ser usado para retardar el conveyor. Se
usará un freno para detener el conveyor.
El tamaño del motor es determinado por la máxima potencia, sea positiva ó negativa.
El accionamiento usualmente ubicado en el extremo de cola, donde también se ubica la
alimentación del conveyor, envuelve algunos problemas de diseño tales como el que el
motor debe arrancar el conveyor para accionarlo a través del compensador de gravedad
sin que haya levantamiento de la polea compensadora.
Se debe tomar cuidado chequeando la potencia y las tensiones de la cinta en una cinta
vacía y parcialmente cargada.
El freno debe ser lo suficientemente grande para absorber el torque generado y
decelerar la carga.
El torque retardador debe ser limitado de tal forma que no sobreesfuerce la cinta.
- 149 -
En grandes transportadores el factor limitante en la selección del freno es su capacidad
de absorber y disipar el calor.
Cuando un conveyor corre corriente abajo, las fuerzas de fricción incrementan la
tensión de la cinta en la dirección del movimiento, mientras que las fuerzas de gravedad
decrecen la tensión de la cinta, por peso por ft de cinta y carga, es decir, por cada ft que
la cinta y la carga bajen.
Fricción reducida.- Las fricciones por la cinta, la carga, y los bastidores hacen que se
absorba algo de la potencia que el motor ó el freno estarían obligados a absorber si
esas cantidades no existieran. Por lo tanto, es importante no sobreestimar las fuerzas
de fricción a tal grado que se incurra en seleccionar el motor y el freno de tamaño tal
que resulten muy pequeños. A fin de evitar la sobreestimación de las fuerzas de
fricción, la tensión efectiva Te, se calculará como sigue:
Te = L*Kt*(Kx + C1*Ky*Wb + C1*0.015*Wb) + C1*Wm*L*Ky - H*Wm + C1*Tac donde
el factor C1 variaría de 0.5 a 0.7 y, para condiciones promedio, se podrá tomar 0.66.
Para solamente transportadores declinados, en Kx puede omitirse el término Ai/Si
(tomando Ai = 0) ya que la consideración de la fricción por sellos y grasa, no sería tan
necesaria.
Problema:
Determinar la tensión efectiva Te, la tensión lado flojo T2, la máxima tensión T1, la
tensión de cabeza ó principal Thp, y los requerimientos de potencia en el motor y la
cinta.
En este problema solamente dos accesorios serán considerados, para tomar su
fricción, las poleas no accionadas y los delantales; la velocidad de la cinta se
considerará demasiado baja como para no involucrar algún efecto de aceleración del
material; y no se emplearán mecanismos de limpieza.
Especificaciones del conveyor:
Wb = 10 lbs por ft (tabla 6-1 )
L = 1200 ft
V = 450 fpm
- 150 -
H = 200 ft
Q = 1000 tph
Si = 4 ft ?
Temp. amb. = 32ºF mínimo.
b = 36 inch
dm = 85 lbs/ft^3 Piedra caliza, con terrón máx. de 4 inch
Accionamiento en la polea de cola (polea revestida y ranurada) con abrace de 220º
Bastidores acanalados: clase C6, 6 inch de diám., 20º, Ai = 1.5
Bastidores de retorno: clase C6, 6 inch de diám., 10 ft de espaciamiento.
Análisis:
De la tabla 6-8 Cw = 0.35
De la fig. 6.1, para 32ºF Kt = 1.0
Wm = 33.3*Q/V = 33.3*1000/450 = 74 lbs/ft
La fórmula sin considerar el factor C1 es:
Te = L*Kt*(Kx + Ky*Wb + 0.015*Wb) + Wm*(L*Ky - H) + Tac
Con Wb + Wm = 10 + 74 = 84 lbs/ft encontraremos Kx y Ky
Kx debe ser calculada para los dos casos. En primer término, se determina el valor
normal de Kx para hallar la tensión a full fricción. Y en segundo, se toma el valor
reducido de Kx para el cálculo de la tensión a fricción reducida.
Kx normal = 0.00068*(Wb + Wm) + Ai/Si
Kx normal = 0.00068*84 + 1.5/4 = 0.05712 + 0.375 = 0.4321
Kx reducida = 0.00068*84 = 0.05712
Ky también debe ser determinada para los dos casos: primero, seleccionaremos el
valor de Ky de las tablas 6-2 y 6 -3, el cual usaremos para el cálculo de la tensión a full
fricción, y segundo, usaremos el valor de Ky con el factor de fricción reducida C1.
La pendiente es 200/1200*100 = 16.6%. Con el uso de la tabla 6 -2 y una doble
interpolación usando la tabla 6-3 el valor aproximado es 0.018. (Ojo: se debe revisar si
es necesario el uso de la tabla 6 -3 ? )
La mínima tensión para una flecha del 3% es:
To = 4.2*Si*(Wb + Wm) = 4.2*4*84 = 1411 lbs
- 151 -
Tensión por accesorios.
Se trata de la tensión por fricción de la polea no accionada (libre) y de los delantales.
Asumiendo que los delantales tienen 10 ft de longitud y las dos terceras partes del
ancho de la cinta, implica que: T = 2*Cs*Lb*hs^2 donde para hs tomaremos el 10% del
ancho de la cinta ó sea 0.1*36 = 3.6 inch, luego:
T = 2*0.128*10*3.6^2 = 33 lbs
Para un bordeado de goma en el delantal de 20 ft, la resistencia adicional es 3*20 = 60
lbs, para un total de resistencia Tsb = 33 + 60 = 93 lbs
Te con full fricción:
L*Kt*Kx = 1200*1*0.4321 =
518.5
L*Kt*Ky*Wb = 1200*1*0.018*10 =
216.0
L*Kt*0.015*Wb = 1200*1*0.015*10 =
180.0
Ky*L*Wm = 0.018*1200*74 =
H*Wm = 200*74 =
1598.4
-14800.0
Fricción poleas libres = 2*150 + 3*100 =
600.0
Resistencia delantales Tsb =
93.0
luego, Te a full fricción =
-11594.1 lbs
Te a fricción reducida:
Te = L*Kt*(Kx + C1*Ky*Wb + C1*0.015*Wb) + C1*Ky*L*Wm - H*Wm + C1*Tac
Entonces:
L*Kt*Kx = 1200*1*0.05712 =
68.5
L*Kt*C1*Ky*Wb = 1200*1*0.66*0.018*10 =
142.6
L*Kt*0.015*C1*Wb = 1200*1*0.015*0.66*10 =
118.8
C1*Ky*L*Wm = 0.66*0.018*1200*74 =
1054.9
H*Wm = 200*74 =
-14800.0
Fricción poleas libres = (2*150 + 3*100)*0.66 =
396.0
Resistencia delantales Tsb = 93*0.66 =
luego, Te a fricción reducida =
61.4
-12957.8 lbs
Demás tensiones a full fricción (Te se toma positiva):
- 152 -
T2 = Cw*Te = 0.35*11594.1 = 4058 lbs
Thp = T2 - 0.015*L*Wb - H*Wb = 4058 - 180 - 2000 = 1878 lbs
T1 = Te + T2 = 11594 + 4058 = 15652 lbs
Demás tensiones a fricción reducida (Te se toma positiva):
T2 = Cw*Te = 0.35*12957.8 = 4535 lbs
Thp = T2 - 0.015*C1*L*Wb - H*Wb = 4535 - 120 - 2000 = 2415 lbs
T1 = Te + T2 = 12958 + 4535 = 17493 lbs
Potencia en el eje del motor:
La potencia en el eje del motor debería estar basada en el mayor valor de Te.
Potencia en la cinta = Te*V/33000 = 12957.8*450/33000 = 176.70
Pot. por fricción polea motriz = 200*450/33000 = 2.73
Pot. pérdidas reductor (5%) = (176.70 - 2.73)*0.05 = 8.70
Potencia en el eje del motor = 165.27 hp (motor funcionando como generador)
Tensión de la correa = 17493/36 = 486 lbs por inch de ancho de cinta.
Problema 3 (Transportador de cinta horizontal).-
Problema:
Determinar Te, T2, T1, Tt, y la potencia requerida del motor.
En este problema, solamente se considerará la fricción de dos accesorios, las poleas
no accionadas, y los delantales. No son empleados mecanismos de limpieza.
Especificaciones del conveyor:
Wb = 17 lbs por ft
L = 2400 ft
- 153 -
V = 500 fpm
H=0
Q = 3400 tph
Si = 3 ft
Tamb = 60ºF
b = 48 inch
dm = 150 lbs/ft^3 mineral de hierro, terrón max. de 10 inch (desde molino
giratorio)
Accionamiento en polea principal, revestida y ranurada, con abrace de 220º.
Bastidores acanalados clase E6, 6 inch de diám., y ángulo de 20º.
Bastidores de retorno tipo disco de goma, clase C6, 6 inch de diám., y espaciamiento
de 10 ft.
Análisis:
De la tabla 6-8, Cw = 0.35
Wm = 33.3*Q/V = 33.3*3400/500 = 266.4 lbs por ft
De la fig. 6.1 para 60ºF Kt = 1.0
Te = L*Kt*(Kx + Ky*Wb + 0.015*Wb) + Wm*(L*Ky + H) + Tac
Con Wb+Wm = 17 + 226.4 = 243.4 lbs por ft, encontremos los valores de Kx y Ky.
Con espaciamiento de 3.0 ft, Ai = 2.8, y Wb+Wm = 243.4 lbs, usando la ecuación (3) se
tiene:
Kx = 1.099
Ahora con L = 2400 ft, pendiente 0º, y Wb+Wm = 243.4 lbs, usando la tabla 6-2 se
tiene:
Ky = 0.021
La mínima tensión To para una flecha del 3% es:
To = 4.2*Si*(Wb + Wm) = 4.2*3*243.4 = 3067 lbs
Tensión por la fricción en los accesorios:
Delantales: T = 2*Cs*Lb*hs^2, asumiendo Lb = 10 ft, hs = 0.1*48 = 4.8 inch, y de la
tabla 6-7 para mineral de hierro Cs = 0.276, luego: T = 2*0.276*10*4.8^2 = 127 lbs mas
un adicional por el bordeado de goma en los delantales, de 3*20 = 60 lbs, implica Tsb =
127 + 60 = 187 lbs.
- 154 -
L*Kt*Kx = 2400*1*1.099 =
2638
L*Kt*Ky*Wb = 2400*1*0.021*17 =
857
L*Kt*0.015*Wb = 2400*1*0.015*17 =
612
Ky*L*Wm = 0.021*2400*226.4 = 11411
H*Wm = 0 *226.4 =
Fricción poleas libres = 4*100 + 2*150 =
0
700
Resistencia delantales Tsb =
187
Luego, la tensión efectiva Te =
16405 lbs
T2 = Cw*Te = 0.35*16405 =
tensión máxima T1 = Te + T2 =
5742
22147 lbs
tensión de cola Tt = T2 + L*Kt*0.015*Wb + fric ción de poleas libres
Tt = 5742 + 612 + 700 = 7054 lbs
Potencia del motor al eje:
Pot. cinta = Te*V/33000 = 16405*500/33000 = 248.56
Pot. polea motriz = 200*500/33000 =
Pérdidas reductor 5% = 0.05*(248.56 + 3.03) =
Pot. en el eje del motor =
3.03
12.58
264.17 hp
(Seleccionar motor de 300 hp a 1750 rpm)
Tensión de correa = T1/b = 22147/48 = 461 lbs por inch de ancho de cinta.
Hagamos como ejercicio los cálculos de la aceleración de la cinta, en este mismo
problema. Para ello, supongamos que se conocen los siguientes datos (que deberán
ser dados por el fabricante).
WK^2 del motor =
101 lb-ft^2
WK^2 equivalente del reductor = 20 lb -ft^2 (Es práctica común tomar 1/5 del WK^2
del motor)
WK^2 del acople =
4 lb -ft^2
- 155 -
WK^2 equiv. de la polea motriz =
5 lb-ft^2
Total WK^2 del accionamiento = 130 lb-ft^2
Procederemos ahora, a convertir este valor de WK^2 para ser usado en la ecuación del
peso equivalente a las velocidades del motor y de la cinta:
Peso equiv. accionamiento = (130 lb-ft^2)*(1750 rpm/500 fpm)^2*(2*p )^2 = 62870 lbs
Para propósitos de cálculo de los otros pesos equivalentes, se han de asumir los
diámetros de la polea principal y de cola, de 42 inch; el resto de las poleas se asumirán
de 30 inch.
Peso equivalente en el conveyor: hallemos primero, lo s pesos reales aproximados de
todos los componentes rotatorios.
Para la polea de cola, con diám. 42" por 51", cubo máx. de 5", el peso es de 1275 lbs
(estimado de la tabla 8-1 es 1200 lbs).
Una polea de 30" por 51" con cubo máx. de 4", pesa 780 lbs (estimado de la tabla 8-1
700 lbs), luego el peso total de las 5 poleas es 5*780 = 3900 lbs.
Total de las 6 poleas = 1275 + 3900 = 5175 lbs.
Este peso es aproximado, y para una mejor precisión se debe recurrir al fabricante
quién podrá suministrar los pesos reales; el peso de las poleas incluye todos los
elementos que conforman el conjunto polea (discos centrales y terminales, cubos, ejes,
etc.).
Un método aproximado bastante aceptado es el de usar para el peso equivalente, 2/3
del peso total real, luego: 2/3*5175 = 3450 lbs será el peso equivalente de las poleas
del conveyor (por supuesto, aquí no se está incluyendo la motriz).
Para los bastidores acanalados, de la tabla 5 -13, para 48" de ancho de correa y clase
E6, el peso equiv. es 81.9 lbs, luego: 81.9*(2400 ft/3 ft de espaciamiento) = 65520 lbs.
Para los de retorno, de la tabla 5-14, correa de 48", clase C6, el peso equiv. es de 48.4
lbs, luego: 48.4*(2400 ft/10 ft de espaciamiento) = 11616 lbs.
Para la cinta en el camino de carga, de la tabla 6-1, (1 7 lbs/ft)*(2400 ft) = 40800 lbs.
Para la cinta en el camino de retorno, (17 lbs/ft)*(2400 ft + 30 ft) = 41310 lbs.
Luego el peso total equivalente del conveyor es = 162696 lbs
- 156 -
La carga del material (226.4 lbs por ft)*(2400 ft) = 543360 lbs
706056 lbs
Total del peso equivalente para el sistema = 62870 + 706056 = 768926 lbs
Porcentaje de peso del conveyor = 706056/768926 = 91.8%
Para una tensión máx. T1 de 22147 lbs se escogería (según lo expuesto en el Cap. 7)
una correa de una capacidad permitida de 90 lbs por inch por pliegue, en la que son
requeridos 6 pliegues, lo cual daría una tensión nominal de 25920 lbs.
Si la tensión de arranque está limitada al 180% de la nominal, la tensión extra permitida
por la aceleración, será: 1.80*25920 - 22147 = 46656 – 22147 = 24509 lbs;
Para el tiempo de la aceleración aplicamos la fórmula:
Fa*t = M*(V1 - Vo)/60
Donde,
Fa : tensión extra permitida por aceleración = 24509 lbs
t : tiempo de acelerado, en segundos
V1 : velocidad final = 500 fpm
Vo : velocidad inicial = 0 fpm
M : masa del sistema del conveyor = 706056/ 32.2 = 21927 slugs
Resolviendo para t:
t = M/Fa*(V1 - Vo)/60 = 21927/24509*(500 – 0 )/60 = 7.46 segundos
Esto significa que para que la tensión no exceda de 46656 lbs (la máxima permisible en
la correa), el tiempo usado por la aceleración no debe ser menor de 7.46 segundos.
Asumiendo que se usa un motor de 300 hp con un máximo torque del 200% del torque
a full carga, esto correspondería a una fuerza de 39600 lbs actuando en la línea de la
cinta si las pérdidas por fricción en el accionamiento no son consideradas y la velocidad
de la cinta es 500 fpm. Esta fuerza se observa que no es excesiva si se compara con
las 46656 lbs correspondientes al 180% del nominal permisible de la capacidad de la
correa.
Otro factor de limitación puede ser el tiempo que el motor necesita para acelerar el
sistema.
- 157 -
El torque promedio, disponible durante la aceleración del motor escogido, tomado
desde su curva torque-velocidad es 180% del torque a full carga.
Para una eficiencia de accionamiento del 95%, se encontró que la potencia en el eje
del motor operando cargado, es de 264.17 hp
(Potencia, hp) = (halado, lbs)*(vel. cinta, fpm)/33000
Luego,
(halado, lbs) = (Potencia, hp)*33000/(vel. cinta, fpm)
También la potencia desarrollada por el motor es prácticamente proporcional al torque
asumiendo caídas no apreciables en la velocidad desde la velocidad de full carga.
Por lo que a 180% de torque, el motor desarrollará 1.8*300 = 540 hp.
La fuerza disponible para acelerar la masa equivalente total del sistema cargado, para
una velocidad de cinta de 500 fpm, es:
Fa = (300*1.8*33000/500 - 264.17*33000/500)*0.95 = 17292 lbs
La masa total equivalente = 768926/32.2 = 23880 slugs
De la ecuación Fa = M*a, a = Fa/M = 17292/23880 = 0.724 ft/s^2
El tiempo necesitado es: t = (V1 - Vo)/(60*a) = (500 - 0)/(60*0.724) = 11.51 segundos.
Se observa que, el tiempo requerido para acelerar el conveyor cargado, de 11.51
segundos, es más grande que el tiempo mínimo de aceleración para mantener la
tensión de la cinta dentro de la máxima permitida (7.46 segundos); vale decir, que el
conveyor se encuentra bastante seguro para arrancar a full carga con el equipamiento
seleccionado.
Si se hubiese limitado el esfuerzo de tensión a 120% del nominal, la tensión extra
permitida habría sido: 1.2*25920 - 22147 = 8957 lbs, y el tiempo de aceleración,
t = 21927*(500 - 0)/(8957*60) = 20.40 segundos mínimo. Que es más que el tiempo
calculado para el motor acelerar el sistema cargado (11.51 segundos). Tal limitación
que se establece sobre el esfuerzo de arranque de la cinta, hace que el sistema no
pueda tener una seguridad de arranque con el equipamiento seleccionado. Por lo tanto,
el esfuerzo de la cinta para estar como mínimo a las exigencias del motor durante la
aceleración, es:
Tensión extra de la cinta = 21927*(500 - 0)/(11.51*60) = 15875 lbs
Porcentaje de la capacidad normal de la correa = (15875 + 22147)/25920 = 147%
- 158 -
Lo precedente asume que, la masa entre el lado flojo de la polea de accionamiento y el
compensador es despreciable. Si el compensador está un tanto alejado del
accionamiento, esto debería ser tomado en cuenta en los cálculos.
Para la seguridad del sistema en cuanto al tiempo de aceleración se debe estudiar con
bastante detenimiento el tipo de motor según NEMA.
Cálculos de la desaceleración:
Estos cálculos están basados en el cambio de la energía cinética del sistema desde un
valor de la velocidad normal de operación, a full carga, hasta cero, en un conveyor
horizontal. Esto significa que la energía cinética a la velocidad de 500 fpm (8.33 fps) es:
M*V^2/2 = (23880 slugs)*(8.33 fps)^2/2 = 828503 ft lbs
Como la potencia requerida para la operación normal se calculó en 264.17 hp a una
velocidad de 500 fpm, significa que la fuerza friccional de retardo es:
264.17*33000/500 = 17435 lbs, la velocidad promedio del conveyor
durante el periodo de la deceleración sería (500 + 0)/2 = 250 fpm
Ya que el trabajo total ejecutado tiene que ser igual a la energía cinética de la masa
total, implica que:
t*(250 fpm)*(17435 lbs) = 828503 ft lbs t : tiempo en minutos
t = 828503/(250*17435) = 0.190 minutos, ó sea 11.40 segundos
La cinta se habrá movido 0.190*250 = 47.5 ft en ese tiempo. Como la cinta está
cargada completamente, la cantidad de material a descargar será:
(3400 tph/60)*47.5/500 = 5.4 tons
Ahora, si las 5.4 tons a descargar son objetables, se deberá considerar el uso de un
freno. Tal paso puede justificarse solo si el tiempo de deceleración reducido es mas
grande, ó al menos igual a, el ciclo de deceleración que cualquier pieza del
equipamiento entrega a l conveyor en este ejemplo.
También otras dificultades surgen. Suponiendo que es necesario reducir el tiempo de
deceleración de 11.40 segundos a 7 segundos. Pues, como la fuerza de retardo es
- 159 -
inversamente proporcional al tiempo de deceleración, la fuerza de frenado adicional
requerida será:
17435*(11.40 - 7)/7 = 10959 lbs
Si el freno es conectado al eje de la polea motriz, ésta requiere trasmitir a la cinta una
fuerza de frenado igual a:
10959*(768926 - 62870)/768926 = 10063 lbs
La diferencia entre las 10959 lbs y 10063 lbs es la fuerza de frenado requerida para
decelerar el accionamiento y la polea motriz, y que no se trasmite a la cinta.
En condiciones de marcha libre, la tensión de la cinta es principalmente gobernada por
el compensador de gravedad, el cual si se localizase adyacente a la polea principal
aportaría una máxima tensión igual a T2 (en el caso de este problema, 5742 lbs).
Obviamente, es imposible asegurar una fuerza de frenado de 10063 lbs sobre la polea
principal. Incluso una fuerza mucho más pequeña que ésta ocasionaría soltura de la
cinta alrededor de la polea principal (despegue de la cinta de la polea).
La solución es proveer la acción de frenado en la polea de cola donde se
incrementaría, más bien que decrecer, la presión de contacto entre la cinta y la polea.
Un mas amplio chequeo sobre la polea de cola indica que con 10959 lbs de tensión de
frenado, un simple abrace de 180º de la polea de cola no podría producir una suficiente
relación tensión lado tenso a tensión lado flojo.
Desde luego que será necesario hacer una ó mas combinaciones de las siguientes
condiciones: incrementar el peso del compensador de tensión, revestir la polea de cola,
ó colocar una polea deflectora cerca de la polea de cola para lograr mayor ángulo de
abrace. Si incrementar el peso del compensador resultase en la obtención de una cinta
más pesada y de tejido más costoso, obviamente las otras opciones serían preferibles y
más económicas.
Es de notar que, los cálculos anteriores están basados en las máximas pérdidas por
fricción, lo cual se traduce en una mínima distancia de la marcha sin motor (movimiento
libre del sistema). Ya que la mayoría de las instalaciones operan bajo condiciones
variables, los problemas de marcha libre y frenado deberían ser investigados para un
- 160 -
rango de valores de fricción. Por ejemplo, usando los valores de Kx y Ky con la
consideración del problema 2 pudiera resultar una fuerza de retardo cercana al 60% de
la original. Esta fuerza de retardo se traducirá en más grandes distancias de marcha
libre o en más grandes fuerzas de frenado.
Problema 4 (Cinta transportadora con cambios de pendientes).-
Este tipo de problema (fig. 6.23) presenta una manera particular en el análisis, como es
la de dividir en porciones la cinta para un estudio por separado.
Análisis:
La partición de la cinta se hará en tramos menores ó iguales a 3000 ft. La tabla 6-2 se
puede usar para obtener un factor Ky tentativo a fin de calcular la tensión promedio de
la cinta. Este Ky es luego chequeado con el uso de la tabla 6-4, ecuación 4, y la tensión
promedio de la cinta. La tensión final en cada porción del conveyor quedará
determinada con cierta precisión.
Especificaciones del conveyor:
Q = 800 tph
Material : Piedra caliza de 85 lbs por ft cúbico, terrón máximo de 8 in.
Temperatura ambiente y operación continua.
L = 4000 ft
H = 70 ft
Si = 4 ft
b = 36 in
V = 400 fpm
Wb = 10 lbs por ft
Accionamiento dual, 380º de abrace, ambas poleas revestidas.
Bastidores acanalados, Clase C6, 6 in de diám. en 20º, Ai = 1.5.
- 161 -
Bastidores de retorno tipo disco de goma, Clase C6, 6 in de diám., 10 ft de
espaciamiento.
Wm = 33.3*Q/V = 33.3*800/400 = 66.6 lbs por ft
Kx = 0.00068*(Wb + Wm) + Ai/Si = =.00068*(10 + 66.6) + 1.5/4 = 0.427
En este problema dividiremos el perfil de la cinta en tres tramos: 1) Uno inicial
horizontal de 3000 ft de longitud; 2) Un tramo inclinado de 800 ft con un levantamiento
de 70 ft; 3) Y una última porción horizontal de 200 ft de longitud.
Iniciemos el análisis con la sección horizontal de 3000 ft de longitud y 3% de flecha
aceptable.
Donde,
Kt = 1.0
Kx = 0.427
Wb = 10 lbs por ft
Wm = 66.6 lbs por ft
Wb+Wm = 76.6 lbs por ft
El primer Ky tentativo es 0.023 (de la tabla 6-2 con 3000 ft, 76.6 lbs por ft).
Es buena práctica para iniciar el cálculo iterado tomar como la tensión promedio la
tensión de cola más la mitad de las tensiones de fricción:
(Tt + Kt*(Kx*L + Ky*L*Wb) + Ky*L*Wm + Tt)/2
Aquí Tt es al menos igual a To, estableciendo To = 4.2*Si*(Wb + Wm) = 4.2*4*76.6 =
1287 lbs
Luego:
(1287 + 0.427*3000 + 0.023*3000*76.6 + 1287)/2 = 4570 lbs
La ecuación 4 indica Ky = 0.0255 para 4570 lbs de tensión promedio y (Wb+Wm) =
76.6; tanteando con este valor de Ky la nueva tensión promedio es: (1287 + 1281 +
0.0255*3000*76.7 + 1287)/2 = 4858 lbs, que chequeando nuevamente con 0.0255, 76.6
y el valor recién obtenido 4858, implica un Ky = 0.0249 y Tav = 4793 lbs interpolando en
la tabla 6-4, sin embargo aceptemos el valor de Ky = 0.0255 como definitivo.
La fórmula para la tensión real debido a la fricción en la porción inicial horizontal es:
Tfcx = Lx*Kt*(Kx + Ky*Wb) + Lx*Ky*Wm
Donde,
Lx = 3000 ft
Kx = 0.427
- 162 -
Kt = 1.0
Ky = 0.0255
Tfcx = 3000*1*(0.427 + 0.0255*10) + 3000*0.0255*66.6 = 7141 lbs
La tensión al comienzo de la curva cóncava vertical es calculada usando la fórmula
para la tensión de la cinta en cualquier punto de la longitud del conveyor. Tomemos el
punto X sobre el camino de carga en la intersección de la parte horizontal inicial con la
parte inclinada, y apliquemos la fórmula:
Tcx = Tt + Twcx + Tfcx
Twcx = Hx*(Wb + Wm) = 0*76.6 = 0
Tcx = 1287 + 7141 = 8428 lbs
La tensión al pie de la parte inclinada, desde luego es, 8428 lbs. El valor estimado de
Ky es 0.024 para la primera aproximación del cálculo de la tensión promedio, en el
extremo más alto; con (Wb+Wm) = 76.6, una pendiente de 70/800 = 8.8%, y usando la
tabla 6-2. Luego:
(Tt + Kt*(Kx*L + Ky*L*Wb) + Ky*L*Wm + H*(Wb + Wm) + Tt)/2
En donde Tt es la tensión al pie de la inclinación, es decir 8428, así:
(8428 + 0.427*800 + 0.024*800*76.6 + 70*76.6 + 8428)/2 = 12016 lbs
Con 12016, y 76.6 nos encontramos con el valor mínimo Ky = 0.016; luego, tomando
este valor:
(8428 + 342 + 0.016*800*76.6 + 5362 + 8428)/2 = 11770 lbs
Al chequear nuevamente con 11770, y 76.6 se observa que el valor de 0.016 es el
correcto.
Ahora, usando Tcx = Tt + Twcx + Tfcx donde aquí Tt = 8428 lbs se está tomando como
la tensión al pie de la parte inclinada, Twcx = H*(Wb + Wm) = 70*76.6 = 5362 lbs, y con
Lx = 800 y Kt = 1.0 Tfcx = Lx*Kt*[Kx + Ky*(Wb + Wm)] = 800*1*(0.427 + 0.016*76.6) =
1322 lbs, implica que:
Tcx = 8428 + 5362 + 1322 = 15112 lbs es el valor de la tensión en el punto mas alto
de la parte inclinada.
Para la tensión en el tramo final horizontal de 200 ft tenemos que Ky será el valor
mínimo ya que es obvio que la tensión en este tramo es mas alta de15112 lbs; y, para
- 163 -
valores mayores a 15112 y (Wb+Wm) = 76.6, se confirma el valor de Ky = 0.016 para la
tensión promedio.
Calculemos ahora Tcx: con Tcx = Tt + Twcx + Tfcx; aquí Tt es la tensión al comienzo
de esta porción horizontal, y Twcx = 0 ya que Hx = 0, luego: Tfcx = Lx*Kt*(Kx + Ky*Wb)
+ Lx*Ky*Wm, Lx = 200, Kt = 1.0, implica que: Tfcx = 200*1*(0.427 + 0.016*10) +
200*0.016*66.6 = 330 lbs, por tanto, Tcx = 15112 + 330 = 15442 lbs, que es en este
caso la tensión final ubicada en la polea principal, Tcx = T1 = 15442 lbs.
Te = T1 - T2, para encontrar T2 usemos Tt = T2 - Tb + Tyr. Recordemos que la tensión
de cola Tt fue tomada por To = 1287 lbs para evitar una flecha de mas del 3%.
Entonces,
1287 = T2 - Tb + Tyr
Tb = H*Wb = 70*10 = 700 lbs
Tyr = 0.015*L*Wb*Kt = 0.015*(3000 + 800 + 200)*10*1 = 600 lbs
Luego,
T2 = 1287 + 700 - 600 = 1387 lbs
Te = 15442 - 1387 = 14055 lbs
Obtenidos Te y T2, se hace necesario chequear el factor de abrace, que para un
sistema dual con poleas revestidas y 380º de abrace la tabla 6-8 da un Cw = 0.11; pero
con T2/Te = 1387/14055 = 0.099 implica que la cinta pudiera deslizar sobre las poleas
de accionamiento. La situación pudiera ser corregida de dos maneras: 1) Que el ángulo
de abrace sea incrementado de 380º a aprox. 405º, ó 2) Que el peso del compensador
sea incrementado hasta alcanzarse el valor de T2/Te = 0.11, ó sea hacer un incremento
en todas las tensiones de 0.11*14055 - 1387 ˜ 160 lbs, de tal manera que:
T1 = 15442 + 160 = 15602 lbs
T2 = 1387 + 160 = 1547 lbs
Tt = 1287 + 160 = 1447 lbs
El esfuerzo de la correa = T1/ancho de la correa = 15602/36 = 433 lbs por pulgada de
ancho (PIW).
La potencia en la línea de la cinta, excluyendo todos los accesorios, es:
Pot. = Te*V/33000 = 14055*400/33000 = 170.36 hp
Si la eficiencia del accionamiento es del 94%, la potencia en el eje del motor es
170.36/0.94 = 181.23 hp.
- 164 -
Para el cálculo de los radios de curvatura ver el Cap. 9.
Calculemos la aceleración y la desaceleración en este problema.
Aceleración.Datos.Bastidores acanalados clase C6, 6 inch de diám., 20º, y 4 ft de espaciamiento.
Bastidores de retorno con discos de goma, clase C6, 6 inch de diám., y 10 ft de
espaciamiento.
Para 181.23 hp al eje del motor, se puede seleccionar un motor de 75 hp y otro de 125
hp, cada uno a 1750 rpm.
Los WK^2 de las partes rotativas que conforman el accionamiento deberían ser
obtenidas del fabricante. Para la resolución del problema daremos por conocidos
algunos valores.
WK^2 del motor =
58 lb-ft^2
WK^2 en el reductor = 11.6 lb -ft^2 (Es práctica común tomar para el
reductor el 20% del WK^2 del motor)
WK^2 acople =
2 lb-ft^2
WK^2 polea motriz =
2 lb-ft^2
Total WK^2 =
73.6 lb-ft^2
Convirtamos este valor en peso equivalente en la línea de la cinta
Peso equiv. del accionamiento = WK^2*(2*p *rpm/V)^2
Peso equiv. acc. = 73.6*(2*3.1416*1750/400)^2 = 55615 lbs
Ahora busquemos el peso equivalente del conveyor sumando los pesos de sus
componentes rotatorios:
Poleas libres.- 2 de 48" y 4 de 36". De la tabla 8 -1, 48 inch diám. por 38 inch con
máximo cubo de 5 inch, el peso para dos es: 2*1270 = 2540 lbs.
De la tabla 8-1, 38 inch diám. por 38 inch con máx imo cubo de 4 inch, el peso para 4
es: 4*715 = 2860 lbs.
- 165 -
Luego el peso equiv. de las poleas no accionadas es: 2/3*(2540 + 2860) = 3600 lbs.
El peso de la cinta en el camino de carga, de la tabla 6 -1 con 10 lbs por ft, y 4000 ft, es:
10*4000 = 40000 lbs.
Cinta de retorno, 10*(4000 + 50) = 40500 lbs.
Bastidores acanalados tabla 5-13, con cinta de 36" de ancho, clase C6, el peso
promedio es de 43.6 lbs, luego: 43.6*4000/4 = 43600 lbs.
Bastidores de retorno, de la tabla 5-13, con cinta de 36", clase C6, el peso promedio es
37.6 lbs, luego: 37.6*4000/10 = 15040 lbs.
Peso equivalente total del conveyor es = 142740 lbs.
Peso de la carga del material = 66.6*4000 = 266400 lbs.
Peso equivalente total del sistema = 55615 + 142740 + 266400 = 464755 lbs.
El porcentaje del conveyor con respecto al sistema (142740 + 266400)/464755 = 88%
La correa mas cercana a T1 = 15602 lbs, es una de 70 lbs por inch por pliegue cuya
tensión nominal es 17640 lbs. Si la tensión de arranque está limitada al 180% de la
tensión nominal, la tensión extra permisible es 1.8*17640 - 15602 = 16150 lbs.
El tiempo de aceleración se haya usando la fórmula: Fa*t = M*(V1 - Vo)/60, donde,
Fa : tensión extra permisible por la aceleración = 16150 lbs
t : tiempo a transcurrir durante la aceleración, segundos
V1 : velocidad final = 400 fpm
Vo : velocidad inicial = 0 fpm
M : masa aceleradas del conveyor = (142740 + 266400)/32.2 = 12706 slugs
Luego, resolviendo para t:
t = M/Fa*(V1 - Vo)/60 = 12706/16150*(400 - 0)/60 = 5.24 segundos
Esto significa que para que no se exceda el máximo valor permisible de la tensión de la
cinta, 31752 lbs, el tiempo de la aceleración no debería ser menor de 5.24 segundos.
Para determinar la tensión de arranque en la cinta, el primer paso es encontrar la
potencia disponible total, en forma de tensión. Y sustraerle a este valor la tensión total
para operar el conveyor cargado. La potencia total, en forma de tensión, disponible para
acelerar el sistema entero viene de los dos motores (el de 75 hp, y el de 125 hp). El
torque de arranque disponible, por ejemplo, de unos motores NEMA tipo C, es la
- 166 -
variable que debería estar confirmada por el fabricante del motor. Para este ejemplo
asumamos un 200% de la capacidad del motor.
Luego la tensión total disponible es:
2*(75 + 125)*33000/400 = 33000 lbs
Desde este valor sustraigámosle la tensión requerida para operar el conveyor cargado
(metiendo la eficiencia del accionamiento ): 33000 - 14055/0.94 = 18048 lbs, que es la
tensión disponible para acelerar el conveyor cargado. La aceleración del sistema total
consiste en la aceleración del accionamiento (12% del sistema total) y la aceleración del
conveyor (88% del sistema total). En el proceso de aceleración, alguna cantidad de la
fuerza disponible es absorbida por las pérdidas de fricción (en calor) en la maquinaria
del accionamiento. No obstante, ignorar estas pequeñas cantidades contribuye a ser
conservativo en la determinación del efecto de aceleración sobre la cinta y su capacidad
a resistir las fuerzas de tensión. Así, 0.88*18048 = 15882 lbs, es la fuerza de
aceleración expresada en lbs de tensión de la cinta. A este valor se le añade la tensió n
de operación T1 para obtener la tensión de arranque real de la cinta, que será 15602 +
15882 = 31484 lbs. Valor que no resulta excesivo cuando lo comparamos con las 31752
lbs de tensión admisible del 180% de la capacidad de tensión de la cinta.
Otro factor limitante puede ser el tiempo que el motor necesita para acelerar el sistema.
El torque promedio disponible durante la aceleración del motor escogido, tomado de su
curva torque-velocidad, es del 180% del torque a full carga. Y la potencia en el eje del
motor para operar el conveyor cargado es 181.23 hp (resultado al considerar el 94% de
la eficiencia del accionamiento).
Entonces, la fuerza disponible para acelerar el total de la masa equivalente del sistema
transportador cargado es:
Fa = (200*1.8*33000/400)*0.94 - 170.36*33000/400, ó
Fa = (200*1.8*33000/400 - 181.23*33000/400)*0.94
= 13864 lbs
La masa total equivalente = 464755/32.2 = 14433 slugs
De la ecuación Fa = M*a, a = Fa/M = 13864/14433 = 0.96 ft/s^2
El tiempo necesitado es: t = (V1 - Vo)/(60*a) = (400 - 0)/(60*0.96) = 6.94 segundos.
- 167 -
Se observa que el tiempo requerido por el motor para acelerar el conveyor cargado
(6.94 segundos) es mas grande que el mínimo tiempo de aceleración para estar dentro
de la máxima tensión admisible de la cinta (5.24 segundos); esto se interpreta como la
seguridad que tiene el motor de arrancar a full carga con el equipo seleccionado.
Si hubiera tenido que limitarse el esfuerzo de la cinta para el arranque, en 140% de la
capacidad normal de la tensión de la cinta, la tensión extra admisible de la cinta
hubiera sido 1.4*17640 - 15602 = 9094 lbs y el tiempo de aceleración t = 12706*(400 0)/(9094*60) = 9.31 segundos mínimo. Por lo que el tiempo calculado por el motor para
acelerar el conveyor resultaría menor, cosa que haría que el sistema no pudiese
arrancar con seguridad.
Así pues, el esfuerzo de la cinta debe estar limitado durante la aceleración, mínimo a:
Tensión extra de la cinta = 12706*(400 - 0)/(6.94*60) = 12206 lbs
% normal de capacidad de la cinta = (12206 + 15602)/17640 = 158%
Todo lo precedente asume que la masa entre el lado flojo de la polea motriz y el
compensador es despreciable. Si el compensador está muy alejado del accionamiento,
tal situación debería ser tomada en cuenta en los cálculos.
En el Cap. 12 "el tiempo de aceleración" se indica, en general, pues el tiempo de
aceleración para un motor NEMA tipo C está cerca de los 10 segundos.
Siempre es prudente chequear el caso, con el fabricante del motor, para asegurarse de
que el tiempo calculado no causará al motor sobrecalentamiento durante el arranque.
Cálculos de la deceleración.En el precedente cálculo de la aceleración fue encontrada la masa total equivalente del
sistema (14433 slugs) bajo condiciones normales de operación, es decir, a 400 fpm
(6.67 fps), por lo que la energía cinética del sistema es:
M*V^2/2 = 14433*6.67^2/2 = 320733 ft-lbs
Recordando los 181.23 hp requeridos en el eje del motor para operar el conveyor a una
velocidad nominal ó de diseño de 400 fpm, podremos decir que la fuerza de retardo que
está dada por la de fricción mas la gravitacional será: 181.23*33000/400 = 14951 lbs
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La velocidad promedio durante el periodo de la desaceleración es: (400 + 0)/2 = 200
fpm.
Como el trabajo ejecutado tiene que ser igual al cambio de energía cinética, entonces:
t*(200 fpm)*(14951 lbs) = 320733 ft lbs
t = 320733/(200*14951) = 0.1073 minutos, es decir 6.44 segundos
Con este tiempo la cinta se ha de mover (0.1073 minutos)*(200 fpm) = 21.46 ft; y ya
que se trata de la cinta cargada completamente, podemos calcular la cantidad de
material que se habrá podido descargar en ese tiempo:
(800 tph/60)*(21.46 ft/400 fpm) = 0.72 tons
Si las 0.72 tons son objetables, se deberá considerar el uso de un freno, que solo se
justifica siempre y cuando el tiempo de deceleración reducido, es mayor ó al menos
igual al ciclo de deceleración que cualquier pieza del equipamiento entrega al conveyor.
Suponiendo que se desea reducir el tiempo de 6.44 a 5 segundos, la fuerza adicional
por frenado será:
14951*(6.44 - 5)/5 = 4306 lbs
Si el freno está conectado en el eje de la polea motriz, ésta le trasmitirá a la cinta una
fuerza de frenado de: 4306*0.88 = 3789 lbs. Es importante repasar las observaciones
hechas en el problema anterior en el sentido de que hay que tener cuidado con la
tensión T2 (1547 lbs) y el aflojamiento de la cinta; ya que al hacerse imposible
desarrollar una fuerza de frenado de 3789 lbs sobre la polea principal (por el fenómeno
de despegue de la correa desde la polea), para evitar el fenómeno de soltura de la
correa que se pudiese presentar aún con fuerzas mucho mas pequeñas que ésta, la
solución estaría nuevamente en ubicar la acción de frenado en la polea de cola, quizás
teniendo que combinar dicha solución con medidas tales como: incrementar la tensión
de compensación, revestir la polea de cola, ó colocar una polea deflectora para lograr
un mayor ángulo de abrace. Está claro que se deberá optar por la medida
funcionalmente más económica.
Es de notar que, los cálculos anteriores están basados en las máximas pérdidas por
fricción, lo cual se traduce en una mínima distancia de la marcha sin motor (movimiento
libre del sistema). Ya que la mayoría de las instalaciones operan bajo condiciones
variables, los problemas de marcha libre y frenado deberían ser investigados para un
rango de valores de fricción. Por ejemplo, usando los valores de Kx y Ky con la
- 169 -
consideración del problema 2 pudiera resultar una fuerza de retardo cercana al 60% de
la original. Esta fuerza de retardo se traducirá en más grandes distancias de marcha
libre o en más grandes fuerzas de frenado.
Problema 5 y 6 (Comparación de los valores de tensión y potencia en dos
transportadores similares).Se trata de comparar dos transportadores que tienen la misma capacidad de carga,
cargan el mismo material, tienen la misma longitud, la misma velocidad de operación, y
el mismo levantamiento. La única diferencia es que un transportador tiene una curva
vertical cóncava y el otro una convexa.
La comparación de los dos transportadores muestra como el factor Ky cambia con el
incremento de tensión en la cinta.
En el problema 5 (fig. 6.24), el factor Ky para la mitad desde la cola, L1, se selecciona
para 300 ft de conveyor horizontal. El factor Ky de la parte inclinada, L2, es
seleccionado para la longitud total del conveyor de 600 ft con una pendiente promedio
de 36/600 = 6% ya que la tensión es mas alta que lo que sería para un transportador
inclinado de 300 ft, debido al halado al final de la parte horizontal.
En el problema 6 (fig. 6.25), e l factor Ky para la mitad inclinada, es seleccionado con L1
= 300 ft y una pendiente de 36/300 = 12%. El factor Ky para la mitad con el
accionamiento, L2, es menor que lo que sería para un conveyor de 300 ft horizontal,
debido a la alta tensión existente en la cima de la inclinación. El criterio para determinar
el valor de Ky a usar en la mitad horizontal accionada de este conveyor, es el valor de
Ky de un transportador inclinado de 600 ft dando una pendiente del 6%. Probablemente
sea un tanto menor.
La d iferencia en las tensiones efectivas calculadas en estos dos problemas es
pequeña, pero, en transportadores mas grandes y mas largos, podría ser significativa.
Datos comunes.- 170 -
Wb = 10 lbs por ft
H = 36 ft
L = 600 ft
L1 = 300 ft
L2 = 300 ft
V = 500 fpm
Q = 1000 tph
Si = 4.5 ft
b = 36"
Temp. Amb. = 60ºF
Material = 100 lbs/ft^3
Accionamiento : En la polea principal, polea revestida con abrace de 220º
Bastidores acanalados : clase E6, 6 inch de diám., 20º, Ai = 2.8
Bastidores de retorno : clase C6, 6 inch de diám., 10 ft de espaciamiento
Para simplificar los cálculos todos los accesorios han sido omitidos.
Análisis del problema 5 (fig. 6.24):
De la tabla 6-8 el factor de abrace es Cw = 0.35, Kt = 1.0 (fig. 6.1)
Wm = 33.3*Q/V = 33.3*1000/500 = 66.6 lbs por ft
Wb+Wm = 76.6 lbs por ft
La mínima tensión To para una flecha del 3%, To = 4.2*Si*(Wb + Wm) = 4.2*4.5*76.6 =
1448 lbs
Tomando To como Tt, hallemos T2:
T2 = Tt - 0.015*L*Wb + H*Wb = 1448 + 0.015*600*10 + 36*10 = 1718 lbs
Kx = 0.00068*(Wb + Wm) + Ai = 0.00068*76.6 + 2.8/4.5 = 0.6743
- 171 -
Para la porción horizontal de 300 ft de long. Lx = L1, Ky de la tabla 6-2, con 0º de
pendiente, Wb+Wm = 76.6, es 0.0347, que corregido para un espaciamiento de 4.5 ft, la
tabla 6-3 da Ky = 0.0349
Ahora en el punto de inflexión:
Tcx = Tt + Twcx + Tfcx
Twcx = Hx*(Wb + Wm) = 0 ; Hx = 0
Tfcx = Lx*Kt*(Kx + Ky*Wb) + Lx*Ky*Wm ; Kt = 1.0 para 60ºF
Tcx = 1448 + 0 + 300*1*(0.6743 + 0.0349*10) + 300*0.0349*66.6 =
2452 lbs
Para la porción inclinada que comprende el accionamiento, Kx = 0.6743
De la tabla 6-2 Ky = 0.028, para una pendiente de 36/600 = 6%, Wb+Wm = 76.6, una
longitud de 600 ft. El valor Ky corregido usando la tabla 6-3 para un espaciamiento de 41/2 ft, es 0.0298
Ahora para Tcx = Tt + Twcx + Tfcx se utilizará como Tt el valor del Tcx anterior, es
decir 2452 lbs, así: Tcx = 2452 + Twcx + Tfcx = 2452 + Hx*(Wb + Wm) + Lx*Kx +
Lx*Ky*(Wb + Wm)
Tcx = 2452 + 36*76.6 + 300*0.6743 + 300*0.0298*76.6 = 6097 lbs
Sumando a Tcx la fricción de las poleas no accionadas, 2*150 + 4*100 = 700 lbs, luego
la tensión de la cinta en la polea principal es 700 + 6067 = 6797 lbs, que es T1, por
tanto:
Te = T1 - T2 = 6797 - 1718 = 5079 lbs
luego,
La Pot. de la cinta = Te*V/33000 = 5079*500/33000 = 77 hp
- 172 -
Análisis del problema 6 (fig. 6.25):
To ha sido ya calculada en el problema anterior (1448 lbs). Al igual que Kx = 0.6743.
Tomando Tt = To = 1448 lbs
Tt = T2 + L*0.015*Wb - H*Wb, T2 = Tt - L*0.015*Wb + H*Wb = 1448 600*0.015*10 + 36*10 = 1448 - 90 + 360 = 1718 lbs
Para la porción inclinada de 300 ft, con una pendiente 36/300 = 12%, y Wb+Wm = 76.6
la tabla 6-2 da un valor de Ky igual a 0.0293, que corregido para un espaciamiento de 41/2 ft, la tabla 6-3 da un valor de 0.0312
Tcx = Tt + Twcx + Tfcx
Kt = 1.0
Tcx = Tt + Hx*(Wb + Wm) + Lx*Kx + Lx*Ky*(Wb + Wm)
Tcx = 1448 + 36*76.6 + 300*0.6743 + 300*0.0312*76.6 = 5125 lbs, que es la
tensión de la cinta en la cima de la parte inclinada y comienzo del sector horizontal.
Para la parte horizontal, también Kx = 0.6743
El procedimiento para Ky es el mismo, longitud (completa) 600 ft, pendiente 36/600 =
6%, tabla 6-2, implica Ky = 0.028 que corregido para 4 1/2 de espaciamiento, la tabla 63 da Ky = 0.0298
luego,
Tcx = Tt + Twcx + Tfcx
pero ahora se toma por Tt el valor de 5125 lbs.
Twcx = 0 ya que Hx = 0, y Lx = 300 ft:
Tcx = 5125 + Lx*Kx + Lx*Ky*(Wb + Wm)
Tcx = 5125 +300*0.6743 + 300*0.0298*76.6 = 6012 lbs, que sumándole a
esta cantidad la fricción de las poleas no accionadas 2*150 + 4*100 = 700, implica que
T1 = Tcx + 700 = 6012 + 700 = 6712 lbs, así:
Te = T1 - T2 = 6712 - 1718 = 4994 lbs
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luego,
La Pot. de la cinta = Te*V/33000 = 4994*500/33000 = 75.7 hp
Al comparar estos dos transportadores de cinta, que manejan prácticamente las
mismas variables, se observa que la diferencia estriba en que el transportador de curva
cóncava requiere una mayor tensión en la polea principal que él de curva vertical
convexa, y por ende requerirá también mayor potencia en la cinta.
Equipamiento del accionamiento del transportador de cinta.La ingeniería prácticamente de todas las instalaciones involucra un conocimiento
inteligente de la apropiada aplicación del equipo de accionamiento del conveyor, que
incluye mecanismo de reducción de velocidad, motores eléctricos, controles, y
dispositivos de seguridad.
Ubicación del accionamiento.
La mejor ubicación para el accionamiento de un conveyor es el lugar donde se produce
la más baja de la tensión máxima de la cinta en operación normal. Para transportadores
horizontales ó inclinados, el accionamiento usualmente es colocado en el extremo de
descarga, mientras que para los declinados el accionamiento suele colocarse en el
extremo de cargado. Para condiciones y requerimientos especiales, la ubicación puede
advertirse , de ser necesario, en otros sitios.
La economía, la accesibilidad, ó el mantenimiento, pueden incidir en la escogencia del
lugar mas adecuado para la ubicación interna del accionamiento. Para grandes
transportadores un ahorro en la estructura de soporte puede ser determinante. Por lo
que en transportadores de pluma algunas veces son accionados desde el extremo de
carga.
Arreglos en el accionamiento del conveyor.- 174 -
El equipamiento del accionamiento normalmente consiste en un motor, un reductor, los
acoples y el eje de trasmisión. El más simple sistema de accionamiento que use el
menor número de unidades, usualmente es lo mejor. No obstante, razones económicas
y de operación pudieran pautar la inclusión de unidades con propósitos especiales en el
funcionamiento de dichos sistemas; como sería, por ejemplo, la modificación de las
características del arranque y la parada, ó quizás variar la velocidad de la cinta.
Mecanismos de reducción de velocidad.A continuación se mostrarán una serie de arreglos de accionamientos con sus
respectivos comentarios. (Van desde la figura 6.26 hasta la 6.33)
Fig. 6.26.- Motor reductor directamente conectado al eje de accionamiento de la polea
por medio de un acople flexible. Es el arreglo más simple, seguro y económico.
Fig. 6.27.- Motor reductor con piñón combinado con una cadena trasmisora al eje de
accionamiento de conveyor. Es uno de los menos costosos y es sustancialmente
confiable.
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Fig. 6.28.- Reductor de ejes paralelos acoplado directamente al motor y al eje de
accionamiento del conveyor. Es versátil, confiable, generalmente más riguroso en la
instalación y fácil de mantener.
Fig. 6.29.- Reductor de ejes paralelo acoplado al motor, y con cadena al eje de
accionamiento del conveyor. Proporciona flexibilidad en la ubicación; también es
adecuado para altos requerimientos de potencia.
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Fig. 6.30.- Reductor de engranaje cónico-helicoidal, ó de tornillo sinfín, acoplado
directamente al motor y a la barra de accionamiento del conveyor. Es a menudo
deseable por razones de ahorro de espacio y sencillez de soportería. El reductor
cónico-helicoidal es mucho más costoso pero más eficiente.
Fig. 6.31.- Reductor cónico-helicoidal, ó de tornillo sinfín , acoplado al motor y al eje de
accionamiento a través de una cadena. Este arreglo es apropiado cuando se solicita
una alta relación de trasmisión en mas bajos requerimientos de potencia. Es
ligeramente menos eficiente, pero tiene bajo costo inicial y es el más flexible en
términos de ubicación.
Fig. 6.32.- Variador de velocidad montado sobre la barra de accionamiento del
conveyor y accionado por un sistema de correas en "V" desde el motor. Bajo costo
inicial, flexibilidad en la ubicación, posibilidad de variación de la velocidad y ahorro de
espacio donde grandes relaciones de reducción de velocidad no son requeridas y
tampoco grandes potencias.
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Fig. 6.33.- Accionamiento de dos poleas por dos motores, llamado también sistema
motriz de polea dual, entre las poleas y los motores se interponen unos reductores de
engranajes helicoidales. El uso de un accionamiento doble puede resultar
económic amente más apropiado al poder reducirse las tensiones de la cinta.
La selección del tipo de mecanismo de reducción de velocidad puede ser determinada
por preferencia en costos, limitaciones de potencia, limitaciones de espacio disponible,
limitación en el propio mecanismo de reducción de velocidad entre otros.
El uso de reductores de velocidad en el accionamiento de transportadores es casi
universal hoy día.
Todos los arreglos mostrados pueden ser ensamblados a derechas ó a izquierdas.
Eficiencias del accionamiento.Para determinar la mínima potencia que debe entregar el motor, es necesario dividir la
potencia solicitada en el eje del accionamiento del conveyor por la eficiencia total del
mecanismo de reducción de velocidad; y para determinar la eficiencia total se
multiplican las eficiencias de cada unidad del tren de accionamiento.
Las eficiencias en la tabla 6-11 no son las de las unidades de accionamiento por si
mismas sino que la tabla lista la eficiencia para varios mecanismos de reducción de
velocidad en forma conservadora ya que toma en cuenta ciertas condiciones adversas e
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imprevistas que pueden ocurrir en campo, como desalineación, mal mantenimiento,
cambios climáticos entre otros.
Esta tabla puede diferir de los valores que presentan los fabricantes de esos
mecanismos; sin embargo como se señaló antes, los valores presentados cubren de
algún modo las condiciones adversas que se presentan en campo.
Como ejemplo, si se quiere usar una combinación de un reductor de doble engranaje
helicoidal (efic. = 0.94) con un sistema de trasmisión de cadena con protección abierta
(efic. = 0.93), la eficiencia del conjunto será: 0.94*0.93 = 0.874 y si la potencia al eje de
accionamiento es de 13.92 hp, la potencia requerida por el motor será: 13.92/0.874 =
15.9 hp; por tanto, será necesario un motor de al menos unos 20 hp.
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Mecanismos de velocidad variable.Los métodos mecánicos más comunes para obtener velocidades variables en las
cintas transportadoras son utilizando: correas en "V" sobre poleas ó roldanas de
diámetro de paso variable acanaladas, transmisiones de velocidad variable, y
acoplamientos hidráulicos de velocidad variable.
La escogencia de estos mecanismos depende de la potencia y el torque a ser
trasmitidos, el rango de velocidad y la precisión del control requerido, además de los
costos relativo inicial y de mantenimiento.
Mecanismo arrancador (creeper drive).Es usado donde las condiciones climáticas por bajas temperaturas causan formación
de hielo sobre la cinta transportadora, y que dan como resultado pérdidas en la
efectividad del conveyor. Este mecanismo consiste en un pequeño motor y sistema de
accionamiento auxiliar, el cual a través de un embrague se encarga de accionar el
conveyor vacío a muy baja velocidad. Los creepers son usados en momentos en que la
cinta está vacía para ir previniendo la formación dañina de hielo, sobre todo en los
elementos móviles del sistema transportador.
Sistemas anti-retorno (Backstops).Un conveyor inclinado cargado y con pronunciada pendiente tiende a moverse hacia
atrás cuando su movimiento normal hacia adelante es detenido por un corte de energía
ó por alguna falla mecánica en el accionamiento de la maquinaria. El material al
moverse hacia atrás formaría un apilado en el extremo de cola del conveyor, lo cual
pudiera causar serios daños a la correa, crear condiciones peligrosas, y trabajo
adicional en limpieza y despeje de material. Para prevenir el reverso del movimiento se
ha de usar un backstop.
Un backstop es un dispositivo mecánico que le permite al conveyor operar solamente
en la dirección deseada; es decir, permite la libre rotación en una dirección, pero se
tranca automáticamente en la dirección contraria.
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Existen tres diseños generalizados: tipo freno de banda diferencial, de uña y trinquete,
y embrague de sobre marcha (ver figuras 6.34, 6.35, y 6.36).
Cuando la fuerza requerida para levantar la carga verticalmente es mas grande que la
mitad de la fuerza requerida para mover la cinta horizontalmente, se dice entonces que
se requiere un backstop, ó sea cuando:
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H*Wm > [L*Kt*(Kx + Ky*Wb + 0.015*Wb) + Wm*L*Ky]/2
Se omiten las fuerzas por fricción de los accesorios, por aceleración y las resistencias
en las poleas, o sea Tac, Tam, y Tp. Pudiera omitirse también el factor de temperatura.
Ya que un backstop es un dispositivo de seguridad, es importante que las fuerzas de
fricción que contribuyen a retardar el movimiento, no sean sobreestimadas. Por tal
motivo como criterio, la fórmula anterior reduce la fuerza de fricción en un 50% y elimina
la de los accesorios, además del factor de corrección por temperatura.
Los backstops están basados en la seguridad del torque que ellos puedan desarrollar,
y para determinar la cantidad aproximada de torque que requiere un backstop montado
sobre el eje de la polea de accionamiento, apliquemos el siguiente análisis:
r : radio de la polea de accionamiento, ft
rpm : revoluciones por minuto del eje de la polea motriz
Torque requerido por el backstop:
torque = r*(H*Wm - [L*Kt*(Kx + Ky*Wb + 0.015*Wb) + Wm*L*Ky]/2)
Como HP = rpm*torque/5250 luego la potencia del freno es:
HPb = rpm*r*(H*Wm - [L*Kt*(Kx + Ky*Wb + 0.015*Wb) + Wm*L*Ky]/2)/5250 en hp
Esta fórmula aplica a transportadores inclinados rectos. Para perfiles irregulares se
debe hacer un análisis especial.
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Frenos.Un transportador declinado regenerativo cargado es contenido de desbocarse por una
fuente de poder, cualquier interrupción de energía ó falla del accionamiento hará que la
cinta y la carga corran fuera del control. Por lo que, para prevenir esto se debe utilizar
un apropiado y bien localizado freno.
Un conveyor horizontal, ó declinado que no sea regenerativo, q ue pueda marchar
libremente a un grado no tolerable, también requerirá un freno para regular el tiempo de
parada y la distancia.
Un freno es un dispositivo de fricción para darle a la cinta transportadora una parada
controlada, ó sea, que además de ser usados para llevar al reposo el conveyor en un
eventual corte de energía, también tiene como función controlar la distancia de marcha
libre cuando se esté decelerando el sistema; esto, con el objeto de limitar la cantidad de
material que se ha de descargar durante el intervalo de parada.
Los frenos hacen la función de backstops sobre transportadores reversibles inclinadas,
puesto que, los propios backstops son unidireccionales.
Los frenos usados en el control de la cinta operan bajo el principio de embrague de
superficies de contacto a través de resortes y desembrague por medio de un magneto ó
una combinación de motor eléctrico con bomba hidráulica. Estos dos tipos de frenos
están clasificados por el método de desembrague de superficies de frenado. El freno
Eddy-current (magnético) también es usado para la deceleración.
Prácticamente todos los transportadores que contemplan subidas ó bajadas, además
de necesitar fuerzas de frenado, también deben actuar para mantener el transportador
parado por razones de seguridad, y para ello deben proporcionar un torque suficiente
que satisfaga ese parado a full carga.
Cualquier conveyor que bajo ciertas condiciones de carga se torne regenerativo, para
propósitos de análisis de la desaceleración y de mantener la potencia del frenado, debe
ser considerado como un conveyor declinado.
Freno mecánico por fricción directa.Estos frenos son comúnmente operados por medio de electricidad. Por razones de
seguridad al darse un corte de energía se deben activar los resortes que juntarán las
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superficies de contacto, que luego se despegarán por algún sistema eléctrico. O sea
que, en estado normal de operación los resortes deben estar retraídos por acción de
una bobina eléctrica. Este tipo de freno se diseña para desacelerar el conveyor y
mantener el parado.
Los diseñadores deben tener muy en cuenta que los frenos de fricción no son
dispositivos mecánicos de precisión debido a las desventajas inherentes en las
propiedades de las guarniciones, las cuales constituyen el elemento directo responsable
del torque. El coeficiente de fricción de la zapata y del disco del freno es afectado por la
temperatura, la humedad, y el grado de desgaste que se va produciendo en la zapata.
Freno magnético (Eddy-current Brake).Este freno produce un torque dinámico por medio de un tambor liso que rota en un
campo magnético producido por una bobina con un campo estacionario. La corriente es
generada en la superficie del tambor desde el momento en que éste rota. Una atracción
magnética entre las corrientes y los polos de la armadura del campo produce el torque
de frenado en el tambor. Este torque varía directamente con la corriente de campo y la
velocidad del tambor, y se puede ajustar a manera de pasos por un sistema de control.
Obviamente que este sistema no es efectivo para mantener la acción de frenado en
fallas de corriente, y por lo tanto hay que combinarlo con un freno auxiliar mecánico de
fricción. Desde el momento en que el tambor se va deteniendo, el torque va
disminuyendo haciéndose cero cuando el tambor cesa de girar. He ahí la acción del
freno de fricción, de servir también para decelerar el conveyor en caso de falla de la
corriente eléctrica.
La deceleración también puede ser efectuada con el motor del accionamiento y su
control. Existen tres maneras básicas de llevar acabo esta acción de frenado, pero
ninguna de ellas proporciona energía para mantener el conveyor cuando éste alcanza el
reposo; de allí la necesidad de recurrir siempre a algún tipo de freno externo auxiliar
para mantener el conveyor en la condición de parado.
(Plugging).Acción de tratar de invertir la rotación del motor para producir un torque opuesto.
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Aquí, la corriente es invertida y un torque contrario es desarrollado. Esta fuerza intenta
rotar el motor en una dirección opuesta al movimiento existente siendo la energía
disipada en forma de calor. El motor debe ser desenergizado cuando alcanza la
velocidad cero, porque de otra forma el motor tratará de acelerarse en la dirección
inversa.
Motores de jaula de ardilla son los más adecuados para este tipo de aplicación.
Se debe acotar que no existe efecto alguno de mantener la velocidad en cero, y que las
pérdidas de potencia eléctrica durante el plugging son altas.
Frenado dinámico.Se trata de un sistema de frenado eléctrico en el cual el motor es usado como
generador y la energía cinética de la carga es empleada como medio de fuerza
retardadora. Para un motor de corriente alterna de freno dinámico, es necesario proveer
una fuente de excitación de corriente continua durante el periodo de frenado. El control
es un arreglo tal que cuando el botón de parada está hundido y el contactor de la línea
de corriente alterna está abierto, otro contactor se cierra para conectar la excitación a
una fase del inducido, actuando entonces, el motor como generador cargándose por la
corriente que fluye por el inducido de jaula. El torque de frenado, el cual varía en
proporción a la corriente de excitación, rápidamente se incrementa desde el momento
en que el motor se detiene un poco, pero luego va decreciendo a velocidades cercanas
a cero. El torque de frenado desaparece cerca de la velocidad cero, no habiendo efecto
de aguantar a velocidad cero con una fuerza la cinta.
Frenado regenerativo.Los motores con inducido de jaula operando por encima de las velocidades de
sincronismo, tienen inherentes características de torque retardante, lo cual le da visos
de frenado regenerativo (también aplicable a motores de multi-velocidad por encima de
sus velocidades de sincronismo). La energía generada por el motor fluye de regreso a
la línea eléctrica. Se debe tomar cuidado en que el sistema de energía eléctrica sea
capaz de absorber la energía generada por el motor.
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Este tipo fundamental de freno es especialmente usado para transportadores
declinados operando a una velocidad tal que maneje el motor a su velocidad de
sincronismo, mas el deslizamiento.
Combinación de frenos y dispositivos de parada (Backstops).A menudo un freno es usado para controlar el intervalo de parada de un conveyor
inclinado. Si el conveyor es grande e importante, y que puede devolverse a la hora de
una eventual falla mecánica ó un corte de energía, la prudencia dicta el uso de un
backstop mecánico por precaución, además del freno operado eléctricamente.
Las superficies de fricción de los frenos y los frenos usados como backstops, no
desarrollan el factor de diseño hasta que las superficies de contacto tengan desgaste
dentro del efecto de full contacto; desde luego, los frenos de fricción usados como tales
ó como backstops deben ser ajustados en “proceso de uso”.
Restricciones de los transportadores declinados.Los transportadores declinados tipo regenerativo, restringen su operación normal por el
motor de accionamiento que actúa como un generador cuando la cinta y su carga
fuerzan al motor a girar más rápido de su velocidad de sincronismo. El motor puede
fallar a restringir la operación normal produciéndose el desboque de la cinta y la carga
cuando es forzado a una velocidad donde su corriente de salida es excesiva; teniendo
entonces el dispositivo de protección contra la sobrecarga que abrir el circuito.
La apropiada selección del motor y los controles evitará esta contingencia. No
obstante, un freno se debe suplir para actuar cuando el circuito de la energía esté roto.
Un suiche centrífugo es a menudo usado en transportadores declinados para abrir los
circuitos de control eléctrico a sobre-velocidades predeterminadas, y también para
accionar el freno. El suiche es como una seguridad contra fallas mecánicas en la
maquinaria de accionamiento.
Un freno es usualmente ubicado en el extremo de cola de un transportador declinado.
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En la tabla 6-12 se dan algunas consideraciones para el uso de frenos y backstops en
transportadores horizontales, inclinados y declinados.
Desaceleración por frenos.Los frenos son necesarios en los transportadores declinados para que puedan ser
parados contra una excesiva marcha libre o un embalamiento. También se han de
aplicar a transportadores horizontales e inclinados por razones un tanto parecidas.
Excesiva marcha libre pudiera descargar más material que lo que la siguiente cinta u
otras unidades pudieran manejar. Los cálculos matemáticos y una cuidadosa selección
de un freno de buen tamaño, eliminarían tales dificultades.
Aparatos ó dispositivos para la aceleración, desaceleración y control del torque.Arranque del conveyor.El arranque suave del conveyor es muy importante, y puede lograrse con el uso de un
equipo de control de torque, mecánico ó eléctrico, ó una combinación de ambos. El
diseñador debe investigar los esfuerzos de aceleración de los componentes del
conveyor para asegurar que los esfuerzos totales permanezcan dentro de los límites de
seguridad.
El arranque suave puede ser una muy importante consideración donde se ha de
instalar un exceso de potencia con el fin de prever posibles aumentos de capacidad ó
futuras extensiones de la cinta. En los casos de transportadores que tienen curvas
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verticales y/o trippers, un arranque demasiado rápido puede causar excesivo
levantamiento de la cinta desde los bastidores, por lo cual se necesitaría una
aceleración gradual de la cinta.
Aceleración controlada.La aceleración puede ser controlada por varios tipos de dispositivos y equipos
eléctricos.
Motor de rotor devanado con arranque por pasos.- Por adición de una resistencia
externa en el segundo embobinado, eléctricamente accesible a través de anillos
rozantes, el torque puede ser controlado por pasos planificados. Esto permite un
programa diseñado para adaptarlo a un particular conveyor, y superar los problemas de
excesiva tensión en la cinta, problemas debido al perfil en las cintas verticales y otros
problemas que son resueltos por el control de tiempo del arranque.
Este tipo de dispositivo de control eléctrico ha sido usado ampliamente por muchos
años sobre grandes sistemas de transportadores de cinta.
Motor de inducción de jaula de ardilla con autotransformador.- Otro método de controlar
el torque y el tiempo de aceleración, es el uso de un motor de inducción (normal ó de
alto torque) con autotransformador. Su uso debe ser chequeado ya que el bajo torque
de arranque causado por el voltaje reducido puede no ser suficiente para vencer la
fricción estática de arranque del transportador, inclinado ó no.
Acoples de corrientes parásitas (Eddy-current).- Estos dispositivos electromagnéticos
están compuestos por tres partes básicas: un rotor construido de múltiples polos
(prendido a un eje), un cilindro ó tambor hueco de hierro el cual envuelve el rotor
(prendido a otro eje), y una bobina electromagnética estacionaria la cual envuelve al
rotor y al tambor proporcionando un campo magnético en el cual ellos operan.
La bobina electromagnética es energizada por una baja potencia, suplida por corriente
directa. Cuando ó el rotor ó el tambor es rotado, se inducen las corrientes parásitas las
cuales activan un segundo campo que a su vez crea un torque entre el rotor y el
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tambor. El miembro externo ó accionado nunca alcanza la misma velocidad del
miembro interno ó accionador. Esta diferencia inherente de velocidad es llamada "slip".
Las pérdidas por slip se manifiestan como calor, el cual se debe disipar por aire ó agua
de enfriamiento.
En un accionamiento de conveyor, el acople eddy-current es colocado entre el motor
de jaula y el reductor de velocidad, sobre el eje del motor, y sobre el eje de entrada del
reductor. Como el grado de excitación de la bobina determina el slip entre los miembros
accionado y accionador, es obvio que el acople eddy-current proporcione un medio
ideal para controlar la aceleración. La excitación de la bobina se puede incrementar
para un periodo de tiempo definido, cuestión que se puede hacer a través de un control
regulador de velocidad con retroalimentación de tacómetro.
Ventajas de este acople: 1) Requieren baja potencia para la excitación de la bobina. 2)
Permiten un arranque suave controlado. 3) El motor puede arrancar y acelerar sin tener
conectada la carga. En aplicaciones de frecuente arranque y parada el motor puede
correr en forma continua. 4) Se pueden obtener velocidad variable. Sin embargo, en las
aplicaciones de velocidad variable el slip adicional genera más calor el cual deberá ser
disipado. 5) Un acople eddy-current modificado puede ser usado como un freno
decelerador, mas no para mantener parada la cinta.
Entre las desventajas están: 1) Requieren espacio adicional en el accionamiento. 2)
Los tamaños más grandes deben ser provistos de sistemas de enfriamiento por agua.
3) Generalmente, son más costosos que un motor con rotor devanado y arrancador de
voltaje reducido.
Acoplamientos de fluido.- Son mecanismos de dos piezas que consisten en un rodete y
un impelente que van dentro de una carcasa llena de aceite. El impelente va conectado
a la barra de accionamiento y el rodete a la barra accionada. El acople está ubicado
entre el reductor y el motor. Cuando el impelente gira el aceite es arrojado hacia la
periferia chocando contra las paletas del rodete y produciendo un torque sobre éste,
proporcional al peso y rata del fluido. El acople de fluido es básicamente como un
embrague deslizante. Y, al igual que el acople eddy-current el slip se refleja en términos
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de calor. A diferencia de su contraparte eléctrico, el acople de fluido no se usa como un
dispositivo de velocidad variable.
Cuando se aplica apropiadamente, un acople de fluido produce razonablemente una
suave aceleración en cargas de alta inercia. La velocidad del motor levanta rápidamente
a un punto cerca de la condición de máximo torque. Esto hace del motor estándar de
jaula de ardilla un accionador ideal, ya que su torque pico es cercano al 200% del
torque de full carga.
Acoples hidráulicos de velocidad variable.- Estos han sido usados con muy buen éxito
especialmente en Europa. Consisten en un acople de fluido con unas barras de entrada
y de salida, un intercambiador de calor, una bomba de aceite para la carga, y un control
asociado. La cantidad de aceite en el acople es variable, y el control puede ser manual
ó completamente automático.
La variación de velocidad en un rango de 4 :1 es posible.
Estos mecanismos hidráulicos tienen la mayoría de la semblanza de los acoples eddycurrent.
Acoples de fluido seco.- Son similares a los acoples de fluido de aceite, excepto que,
consisten en una carcasa chaveteada al eje del motor, y un rotor el cual está conectado
a la carga. La carcasa contiene una carga de municiones de acero en vez de un fluido.
Cuando el motor es arrancado, la fuerza centrífuga arroja la carga de perdigones a la
periferia interior de la carcasa rellenando el ro tor, y algunos deslizamientos tienen lugar
antes de que la carcasa y el rotor finalmente se traben juntos. La potencia es trasmitida
luego, del motor a la carga.
La cantidad de la carga de perdigones determina el torque durante la aceleración;
determinándose también el torque limitado del acople.
Acoples de fluido misceláneos.- Similares a los acoples de fluido seco, pero en vez de
trabajar con una carga de perdigones de acero, emplean mas bien silicón, mercurio, etc.
Se requiere de consulta a los fabricantes sobre detalles de rendimientos específicos y
particularidades de estos acoples.
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Acoples de embrague centrifugal.- Consisten en un cubo accionador, un mango ó
tambor accionado, y una serie de zapatas conectadas al cubo. La periferia de cada
zapata está provista de material de revestimiento de freno.
La barra accionadora carga con el cubo, y la barra accionada con el tambor. Cuando el
cubo rota, la fuerza centrífuga impulsa la zapata hacia afuera contra el interior del
tambor, para trasmitir la potencia de la carga. También ocurre deslizamiento, lo cual
produce el efecto de arranque suave.
Volante de inercia.- El control mecánico del arranque y la parada pueden ser cumplidos
por medio de un volante de inercia, quién sumado al WK^2 del accionador principal,
hace incrementar el tiempo de arranque y limita el torque de entrada al sistema
transportador; también incrementa el tiempo de parada y la distancia.
Embragues mecánicos.- Estos mecanismos pueden efectivamente controlar el torque
de arranque; permiten ajustar la cantidad de torque a la velocidad que se aplica. Puede
ser preseteado a la rata de aplicación y al límite máximo
Determinación del requerimiento del freno (cálculos de la desaceleración).Para determinar la acción de frenado se deben conocer las distintas circunstancias a
las cuales estará sometida la cinta transportadora, específicamente de cuantas
maneras se tendrá que detener la cinta, es decir, la parada será intencional y cuanto
tiempo deberá emplear para pararse, si se parará por un corte ó falla de energía. Qué
problemas acarreará? En fin, se deberán tomar en cuenta muchos factores tales como:
la configuración del perfil, relación del trabajo con respecto a otras cintas, caos por
apilamientos repentinos de fallas y posibles daños por el tipo de material manejado,
demoras por la necesidad de despeje del material apilado y revisión de la situación de
los elementos del conveyor entre otros.
Es obvio que los accionamientos en un sistema de transportadores, el cual consiste en
más de una cinta y donde al menos una alimenta a otra, tienen que estar
- 191 -
interconectados eléctricamente para que a la hora de una parada por falla ó no, puedan
evitarse situaciones indeseadas en el conjunto.
Generalmente hablando, en cualquier sistema con mas de un conveyor, la longitud del
ciclo de deceleración de cualquier conveyor que suceda a otro, deberá ser igual o
mayor que él que le precede.
Si las propiedades inherentes de varias unidades no permiten que los ciclos de
deceleración concuerden con la regla básica, dos remedios son posibles: 1) Un freno
debe ser aplicado a esos transportadores con marcha libre demasiado larga. Esta es
una solución franca y relativamente sencilla de cumplir. 2) La energía almacenada de
esos transportadores la cual sobreviene a una parada repentina, puede ser transferida a
un volante de inercia. Aunque un volante de inercia puede alargar la distancia de
parada de un conveyor, también incrementará el tiempo de su aceleración. Esto debe
ser muy tomado en cuenta por el diseñador.
No obstante, en muchos casos, la aplicación de un freno será encontrado más
conveniente, a menos que su uso sobreesfuerce cualquier miembro de la unidad a la
cual se está aplicando.
El material de descarga durante el intervalo de frenado.Para determinar la cantidad de material descargado durante el intervalo de frenado, se
debe asumir que el conveyor decelera a una rata constante . Luego, la distancia
recorrida mientras se está parando desde full velocidad, es la multiplicación de la
velocidad promedio por el tiempo del intervalo de frenado.
Recorrido = (V + 0)/2*td/60 = V*td/120 en ft
Donde,
V : velocidad de la cinta, fpm
td : tiempo real de parada, segundos
Si la cantidad de material que puede ser descargada, de manera segura a otra cinta u
otra unidad, es conocida, la longitud máxima de tiempo del intervalo de frenado puede
ser determinada como sigue:
Wd = V*tm/120*Wm
Donde,
tm = 120*Wd/(Wm*V)
- 192 -
con,
tm : máximo tiempo permisible de parada, segundos (intervalo
de deceleración ó frenado)
Wd : peso del material que puede ser descargado, lbs
Wm : peso del material en libras por ft de cinta
Fuerzas que actúan durante el frenado ó la deceleración.Las que actúan sobre el conveyor durante una parada de frenado están incluidas: la
inercia, la resistencia por fricción, la fuerza de gravedad del material, en inclinación ó
declinación, y la fuerza del freno.
Las fuerzas de resistencia por fricción y la de gravedad por carga del material si existe,
con su respectivo signo se agrupan en Te. La de frenado es la suma algebraica de la de
inercia y la tensión efectiva.
Así que, para transportadores horizontales, inclinados, y declinados no regenerativos,
la fuerza de frenado es igual a las fuerzas de inercia menos la tensión efectiva, ó sea
que aplicando la segunda ley de Newton ? F = M*a se tiene:
Fd + Te = Me*V/(60*tm)
luego,
Fd = We*V/(60*g*tm) - Te
Para un declinado regenerativo sería:
Fd – Te = Me*V/(60*tm) ? Fd = We*V/(60*g*tm) + Te
Donde,
Fd : fuerza de frenado en la línea de la cinta, en lbs
Me : Masa en mov imiento (equivalente), slugs
g : aceleración de la gravedad, 32.2 ft/s^2
We : peso equivalente de las partes en movimiento del conveyor y su
carga, lbs
V : velocidad de la cinta, fpm
tm : tiempo máximo permisible de parada, segundos (frenado ó
intervalo de deceleración)
Te : tensión efectiva ó tensión de la potencia de accionamiento, lbs
- 193 -
Localización del freno.Un análisis del diagrama de tensión durante la deceleración debería ser hecho para
determinar la polea apropiada sobre la cual se aplicará el freno. Las fuerzas de frenado
se sumarán a la fricción y a las de levantamiento positivo.
Si el freno es instalado sobre la polea de accionamiento en el terminal principal, la
fuerza del compensador automático debe ser suficiente para trasmitir la fuerza de
frenado a través de dicho compensador. El factor de abrace en la polea del frenado
debe ser chequeado para adecuarlo durante el frenado. También, la mínima tensión en
el camino de carga debe mantenerse durante el frenado; y la máxima tensión permisible
no debe ser excedida durante la deceleración.
Para transportadores inclinados y cortos, puede ser posible el freno a través de la
polea principal ó la polea de accionamiento, al proporcionarle al compensador suficiente
fuerza para absorber la fuerza de frenado y aún mantener la tensión del lado flojo,
satisfaciendo el requerido factor de abrace. Si esto no es práctico, como en el caso de
los transportadores horizontales largos ó declinados, la fuerza de frenado deberá
aplicarse a la polea de cola.
La máxima tensión de la cinta durante la deceleración se calculará asegurando que no
se exceda de la tensión permisible de arranque (ó frenado). Si se encuentra que la
tensión de la cinta excede la cantidad permisible, una correa mas pesada podrá
requerirse. También se pudiera reanalizar la situación para ver si se pone un freno más
pequeño que actúe en un periodo mas largo de tiempo. Si el conveyor está sujeto a
paradas frecuentes, las poleas y los ejes deben seleccionarse para las más altas
tensiones que aparecen durante la deceleración.
Torque del frenado.La fuerza de frenado determinada arriba actuando en la cinta, multiplicada por el radio
de la polea del conveyor frenada, da la requerida capacidad de torque de frenado,
siempre que el freno es té instalado sobre el mismo eje de la polea frenada del
conveyor. O sea Torque = Fd*r
Donde,
Fd : fuerza de frenado en la cinta
r : radio de la polea del conveyor sobre la misma barra del freno, ft
- 194 -
Si el freno va a ser instalado sobre algún otro eje que no sea el de la polea del
conveyor, el torque requerido es convertido por la multiplicación del torque descrito
antes, por las revoluciones por minuto del eje para el cual el torque fue determinado.
Este producto es luego dividido por las revoluciones por minutos de la barra sobre la
cual el freno será montado.
Se ha de seleccionar el freno con el torque nominal más alto siguiente (inmediato
superior en el catálogo).
Capacidad de absorción de calor del freno.Lo anterior es para referirse a la selección del freno sobre la base del torque
solamente.
Parar una masa en movimiento, en el caso del conveyor, involucra la absorción de
energía cinética de , la cinta, la carga, y la maquinaria en movimiento. Esta energía solo
puede ser disipada en forma de calor en el freno. La subida de temperatura de los
elementos del freno no debe dañar el freno.
Las zapatas ó guarniciones para freno industriales usualmente son hechos de malla ó
asbesto moldeado, más varios rellenos y adhesivos. El coeficiente de fricción de estas
guarniciones en una rueda de freno, varía considerablemente con las condiciones
ambientales, las cuales no permiten que un valor definitivo del coeficiente sea dado.
Los coeficientes, y consecuentemente los valores de torque pueden variar ampliamente
desde guarniciones nuevas y/o ruedas nuevas, hasta superficies de ruedas y
guarniciones ambas gastadas. Esto requiere de aproximadamente de 4000 a 6000
operaciones de asentamiento de frenado a full torque. Durante este periodo el torque
estático pudiese caer en un 30% por debajo del valor que da el asentamiento inicial; y el
torque dinámico en un 50%. Por lo que la discusión sobre el valor del torque solo se
referirá a guarniciones y ruedas "bien gastadas".
Los torques estático y dinámico varían con las temperaturas de la superficie de la
rueda. De 50 ºC a 75 ºC, el torque estático puede ser tanto como un 30% a un 35%
alto. Pero puede caer rápidamente si la temperatura de la rueda se llegase a elevar.
De 115 ºC a 135 ºC, el torque estático está cercano al normal. En 150 ºC puede estar
5% a 7% por debajo del normal. El dinámico pudiera ser 10% a 15% alto de 40 ºC a 60
- 195 -
ºC, y luego subir rápidamente hasta tener en 115 ºC a 150 ºC un 140%, pero puede
caer violentamente si se sigue elevando la temperatura.
Debido a estas variaciones, las ruedas de frenado se han tasado en 120 ºC de subida
de temperatura para una disipación normal de energía. Las capacidades de absorción
de energía , que se expresan en "hp segundos", están basadas en un máximo de
elevación de temperatura a 120 ºC en la rueda del freno cuando se aplican a unos
intervalos de tiempo establecidos.
Los frenos tienen mas baja capacidad para mas frecuentes paradas considerando que
no se enfriarán lo suficientemente entre parada y parada como para que se pueda
disipar el calor tan rápidamente.
La humedad también es un factor adverso al torque de frenado ya que las guarniciones
de los frenos la absorben. Si un freno queda no operativo por algún tiempo en un
ambiente de alta humedad, el torque de frenado pudiera reducirse en un 30% al
momento del freno activarse. Esta condición se autocorrige ya que el calor generado
rápidamente evapora la humedad, restaurándose el torque casi completamente al final
del primer ciclo de frenado. En este caso, el efecto es solo un tiempo mas largo que el
usual para hacer la primera parada.
Las variaciones dadas en cualquier material para guarnición, y las condiciones de las
superficies de la zapata y la rueda, pueden resultar en un 10% más ó menos de
variación en el torque durante sucesivas paradas.
Es evidente que los frenos industriales no son dispositivos de precisión. El método
normal de ajuste del torque es por ajuste de la longitud del resorte ó el ajuste de la
longitud del tornillo.
Cuando el efecto de frenado es muy importante en la operación del conveyor, el freno
debería ser reajustado para optimizar el frenado y lograr la requerida parada y
sostenimiento del conveyor después de la primera instalación del freno. Para
transportadores en situaciones críticas puede necesitarse el reajuste del freno más de
una vez durante el periodo de recambio de las guarniciones ó zapatas.
- 196 -
Cálculos del freno.Para chequear la absorción de calor de la rueda del freno para una simple parada de
un conveyor cargado, primero se determina el tiempo real de parada para el freno
seleccionado.
td = (We*V/(32.2*60))/(Zb/r*rpmb/rpmp + Te)
donde,
td : tiempo real de parada, segundos
We : peso equivalente de las masas en movimiento, lbs
V : velocidad de la cinta, fpm
Zb : capacidad de torque del freno ó torque prefijado, lb-ft
rpmb : revoluciones por minuto en el eje del freno
rpmp : revoluciones por minuto en el eje de la polea motriz
r : radio de la polea de accionamiento, ft
Para transportadores regenerativos Te será negativa.
La energía que debe ser absorbida por el freno cuando se está haciendo una simple
parada de un conveyor cargado, es expresada como sigue:
Energía, en hp-segundos = Zb*rpmb*td/10500
Cuando el freno está sobre la barra de la polea motriz, rpmb = rpmp
La absorción de calor debería ser ap robada por el fabricante del freno para el ciclo de
servicio anticipado.
Si el freno seleccionado no tiene capacidad para la absorción de calor requerida, un
freno modificado ó más grande con la necesaria capacidad de absorción debe ser
usado. El resorte o tornillo según sea, se ajustaría al torque deseado.
Ejemplo de un cálculo.Se usarán los datos del problema 3, ya que los WK^2 y el peso total equivalente han
sido calculados.
Especificaciones:
V = 500 fpm
- 197 -
Wm = 226 lbs por ft
Te = 16405
T2 =
5742
To =
3067
Tt =
7054
Peso equiv. de las partes móviles en el conveyor =
162696 lbs
Peso de la masa total de la carga =
543360 lbs
Peso equiv. total para la determinación de tensión de la cinta = 706056 lbs
Peso equiv. del accionamiento en la cinta =
Peso equiv. total para el frenado We =
62870 lbs
768926 lbs
Asumiendo que el conveyor descarga dentro de una tolva que solo puede retener 9000
lbs de material, el tiempo máximo permisible de parada es:
tm = 120*Wd/(Wm*V) = 120*9000/(226*500) = 9.54 segundos
La fuerza de frenado en la línea de la cinta es:
Fd = We*V/(60*g*tm) - Te = 768926*500/(60*32.2*9.54) - 16405 = 4454 lbs
Análisis:
Si la fuerza de retraso equivalente total de 4454 lbs, es aplicada al eje del
accionamiento del terminal principal, una proporción igual a 62870*500/(60*32.2*9.54) =
1706 lbs de la fuerza equivalente sería absorbida en retrasar los componentes del
accionamiento (observando que el sector accionamiento es pura inercia en ese
momento). La diferencia, 4454 - 1706 = 2748 lbs de la fuerza equivalente sería
trasmitida a la cinta por la polea para retrasar las partes en movimiento del conveyor
mas la carga. Esta fuerza la llamaremos Teb.
Durante el frenado, la tensión más alta en la cinta será T1b, sobre el camino de retorno
justamente después de la polea motriz. Si el compensador automático debe estar a
punto para someterse a la fuerza de frenado, T1b puede ser asumida igual a T2
(Tensión lado flojo durante la operación normal de la cinta).
Como T1b - T2b = Teb sustituyendo T2 por T1b, se tiene:
T2 - T2b = Teb = 5742 - T2b = 2748, luego T2b = 5742 - 2748 = 2994 lbs, que es la
tensión en el camino de carga en la polea motriz del terminal principal durante el
- 198 -
frenado. Se observa que no es suficiente, ya que la tensión mínima que se había
calculado es To = 3067 lbs.
También con T2b = Cwb*Teb chequeamos el factor de abrace durante el frenado:
Cwb = T2b/Teb = 2994/2748 = 1.09, lo cual es suficiente ya que el valor del factor de
abrace para prevenir el deslizamiento entre la polea y la cinta es 0.35
Cuando el frenado en el accionamiento en el terminal principal produce muy baja
tensión, o muy pequeño factor de abrace, se hace necesario incrementar la tensión de
la cinta por un aumento de la fuerza del compensador automático.
La alternativa al frenado en la polea de accionamiento en el terminal principal es aplicar
el frenado en la polea de cola.
En este caso, la fuerza entera de frenado de 4454 lbs deberá ser trasmitida a la cinta.
Cuando la energía del accionamiento es interrumpida, y al momento que el freno surte
efecto, la tensión en el camino de retorno en la polea de cola aplicando la 2ª Ley de
Newton ? F = M*a en dicho camino es:
T2 + fricción de poleas + fricción bastidores de retorno – T2b = inercia de las partes en
movimiento en el camino de retorno. Luego,
T2b = T2 + fricción de poleas + fricción bastidores de retorno - inercia de las partes en
movimiento en el camino de retorno
Fricción de las poleas = 4*100 + 1*150 = 550 lbs
Fricción bastidores retorno = L*0.015*Wb = 2400*0.015*17 = 612 lbs
Los pesos equivalentes de las partes moviéndose en el camino de retorno son:
Cinta de retorno, L*Wb = 2400*17 = 40800 lbs
Peso equiv. de las partes rotando en los bastidores de retorno (tabla 5.14) = 48.4 lbs
Peso total de las partes rotando en el retorno = 2400/10*48.4 = 11616 lbs
Los pesos equivalentes de las poleas rotando = 3450 lbs
El total equivalente de las partes en movimiento del camino de retorno = 40800 +
11616 + 3450 = 55866 lbs con lo cual la fuerza equivalente por la inercia en la línea de
la cinta en el retorno es: We*V/(60*g*tm) = 55866*500/(60*32.2*9.54) = 1516 lbs
Luego T2b = 5742 + 550 + 612 - 1516 = 5388 lbs
- 199 -
Con Teb = 4454 lbs y Cwb = T2b/Teb implica Cwb = 5388/4454 = 1.21; valor este muy
satisfactorio ya que para un abrace de 180º en polea desnuda se requiere solo que el
factor sea 0.84 ó mas grande.
La máxima tensión de la correa cuando el frenado es T1b = 4454 + 5388 = 9842 lbs;
valor que está bien dentro del máximo de resistencia de la correa con lo que 1.8*25920
- 9842 = 36814 lbs resulta un valor muy apropiado para colocar el frenado en el eje de
la polea de cola de este conveyor.
Asumiendo el radio de la polea de cola de 1.5 ft y la polea girando a 53 rpm, el torque
en el eje de la polea de cola es:
Fd*r = 4454*1.5 = 6681 lb-ft
Ya que el freno será montado directamente sobre la barra de la polea de cola, el torque
requerido será ese valor calculado 6681 lb-ft
Para este problema, asumiendo que se está trabajando con corriente alterna, el freno
seleccionado del catálogo del fabricante es un freno magnético a.c. con una capacidad
nominal de 10000 lb -ft, que es el mayor mas cercano al calculado (6681 lb-ft).
El tiempo real de parada, usando 10000 lb-ft de freno será :
td = (We*V/(32.2*60))/(Zb/r*rpmb/rpmp + Te) =
768926*500/(32.2*60)/(10000/1.5*53/53 + 16405) = 8.63 segundos. Que es menos que
el máximo permisible prefijado de parada, 9.54 segundos.
La energía absorbida es:
p = Zb*rpmp*td/10500 = 10000*53*8.63/10500 = 435.6 hp-segundos.
Si el freno seleccionado es capaz de absorber una energía calórica de 3400 hpsegundos cada 15 minutos, esto indica que una parada cargada puede estar asegurada
sin sobrecalentamiento del freno.
- 200 -
CAPITULO SIETE Selección de la correa ó cinta .Para la escogencia de la cinta adecuada se debe tener claro conocimiento de los
requerimientos del transportador, ó sea que para determinar las especificaciones de la
cinta, se deben conocer los siguientes detalles:
1.- Material a transportar
· Densidad
· Tamaño del terrón
· Presencia de aceite ó químicos (si hay)
· Temperatura máxima (si el material es caliente)
· Resistencia al fuego
2.- Máxima rata de carga (capacidad)
3.- Ancho de cinta
4.- Velocidad
5.- Perfil del conveyor
· Distancia, elevación, inclinaciones, localización y radio de las curvas verticales
6.- Tipos de accionamiento
· Simple o doble
· Poleas (superficie, diámetros)
· Tipo de arranque
7.- Compensador
· Tipo
· Localización
8.- Bastidores
· Tipos
· Rodillos
· Angulo del canal
· Espaciamiento
9.- Cargas y descargas
10.- Tipos de empalmes
11.- Condiciones ambientales (Temperatura más baja de operación, etc.)
- 201 -
Factores que intervienen en la composición de las correas transportadoras.Si bien es cierto que un sistema de transportador por cinta está compuesto de muchas
partes importantes, ninguna es más importante económicamente que la cinta misma del
transportador, la cual en la mayoría de los casos representa una parte sustancial del
costo inicial. Por lo que la selección de la correa debe hacerse con el mayor cuidado y
criterio posible.
En general una correa transportadora consiste en tres elementos: la cubierta superior,
el tejido, y la cubierta de fondo (La fig. 7.1 ilustra la sección transversal de una correa
típica). El propósito fundamental de las cubiertas es el de proteger el tejido de la cinta
contra daños en la operación y el manejo de los materiales, y cualquier factor
deteriorante que pudiera estar presente en el ambiente de trabajo. El tejido de la correa
carga con las fuerzas de tensión presentes en el arranque y movimiento de la cinta
cargada, absorbe la energía de impacto en el cargado del material, y provee la
estabilidad necesaria para el propio alineamiento y soporte de la carga sobre los
bastidores bajo cualquier condición de carga.
Aunque estos elementos son tratados aquí como componentes separados, ellos deben
trabajar satisfactoriamente en conjunto para hablar como un todo de las características
de la cinta.
Se verá mas adelante en este capítulo, que la distinción entre cubierta y tejido como
componentes individuales no es tan pronunciada en algunos tipos de correas como lo
puede ser en otros.
- 202 -
Cubiertas.Compuestos de goma ó imitación suelen usarse para las cubiertas superior y de fondo
en la correa y para el acabado junto a varios componentes del tejido.
Estos compuestos son producidos por la mezcla de gomas y elastómeros con varios
químicos a fin de obtener el reforzamiento y desarrollo de las propiedades físicas
necesarios para cumplir con las condiciones de servicio.
Por definición un elastómero es una sustancia elástica parecida a la goma. En el caso
de correas de transportadores, el término es extendido para referirse a todos los
materiales endurecidos por calor que requieren tiempos definidos y temperaturas para
la cura; tal como las gomas naturales y sintéticas, además de los materiales
termoplásticos como el PVC.
Hace muchos años, se adoptó un rango de esfuerzos de tracción y las elongaciones,
como medida de calidad de los grados de las cubiertas establecida por la industria del
caucho. En ese tie mpo, solamente la goma natural estuvo disponible por lo que el
esfuerzo de tracción y la elongación fueron el criterio para evaluar la calidad de la goma
compuesta. En el presente sin embargo, hay una ancha escogencia de gomas y
elastómeros disponibles, y cada uno puede ser utilizado solo ó combinado para obtener
una gama de propiedades intermedias adecuadas a la gran variedad de condiciones de
servicios que se pueden presentar.
Los rangos de esfuerzo de tracción y elongación especificados previamente ya no son
necesariamente válidos como la medida de la calidad de la cubierta, y específicamente
de su resistencia a la abrasión.
Es posible clasificar las cubiertas por el elastómero básico usado, excepto la
evaluación de la calidad de la cubierta que debería estar basada en su adecuabilidad
para un servicio particular en vez de la clase de elastómero que contiene.
Cada cubierta tiene características tales que cuando se usa apropiadamente, puede
proporcionar el mas bajo costo por unidad de material cargado bajo condiciones
especificadas de servicio.
Ya que la función primordial de la cubierta es proteger el tejido, ésta debe resistir a los
efectos, de la abrasión y el ranurado debido al uso, que varían de acuerdo al tipo de
material transportado.
- 203 -
La cubierta superior generalmente es más grande en espesor que la de fondo ya que
estará sometida a mayor desgaste por pertenecer al lado de carga. No obstante,
dependiendo de las características especificadas del material a transportar y las
condiciones de operaciones podría requerirse una correa con igual espesor en sus
cubiertas superior y de fondo.
Valores de Adhesión.Al tiempo en que se adoptaba el criterio de la calidad de la cubierta, también se
establecieron valores para la adhesión de varios elementos constructivos de la correa.
Estos valores fueron indicadores de la vida flexible de la correa transportadora en el
tiempo en que solamente la goma natural y el tejido de malla de algodón estuvieron
disponibles. Pero, desde la introducción de gomas sintéticas, plásticos, fibras sintéticas,
y cable de acero dentro del diseño de la correa y la variedad de métodos para el uso de
estos materiales hoy, los valores de adhesión ya no representan la medida real de la
capacidad flexible de los muchos disponibles tipos de correaje moderno.
Tejidos de la correa.El tejido de la correa es el elemento de tensión de la cinta transportadora. Es el
principal refuerzo para, la resistencia al desgarramiento de la correa, la resistencia al
impacto, soportar la carga, y la habilidad para el sostenimiento de los sujetadores
mecánicos.
La mayoría de los tejidos son hechos de uno ó más pliegues de malla de tela. Algunos
tejidos para alta tracción emplean una simple capa de cables de acero paralelos.
El tejido es hecho de pabilo o hilo grueso acombado que corre a lo largo, y es
entrelazado transversalmente también con pabilo u otro material de relleno.
Cuatro tipos de patrones de entretejido son comúnmente usados: plain weave, straightwarp weave, solid-woven weave, y woven-cord weave.
- 204 -
FIG. 7.4. Solid-woven weave
Plain weave.- Este es el mas viejo de los mas comunes tipos de tejido de correa, en
que la fibra combada y el hilo de relleno se cruzan alternativamente (fig. 7.2). En
algunos casos fibra combada ó hilos de relleno aparecen cruzados en pares.
Straight-warp weave.- Este tipo de tejido tiene una fibra recta que entrecruza la fibra
combada y el hilo transversal de relleno, siendo en este caso la fibra recta el elemento
primario de tensión (fig. 7.3).
Solid-woven weave.- Este tipo de tejido podría decirse que es de multi-onda, ó sea que
puede presentar mas de dos tejidos superpuestos entrelazados con sus fibras de
relleno cada uno, y la malla de hilo que los une asumiendo la tensión en gran parte (fig.
7.4).
Woven-cord weave.- Este tipo de tejido tiene una fuerte fibra de hilo bastante ligera de
peso, entrelazada con hilos de relleno, los cuales sirven solo para mantener la
estructura junta durante la fabricación de la cinta. El tejido woven-cord es usado en
combinación con los pliegues de los tejidos plain weave para formas el tejido total de la
correa transportadora.
Los tipos de textiles usados por los fabricantes varían grandemente. Algodón, rayón
viscoso, nylon, y poliéster son ampliamente utilizados en forma pura ó combinada. Las
combinaciones típicas son algodón con hilo de nylon de relleno, fibra de rayón con
relleno de nylon, y fibra de poliéster con relleno de nylon también.
La malla de tejidos textiles es impregnada con compuestos elastoméricos. Si más de
un pliegue es usado, una capa de acabado de compuestos es usualmente colocada
entre los pliegues. Para tejidos tipo solid-woven de PVC, la impregnada se hace con
plastisol de PVC líquido.
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Los tipos mas normales de tejidos de correas transportadoras son multiple-ply,
reduced-ply, cable de acero (steel cable), y solid-woven (malla solida).
Tejido de correa Multiple-ply (Multi-pliegue).- Este tejido es usualmente hecho de tres ó
más pliegues, ó capas, de malla de fibra intercalada con compuesto elastómerico.
Las características de soporte de carga y resistencia de la cinta varían de acuerdo al
número de pliegues y tejido usado; las consideraciones en la práctica limitan el número
de pliegues a un máximo de ocho.
Las corre as Multiple-ply han sido estandarizadas sobre la base de la capacidad de
tensión dentro de la designación denominada “MP”. Sin embargo estas limitaciones no
restringen los pliegues a usar en algún caso particular de fibra textil; una variedad de
tejidos puede ser usada. Los hilos de combado y relleno pueden ser hechos de la
misma fibra textil como también de fibra diferente. En algunos casos, el doblez de las
fibras en el pabilo es usado.
Las correas transportadoras Multiple -ply fueron las más usadas a mitad de los 60, pero
hoy en día a menudo tienden a ser suplantadas por las correas tipo Reduced-ply.
Correas Reduced-ply (Pliegue-reducido).- Estas correas constan de tejidos ó con poco
menos pliegues que las multi-pliegues, ó representadas con un ondulamiento especial
que se sale del concepto de pliegue. La figura 7.5 muestra una cinta reduce-ply.
FIG. 7.5 Correa
Reduced-ply (reducida de pliegues)
- 206 -
El tejido textil de tales cintas comprende fibra sintética de alta resistencia (usualmente
nylon, poliéster, ó combinación) en plain weave o en diseño de tejidos especiales.
Hay poca ó ninguna estandarización, y s í una amplia variación en los tipos de correas
ofrecidos por los fabricantes. En la mayoría de los casos, la cinta reduced-ply depende
del exclusivo ó extensivo uso de fibras de textil sintético de alta resistencia
concentradas en un tejido de más alta resistencia unitaria, y de menos pliegues que uno
multi-pliegue comparable.
La correa es hecha con pliegues de tejido plain-weave ó con uno ó más pliegues de
tejido straight-warp, dependiendo del fabricante.
La parte de soporte de la carga es provista de capas de goma gruesa entre los
pliegues y/o en el arreglo de ondulaciones del tejido mismo.
Debido a la diferencia en el diseño de tejidos, la designación MP no aplica a las correas
reduced-ply. Sin embargo, la disponibilidad de datos técnicos de los fabricantes
generalmente indican que las correas reduced-ply pueden ser usadas para rangos
completos de aplicaciones específicas de correas multi-pliegue, y en algunos casos
mas allá de ellos.
Cintas de cable de acero.- Estas son hechas con una simple capa de cables paralelos
completamente embebidos en la goma que vienen a ser el elemento de tensión.
Los tejidos de las correas de cable de acero están disponibles en dos tipos de
construcción, dependiendo del fabricante y las condiciones de servicio.
La construcción “todo-goma” usa solamente cables y goma para cable, como se
muestra en la figura 7.6. La construcción de tejido reforzado tiene uno ó más pliegues
de malla arriba y debajo de los cables, pero separada de los cables por la goma para
cable (ver fig. 7.7). Breakers son incluidos en el tipo de tejido reforzado. Ambos tipos
tienen apropiadas cubiertas superior y de fondo.
Las correas de cable de acero se producen usando un extenso rango de diámetros de
cable y espaciamientos, dependiendo principalmente de la resistencia deseada. Este
tipo de correa es a menudo usado en aplicaciones que requieren tensiones de
operación mas allá del rango de las correas de tejido mallado y/o en instalaciones
- 207 -
donde las limitaciones del recorrido de compensación son tales que los cambios de
longitud de una cinta de fibra de malla no pueden ser acomodados.
FIG. 7.6. Correa de cable de acero
construcción todo-goma.
FIG. 7.7. Correa de cable de acero
construcción malla reforzada.
Correas Solid -woven.- Este tipo de correa consiste en un simple pliegue de mallado
solid-woven, usualmente impregnado y cubierto con PVC, con relativo espesor de
cubierta y de fondo. La resistencia a la abrasión esta dada por la combinación del PVC
y la superficie de hilos del tejido. Algunas correas son producidas con cubiertas más
pesadas, por lo que su resistencia a la abrasión no depende del mallado de hilo.
La capacidad de tensión y otros criterios para las correas solid-woven varían entre los
fabricantes y no son relacionados con otros tipos de correas transportadoras. Como
buena práctica para una apropiada selección se debe consultar a los fabricantes
individualmente .
Breakers.Los breakers son capas de mallado de hilo usados principalmente para incrementar la
adhesión entre la cubierta y el tejido bajo condiciones de impacto, ayudando a distribuir
- 208 -
el golpe del terrón. Los breakers pueden ser hechos del mismo algodón y fibra sintética
que se usa para el hilo del tejido.
Dos tipos generales de hilo son usados como breakers: woven cord y leno weave.
Los breakers son generalmente recomendados para ser usados debajo de la cubierta
de la cinta multiple -ply cuando los terrones a manejar son de 2 inch ó mas. No son
usualmente requeridos en cintas reduced-ply.
Grados de correaje de transportación y sus usos.Varios grados de correaje son cubiertos en esta sección con sus aplicaciones de
servicio definidas. La tabla 7-1 provee información concisa para asistir la selección de la
calidad de la cubierta de la cinta .
- 209 -
Correaje grado1.El correaje de transportación grado 1 trata con cubiertas hechas de goma natural,
goma sintética, ó combinación de natural y sintética. Estas son seleccionadas para
lograr una óptima combinación de resistencia al corte, al ranurado y a la abrasión.
Las correas grado 1 tienen una capa de acabado de goma compuesta entre los
pliegues. El tipo de goma compuesta usada con el particular hilo asegura el más alto
grado de vida flexible.
Correaje grado 2.El correaje grado 2 tiene cubiertas hechas de goma natural, sintética ó combinación.
Su diseño logra buena resistencia a la abrasión, pero no tan buena resistencia al corte y
el ranurado como en el grado 1.
La correa de grado 2 también posee una capa de acabado de goma compuesta entre
los pliegues. Igual, su goma compuesta usada con particular malla de hilo, provee una
excelente vida de flexibilidad para condiciones normales de servicio, eso si, menos
severas que las requeridas en e l grado 1.
Servicio de materiales calientes.Para correas a manejar materiales calientes, las cubiertas son hechas de goma
sintética ó combinaciones de estas gomas. Se seleccionan para proveer la mejor
resistencia al deterioro por efecto de las altas temperaturas, por supuesto , al igual
deben tener buena resistencia al corte, al ranurado y a la abrasión para el material a
manejar especificado. Los compuestos especiales pueden ser necesarios donde una
combinación de resistencia al calor y al aceite es requerida.
Las cubiertas para materiales calientes, que pueden soportar temperaturas de una
cama de finos hasta 325 ºF, y de una cama de terrones hasta 400 ºF, deberían ser
consideradas donde la temperatura constante del material se encontrara sobre los 150
ºF.
Se debe consultar a los fabricantes de correas para una mejor selección de la cubierta
para el manejo de materiales calientes específicos.
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En los servicios que se necesita resistencia al fuego, la fabricación va conforme a los
estándares establecidos en la Mine Safety and Health Administration (MSHA). La cual
emite un número de designación para identificar la calificación. Los compuestos
resistentes al fuego también pueden ser requeridos resistentes tanto al aceite como al
corte, al ranurado y a la abrasión, si es necesario.
También en este tipo de servicio se debe consultar al fabricante para una mejor
selección de la correa.
Empalmes.Acerca de los empalmes de las cintas, se puede decir que básicamente los hay
vulcanizados y de sujeción mecánica (figuras 7.8 y 7.9). El sistema vulcanizado provee
mayor resistencia y más larga vida de servicio, no obstante, en muchos casos el
sistema de sujeción mecánica es preferible.
FIG. 7.8. Empalme de tejido vulcanizado.
- 211 -
FIG. Empalme en correa de cable de
acero.
A continuación se señalan algunas ventajas y desventajas de ambos sistemas:
Empalme Vulcanizado.Ventajas:
1. La alta resistencia que ofrece en la práctica; o sea que, un vulcanizado realizado
correctamente puede durar por años. Sin embargo, este empalme normalmente no dura
la vida de la correa.
2. Ventaja de limpieza. Un empalme vulcanizado es liso y continuo, con lo cual no
existe la posibilidad de que el material transportado se filtre; también se evita daños o
interferencias con los limpiadores de contacto deslizante.
Desventajas:
El costo inicial de un empalme vulcanizado es unas cuantas veces mayor que el de
sujeción mecánica; también lo pesado del vulcanizador hace a éste de un incómodo
desplazamiento y sostén. La renovación de este tipo de empalme podría consumir un
tiempo costoso.
Empalme por sujeción mecánica.Ventajas:
1. Mas rápido de instalar, por experiencia puede ser montado en muy poco tiempo.
- 212 -
2. Inversión inicial muy baja, requiriéndose sólo de herramientas de mano para su
instalación.
3. El problema por la cantidad de cinta a compensar es minimizado, es decir, si la
cantidad de cinta a compensar requerida para su acomodo se excede por la longitud de
la correa, ésta puede ser acortada rápidamente con relativo bajo costo.
Desventajas:
Su resistencia es baja. A full tensión no debe utilizarse en la mayoría de los casos.
La exposición de los extremos cortados, a la humedad, y a los materiales
transportados, puede tener un efecto nocivo en las mallas internas de la cinta.
Los daños (posibles enganches) que las grapas pueden causar a los limpiadores de
contacto y a otros elementos al no poder formarse una superficie lisa, constituye otra
desventaja.
En la práctica ha sido muy difícil fabricar empalmes mecánicos a prueba de filtraciones,
sobre todo, contra material fino que al penetrar hasta los componentes internos de la
cinta, la debilitan por degradación llevándola a fallar.
FIG. 7.10 Empalme mecánico
del tipo placa articulada.
Condiciones aplicables para el uso de los empalmes.De sujeción mecánica.· Para uso normal en la industria donde no exista exposición al calor y a ácidos que
puedan afectar drásticamente la resistencia de los elementos internos de la cinta.
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· Empalmes de sujeción mecánica para servicio pesado, aceptan hasta un 15% de la
tensión nominal (ver tabla 7 -2). Tamaños y tipos de este empalme se debe consultar al
fabricante.
· Se debe respetar en lo posible, los diámetros de las poleas recomendados en la tabla
7-6
De tipo vulcanizado.· Se debe tener muy presente y en claro la adecuada carrera o distancia de
compensación para el compensador automático.
· La tensión de arranque debe limitarse al 150% de la nominal para un vulcanizado
normal. Debe respetarse el diámetro de la polea según tabla 7-6.
Para los empalmes vulcanizados que permita un 8% más de la tensión, la ingeniería
del transportador debe tener el visto bueno del fabricante o del especialista autorizado.
· El diámetro de la polea se debe escoger para una cinta de un pliegue más grueso. En
el tejido de la cinta debe haber una capa de acabado.
· Para servicio de material caliente, una buena regla es limitar el esfuerzo del tejido a
un 75% de su capacidad de servicio normal.
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Selección de la correa del transportador.Para la selección de la cinta, según los requerimientos de tensión (en libras por
pulgada por ancho), se toman como base los siguientes factores:
Tensión.Es obvio que los componentes internos de la cinta (como la malla de tela, el entremalla, etc.), deben ser lo suficiente para cumplir con la tensión requerida. En la tabla 7 -2
se muestra la tensión de trabajo máxima permisible para cintas con construcción multipliegue, con empalme mecánico o vulcanizado.
Es de notar que más de una combinación se puede hacer para satisfacer un
requerimiento de tensión dado, considerando la resistencia del tejido y los pliegues. Por
ejemplo, 5 pliegues de un tejido MP43 y 6 pliegues de uno MP35 tienen la misma
capacidad (165 libras por pulgada de ancho, aprox.), cuando un empalme mecánico es
usado. En estos casos otros factores deberán ser considerados para determinar cuál
usar.
Las capacidades de tensión para cintas del tipo reduced-ply, son establecidas sobre la
base de la capacidad de la cinta entera, más que por los pliegues; y se expresa en
libras por plg. de ancho de cinta (PIW). Indudablemente que esto puede variar de
acuerdo al fabricante quien puede ofrecer varios niveles de rango de tensión, de hasta
700 PIW ; y en algunas construcciones especiales, de hasta 1000 PIW o mas.
Capacidad de acanalado.Se refiere a la capacidad que puede tener la cinta para trabajar formando
acanalamiento (forma cóncava que adopta la sección transversal). La cinta deberá ser
lo suficientemente flexible para adoptar u n perfil que la mantenga en contacto con los
rodillos de los bastidores acanalados cuando corre vacía.
La fig. 7.11 muestra los acanalamientos correcto e incorrecto. La tabla 7 -4 muestra el
número máximo de pliegues para el acanalamiento de una cinta multipliegue (multipleply) vacía, en bastidores de 20 ,35 y 45 grados. Para cintas reduced-ply ver las tabla 7 - 215 -
3. Con estas tablas solo se intenta que las mismas sirvan como una guía. Sobre dudas
específicas se deberá consultar al fabricante.
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Consideraciones sobre las poleas.El diámetro y el ancho de la cara de la polea afectan la selección de la cinta.
Estudiemos estos factores como sigue:
Diámetro de la polea.- La primera consideración es asegurarse que la cinta pueda
abrazar la polea bajo te nsión, quedando el esfuerzo de los componentes de la cinta por
debajo del límite de fatiga de la cohesión de los mismos. El sobreesfuerzo de los
componentes de la cinta dará origen a una separación de los pliegues y a la falla
prematura de la correa, particularmente en los empalmes.
En algunas aplicaciones donde el espacio disponible está limitado se usan poleas más
pequeñas que las recomendadas lo cual trae como consecuencia un aumento de la
frecuencia de reemplazo del empalme afectando la vida de servicio de la correa. Las
tablas 7-5, 7-6 y 7-7 indican los diámetros mínimos recomendados, según el tipo de
correa, para las poleas de accionamiento, y otras.
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Para el doblez inverso que ha de darse en accionamientos doble y en accionamientos
sencillos sobre el camino de retorno, se requieren poleas de diámetro 6 pulgadas mas
grande que las listadas.
Cara de la polea.- La cara abombada (coronada) en una polea es efectiva para el
centrado de la cinta si el acceso a la polea está en un tramo no soportado que no está
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afectado por la acción de timoneo de los bastidores. Consecuentemente, para correas
acanaladas el abombado sobre la polea principal de un conveyor, es de poco valor en la
guía de la cinta.
Poleas con cara abombada nunca deben ser usadas en transportadores que usen
correa de cable de acero. Las correas multiple -ply no deberán ser usadas en poleas de
cara abombada donde la tensión exceda las 76 libras por pulgada por pliegue.
Ahora para todas las correas con tejido textil, la mejor recomendación es que las
poleas abombadas estén localizadas donde la cinta tenga menos del 40% de su tensión
nominal.
Solamente poleas de cara recta deberían ser usadas en todos los accionamientos de
doble polea, y en accionamiento con poleas deflectoras . La tabla 7-8 muestra las
recomendaciones para el ancho de la cara de las poleas, y la luz mínima de cada lado
en la correa de retorno.
Soporte de carga.Mientras una correa debe ser escogida con suficiente flexibilidad transversal para que
presente acanalamiento en vacío, ésta deberá también ser capaz de soportar la carga
apropiadamente sobre los bastidores de ángulo en los rodillos extremos. Las tablas 7-9
y 7-10 sirven de guía para determinar las construcciones que soportarán
apropiadamente la carga.
Las características de soporte de carga en correas de pliegue reducido (reduced-ply),
se expresan usualmente con el máximo ancho permitido para un tipo de carga. De
todos modos, dada la variedad en este tipo de cinta se debe consultar al fabricante
sobre otras características.
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Resistencia al impacto.Para el tipo de tejido según el impacto de la carga, las tablas 7-11 y 7 -12 pueden ser
usadas como una guía general para determinar el rango de construcciones de correa
apropiado para el uso bajo las distintas condiciones de carga.
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* Se refiere a la máxima energía de impacto la cual el tejido puede en capacidad de
absorber basándose en el buen diseño del cargado y las condiciones de transferencia.
A menudo las cintas reduced-ply tienen mayor resistencia al impacto que las multipleply con respecto a una misma tensión nominal.
La clasificación en la tabla 7 -11, está basada en un 10% de terrón y 90% de fino. De
haber más del 10% de terrón, se deberá adicionar un pliegue más del que indica la
tabla. También, un pliegue mas si el material está por encima de 4 pulgadas.
ECL : Equivalente de caída libre, ft
ECL = Hf + Hv*(Send)^2
Donde
Hf : altura de caída libre
Hv : altura vertical desde el punto de choque del material con la pendiente del
chute hasta la horizontal, ft
d : ángulo de la pendiente del chute con la horizontal (ver figura 7-12)
EIM = LWF*ECL (Para valores mayores que en la tabla 7 -11 consultar al fabricante)
EIM : energía de impacto real, en ft-lb
LWF : factor de peso del terrón (ver tabla 7-12)
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FIG 7.12. Equivalente de caída libre y localización de Hf y Hv
Consideraciones de la cubierta.La cubierta debe ser de suficiente grosor y calidad para proteger el tejido. Para
aplicaciones de servicios generales, la tabla 7 -13 habla del espesor mínimo sugerido en
lado de carga, y la tabla 7-14 del espesor mínimo sugerido del lado de la polea.
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La dimensión de la cubierta para una correa específica está en función del material a
transportar y al método usado para el manejo del mismo. A medida que las condiciones
se tornen severas en cuanto a la abrasividad, el tamaño del terrón, peso del material,
altura de la caída del material dentro de la cinta, ángulo de carga, velocidad de la cinta,
y frecuencia de carga (como la determinada por el factor de frecuencia), se requerirá
incrementar el espesor de la cubierta.
Condiciones de deterioro.- La tabla 7-15 establece las bases para determinar la calidad
de la cubierta para algunas condiciones de deterioro.
La tabla 7-13 debería generalmente ser la guía para cubiertas de grado 2, pero no todo
material aparece listado, ó con los que están, pudieran presentarse, por ejemplo,
algunos de esos químicos en concentración dañina para la cinta. De todas maneras, se
debe consultar al fabricante.
Cubiertas para alta temperatura.- Se fabrican cubiertas especiales para trabajar en
rangos de temperatura desde 150 F a 400 F, pero siempre se deberá estar observando
el trabajo de la correa, ya que el calor no solo afectará la cubierta sino también el tejido
"horneándolo" y por ende reduciendo su resistencia y durabilidad. La retención y
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trasmisión de calor por los sujetadores causa pérdida de resistencia en los empalmes
mecánicos.
Una buena regla para servicio de material caliente es limitar el esfuerzo sobre el tejido
a un 75% de su capacidad de servicio normal.
Cubiertas moldeadas.- Para condiciones especiales o inusuales de aplicación, un
moldeo de la cubierta suele presentar ventajas como: evitar en cintas inclinadas el
deslizamiento del material (usando correas con superficie rugosa o con relieve), facilitar
el drenaje o retención de fluidos de materiales mojados según se requiera.
Factor de frecuencia.- Este factor indica los minutos que le toma a la cinta dar una
vuelta completa; y se determina con la fórmula:
Ff = 2*L/V (en minutos)
donde
L : longitud de centro a centro del conveyor (en pies)
V : velocidad de la cinta (en fpm)
Para un factor de frecuencia de 4 o más, los espesores mínimos de la parte superior de
la cubierta pueden estar basados en las condiciones de carga. Para factores de 0.2
debería hasta llegar a duplicarse la parte superior de la cubierta . Y entre 0.2 y 4 el
espesor variará de acuerdo a lo expresado por el experto.
Breakers.- En la mayoría de los casos no se requieren breakers en cubiertas cuando
los terrones no exceden de 3/4 de pulgada y existe un buen diseño de las condiciones
de carga. Para terrones por encima de 3/4 hasta 2 inch, el uso de breakers va a
depender de la relación terrón-fino, y de las condiciones de carga. Para terrones
mayores de 2 inch generalmente se requieren breakers. Normalmente no son
requeridos en cintas reduced-ply.
Indudablemente que siempre será muy importante y necesaria la recomendación del
fabricante, sobre todo en condiciones severas o cuando se trata de correas grado 2.
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La tabla 7-13 provee una guía general para la correcta selección del espesor y grado
de la parte superior de la cubierta (lado carga) para que alcance un razonable
rendimiento y vida; y la tabla 7 -14 una guía para la cubierta lado polea.
Consideraciones de cargado.Condiciones de cargado que permiten un desgaste normal de la cubierta.· Que la alimentación del material vaya en la misma dirección de la cinta (ver en
capitulo 11 "Cargando la cinta").
· Que el término caída libre equivalente, dentro de la cinta en el conveyor no sea mayor
de 4 ft (ver tablas 7-11 y 7-12).
· Que el área de carga del transportador sea horizontal o tenga una pendiente no
mayor de 8 grados.
· Que los chutes y delantales sean diseñados apropiadamente para moldear, centrar, y
asentar la carga sobre la cinta (ver en cap. 11 "Cargando chutes y delantales").
· Que la temperatura del material esté en un rango de 30 ºF a 150 ºF.
· Que el material manejado no contenga nada que deteriore la cubierta o el tejido de la
correa (ver tabla 7-15).
Condiciones de cargado que permiten un mínimo desgaste en la cubierta.· Que en el proceso de cargado, el material viaje aproximadamente a la misma
velocidad de la cinta (ver velocidad en el conveyor en el capítulo 11 "Dirección de la
carga").
· Que se le ponga atención especial al diseño de los elementos en el área de carga
para reducir el impacto sobre la correa a un mínimo; ó sea que el caída-libre
equivalente ha de estar por debajo de 3 ft, los chutes cuidadosamente diseñados y los
espacios entre los rodillos de impacto más cerrados.
· Formación de cama de finos en los chutes de carga para colocar grandes terrones
(ver en cap. 11 "chutes de carga", fig, 11.3).
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Con todas estas condiciones a veces la cubierta superior (lado carga) puede ser
reducida de 1/32 a 1/16 de inch de los valores de la tabla 7-13.
Condiciones de cargado que ocasionan un máximo desgaste de la cubierta.· Material cargado transversalmente a 90 grados, y a más en la cinta (ver en el cap. 11
"Dirección del cargado").
· El caída-libre equivalente mayor de 4 ft (ver tabla 7-11 y 7 -12).
· El área de cargado con pendiente que excede los 8 grados con la horizontal.
· El cargado del material sin velocidad en la dirección de la cinta, e incluso con
velocidad contraria (negativa).
Con todas estas condiciones el espesor de la parte superior de la cubierta se debería
incrementar de 1/16 a 3/16 inch por encima de los valores que aparecen en la tabla
7-13, para lograr una vida razonable.
Sobre el manejo de materiales, en el deterioro de las cubiertas, que no están en la
tabla 7-15, bien sea por tratarse de materiales con productos químicos agresivos ó
exceso de temperatura (mayor de 150º), la recomendación del fabricante de cubiertas
de goma, será lo mas importante.
Debido al gran número de construcciones, mallas, y tejidos que se pueden emplear
para satisfacer los requerimientos de las cintas transportadoras, las tablas en este
capítulo dan recomendaciones conservadoras para cada condición y consideración.
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CAPITULO OCHO Poleas y ejes.Considerar poleas y ejes juntos es lo práctico en ingeniería, ya que forman una
estructura compuesta cuyas características de operación están muy relacionadas, por lo
que, en este capítulo se tomarán polea y eje juntos como un tópico de los
transportadores de cinta.
Poleas en transportadores.La fabricación de poleas ha avanzado mucho, desde las fabricadas en madera hasta
las de hierro colado, y de acero hoy día. El crecimiento de uso de transportadores ha
incrementado el desarrollo desde poleas hechas a la medida hasta poleas de acero
estandarizadas en tamaño con rangos de aceptación universal.
La tendencia actual de sistemas de transportadores de más alto tonelaje (con correas
más anchas y más fuertes con tejidos de uno u otro acero, ó de pliegues textiles de alta
resistencia), resalta el uso de poleas soldadas de acero hechas a la medida. (Aplicación
denominada "Engineered Class").
Tipos de poleas.Las poleas mas comúnmente usadas son las estandarizadas, de acero (fig. 8.1).
Hechas en un amplio rango de tamaños. Consisten en un aro ó corona continua con un
disco en cada extremo encajados con cubos a compresión. En algunas poleas de cara
ancha discos intermedios reforzados son soldados en el interior del aro o corona.
También se presentan poleas del tipo de aletas autolimpiantes que son usadas en el
extremo de cola, en el compensador o en las partes deflectoras en los casos donde el
material tiende a adherirse y crecer sobre la cara de la polea.
Poleas de tipo magnético son usadas para remover fragmentos de hierro desde el
material transportado.
Las figuras 8.1 a 8.8 ilustran los tipos de poleas mas comúnmente usados.
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Revestimiento de las poleas.Las poleas suelen estar cubiertas de algún tipo de goma, u otro material, con el objeto
de incrementar el coeficiente de fricción entre la banda y la polea, así como también
reducir el desgaste de la cara de la polea. Algunas formas en la cara del revestimiento
se diseñan para lograr una acción auto-limpiante sobre la superficie de la polea.
Espesor del revestimiento y fijación.- Los espesores pueden variar en milésimas de
pulgada como los recubrimientos por rocío o baño, hasta los de medida apreciables
como los recubrimientos vulcanizados de goma sólida.
Sobre los métodos de fijación, comúnmente son por tornillos, pintado, cementado,
soldadura con puntos, y vulcanizado. Este último es mayormente preferido para trabajo
pesado (Heavy duty), ó en aplicaciones severas de servicio.
Dureza del revestimiento.- Los revestimientos de goma normalmente van de 55 a 65
Shore A de dureza. En algunas poleas bien sea deflectoras ó tensoras, el revestimiento
en contacto con el lado carga, pudiese tener una capacidad de dureza más baja,
dependiendo de la aplicación, ya que una goma más suave tiende a rechazar el pegado
e incrustación del material sobre la cara de la polea.
Ranurado en el revestimiento.- Poleas de accionamiento, trabajando en condiciones de
humedad ó mojadas, su revestimiento a menudo es ranurado ó estriado. Las
dimensiones de las ranuras andan en 1/4 de inch de ancho, 1/4 de profundidad, y un
mínimo de material de fondo de 1/8. La distancia entre centros suele ser de 1 -1/4 a
1-3/4 de inch. Existen patrones de ranurado chevron y herringbone entre otros. En los
chevron las ranuras se reúnen en el centro de la polea; mientras que en el tipo
herringbone las ranuras caen a la mitad del resalte entre el espaciamiento (fig. 8.5). En
ambos patrones, la flecha apunta en la dirección del viaje de la cinta con el propósito de
mejorar la tracción entre la cinta y la polea. Otras configuraciones y tamaños de
revestimientos de goma se presentan como acabados para reducir la acumulación de
material sobre la cara de la polea.
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En aplicaciones de correas reduce-ply (módulo alto), siempre se especifica el
revestimiento para las poleas de accionamiento y es preferido sobre poleas en contacto
con el lado sucio de la cinta. Se recomienda el maquinado concéntrico con el eje, en el
revestimiento vulcanizado de goma sólida , así, las poleas quedarán estáticamente
balanceadas.
Rara vez se requerirá del balanceo dinámico debido a las bajas revoluciones de
trabajo.
Peso de las poleas.Con el peso de las poleas se acostumbra a seleccionar de una vez la polea y el eje.
Los pesos promedios para poleas estandarizadas de tambor de acero, se expresan en
la tabla 8-1, y para las estandarizadas de aletas de acero se tiene la tabla 8-2. Si se ha
de requerir mayor precisión en el peso, se deberá recurrir al fabricante.
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Estos pesos son solo representativos para propósitos de estimación, ya que los pesos
reales pueden variar según el diseño de la polea y el eje, por lo que se debería
consultar con el fabricante.
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Capacidad de carga de las poleas.Poleas estandarizadas de tambor de acero.- Las capacidades de carga y dimensiones
recomendadas para estas poleas, están cubiertas por las normas ANSI No. B105.1, la
cual aplica a una serie de poleas soldadas, de cara con corona y de cara recta,
constituidas de un aro continuo, con un disco en cada extremo y sus respectivos cubos
para la fijación del eje. Esta estandarización no es aplicable a, poleas tipo aleta, de
disco simple, de fundición, y toda aquella que no utilice cubo de compresión.
Advertencia.- Las poleas de acero soldadas cubiertas por este estándar ANSI no
deberían ser usadas con correas de cable de acero, ya que en tales correas se crean
concentraciones de tensión que demandan tolerancias de fabricación más allá de las
capacidades de estas poleas.
Poleas de aletas estandarizadas.- Su estandarización está recomendada por ANSI
B501, que aplica a poleas de acero soldadas, de cara con corona y de cara recta,
constituidas por aletas de acero dispuestas a lo largo del eje, con cubos de compresión
en los extremos para la fijación del eje de soporte (figs. 8-7 y 8.8).
Advertencia.- Esta estandarización está restringida a poleas que no trasmitan torque, a
poleas de anillo continuo, y tampoco es aplicable a poleas que no utilicen cubo de
compresión, y tampoco en aquellas usadas conjuntamente con correas de cable de
acero.
Esta estandarización permite variación de las dimensiones de la corona, donde se
necesite.
Ventajas del uso de la estandarización ANSI.- El diseñador de transportadores ha de
encontrar en estas invaluables normas especificaciones para poleas y ejes que le
permitirán detallar, la armazón y la soportería en el diseño. Las poleas conforme a estos
estándares pueden ser obtenidas de los principales fabricantes.
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Poleas Engineered Class.- Las poleas de esta clasificación son aquellas que
específicamente se diseñan cuando las condiciones de carga exceden lo pautado en la
norma ANSI para las poleas de tambor y las de aletas (Se trata de diseños que
permitan mayor resistencia en los elementos que componen la polea).
La transportación moderna por cinta tiende hacia la utilización de cable de acero
cuando se requiere alta producción, ó donde se necesita transportar grandes
volúmenes de material.
Ante estas grandes exigencias los diseñadores de poleas se han visto en la necesidad
de introducir modificaciones en el diseño, para cumplir con el uso de cintas de cable de
acero debido al aumento en las cargas a transportar, adaptando las poleas
razonablemente a las altas tensiones que se generan. Las correas para grandes
tensiones, debido a su alto módulo, y bajo alargamiento, requieren poleas de más alto
estándar que las correas de pliegue normal, variando ampliamente en los detalles de
construcción.
Las aplicaciones típicas de correas con cable de acero están presentes en, plantas de
procesamiento de mineral, planta eléctrica que utiliza quema de carbón, y en minas de
cielo abierto (como canteras) entre otras.
Resumiendo, los factores a considerar para el diseño de poleas transportadoras y sus
elementos en condiciones que sobrepasan lo pautado por ANSI son los que
corresponden a las poleas Engineered class, por lo que se debe tener la información
de:
- Diámetro y ancho de cara (recta o con corona)
- Diámetro del eje
- Centro entre apoyo
- Ubicación de la polea; si es principal, deflectora, tensadora, del compensador, etc.
- Tipo de compensador en el conveyor; por gravedad, de ajuste por tornillo, etc.
- Tipo de correaje
- Tensiones de la correa sobre la polea
- Abrace de la cinta sobre la polea
- Especificaciones del revestimiento
- Carga en voladizo sobre el eje de la polea de accionamiento, si existe
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- Condiciones Ambientales, entre otras
Todos los elementos que conforman la polea y el eje deben estar bien ensamblados
para una correcta y completa transmisión de fuerza.
Diámetros de polea.Los diámetros para las poleas estandarizadas de tambor son: de 8,10,12,14, 16,18, 20,
24, 30, 36, 42, 48, 54 y 60 pulgadas. Para las poleas de aletas son: 8 , 10, 12, 14, 16,
18, 20, 24, 30 y 36 pulgadas (otras medidas son consideradas especiales). Estas
medidas de diámetros nominales se aplican a poleas, de cara recta y de cara con
corona, al desnudo ó sea sin revestimiento , no incluyen incremento alguno de diámetro
por revestimiento.
Las variaciones permisibles de los diámetros nominales de poleas de acero estándar
están basadas en el ancho de la cara, y se dan en el cuadro abajo.
Estas limitaciones aplican por igual a poleas de cara recta y de cara con corona. El
diámetro nominal es medido en el punto medio del ancho de la cara. Las variaciones de
diámetro en el cuadro no deben confundirse con sobre medida para la tolerancia de
maquinado. Esta tolerancia la dará individualmente el fabricante.
Ahora, en poleas Engineered Class de cara recta para ser usadas con alto módulo y
correas de cable de acero, el maquinado permisible se muestra en el siguiente cuadro;
- 237 -
Ancho de cara de las poleas.El ancho de la cara está definido por la longitud, del aro continuo, de la aleta, o de la
barra de contacto a lo largo del eje. Para las poleas estándar de acuerdo a la norma
ANSI, los anchos son: de 20, 22, 26, 32, 38, 44, 51, 57, 63 y 66 pulgadas, incluyéndose
además, para poleas de aletas, de 40, 54 y 60 inch. Cualquier otro tamaño a de
considerarse especial; como es el caso de poleas Engineered Class que muchas veces
son de 6 a 12 inch mas grande que el ancho de la correa.
Al ancho de cara en poleas estandarizadas de acero se le permite según ANSI mas ó
menos 1/8 de pulgada en poleas de tambor, y mas ó menos 1/4 en las de aletas. Estas
variaciones no deben confundirse con tolerancias de maquinado. A éstas las
especificará individualmente cada fabricante.
Corona de la polea.Hay dos tipos de corona de polea disponible: Taper-Crown y Curve-Crown (ver algún
folleto o catálogo para detalles).
Las Taper Crown normales varían de 1/16 a 1/8 de inch por pie de ancho de cara total.
Las poleas con esta corona su cara tiene forma de “V” con el eje de rotación mas
grande en diámetro en el centro de la polea.
Las poleas largas tipo Curve Crown tienen una superficie plana en el centro y curvada
hacia los extremos a un diámetro mas pequeño; excepto en poleas cortas donde la
superficie curva se extiende en 8 pulgadas desde el borde.
Las poleas de cara recta, son recomendadas para toda instalación que use correas de
alto módulo, reduced-ply, y bajo alargamiento; tales como la de tejido de cable de acero
o de textil amontonado de alta resistencia.
Sobrecargas en las poleas.Las cargas en corrida normal no deberían exceder lo pautado en las tablas de ANSI
B105.1 y ANSI B501. Los arranques y cargas pico ocasionales no deberían exceder el
50% de lo indicado en ANSI. Y Las cargas pico que raramente ocurren y que son de
una duración momentánea, no deberían exceder el 100%. Las sobrecargas pueden
- 238 -
aparecer en el arranque, por atascamiento, por compensadores mal ajustados, frenos,
desalineación, y excesiva cantidad de material sobre la cinta.
El eje a ser usado con una polea de acero no puede ser seleccionado
independientemente de la capacidad de carga de la polea, El eje y la polea deben ser
tratados como un ensamble estructural compuesto, ya que se parte del hecho de que la
rigidez estructural del ensamblaje se ha de concebir para trabajar como un todo.
Material del eje.El diseño de poleas está basado en el uso de cualquier acero comercial estandarizado
para ejes, tal como el AISI C1018. Se deben tomar las precauciones, en caso de que se
tengan que maquinar los terminales del eje , para el uso de apoyos antifricción, a fin de
no debilitarlos.
Determinación de la carga radial resultante.El vector resultante de la suma de las tensiones en la cinta mas los pesos de la polea y
el eje, da la carga radial resultante. La fuerza de los pesos hacia abajo, y las tensiones
de la cinta en el camino de la correa hacia fuera de la polea. Ver la representación
gráfica en la fig. 8.9, que no es más que un simple modo de obtener la carga resultante
cuando el accionador está directamente conectado.
- 239 -
Selección del eje.Para un correcto diseño es vital que, el diámetro del eje, su material, y los centros de
apoyo estén bien definidos. Los diámetros tentativos del eje son generalmente
calculados por la e cuación que se encuentra mas abajo, donde se asume Kt = 1.0, Kb =
1.5, y Pt = 6000 psi. La fig. 8.10 presenta una solución gráfica de la ecuación. Para
otros valores del esfuerzo de corte, se debe multiplicar el diámetro de esta carta por el
factor apropiado de la tabla que está al pie de la fig. 8.10
La ecuación y la carta darán resultados idénticos utilizando la misma información
básica.
La ecuación para el diámetro de un eje circular macizo sometido a flexión y torsión (en
la polea de accionamiento) es:
d = (16/(p*Pt)*((Kb*Mb)^2 + (Kt*Mt)^2)^(1/2))^(1/3)
- 240 -
Con solo flexión, el diámetro de un eje circular sólido (en las poleas no accionadas) se
utiliza:
d = (32*Mb*Kb/(p*Pb))^(1/3)
Donde en ambas fórmulas,
d : diámetro del eje, en inch
Pt : esfuerzo de corte permisible del material del eje, psi
Pb : esfuerzo por flexión permisible, igual a 2*Pt
Kb : factor de servicio por flexión = 1.5
Kt : factor de servicio por torsión = 1.0
Mb : momento flector, lb-inches
Mt : momento torsor, lb-inches
Los valores sugeridos para el esfuerzo de corte, Pt, para servicio normal usando barra
maciza circular rotatoria, son :
- 241 -
La figura 8-10 está basada en un esfuerzo de corte de seguridad de 6000 psi para eje
chaveteado.
- 242 -
Seguido, una lista completa de los factores que resultan de la aplicación de los valores
de los esfuerzos de corte de seguridad en un rango desde 500 psi hasta 18000 psi.
El uso de acero de alta resistencia para ejes permite mayor esfuerzo de corte, y por
consiguiente, una reducción del diámetro de la barra del eje. Sin embargo, hay que
tener presente que una reducción del diámetro implica un incremento de la flecha del
eje, lo cual podría originar esfuerzos no deseados en los discos terminales de las
poleas estandarizadas de acero soldadas. Así que se debería tratar de evitar una
excesiva deflexión del eje que pueda conllevar a un rendimiento pobre.
Deflexión del eje.La polea ensamblada es tomada como una sola unidad estructural, lo cual hace
considerar la resistencia de los diferentes componentes interdependiente. Se debe
siempre consultar a los fabricantes de poleas todo lo relacionado con la deflexión de los
ejes. Para cálculos preliminares el eje puede ser tratado como una viga simple, como se
señala en la fig. 8.11. Para valores de máxima deflexión permisible se debe consultar a
la Mechanical Power Trasmission Association Standard No. 301
tana = W*a*L/(4*E*I)
- 243 -
W : carga total sobre la polea, lbs
E : módulo de Young (29E6 para el acero)
I : momento de inercia de la barra, inch^4 (.049087*d^4)
a : distancia desde el centro del apoyo al punto de carga del cubo, inch
L : distancia entre los puntos de apoyo de los cubos
tana : tangente del ángulo formado por la deflexión de la barra y su eje neutral
sin flexión, en el disco terminal de la polea.
- 244 -
CAPITULO NUEVE Curvas verticales.Las curvas verticales en transportadores de cinta son usadas para conectar
tangencialmente dos porciones que tienen pendientes diferentes. Hay básicamente dos
tipos de curva: la cóncava, donde la cinta no tiene restricción para levantarse desde los
bastidores, y la convexa, en la que la cinta sí está restringida por los bastidores.
Haciendo caso omiso a cual puede ser la forma perfecta teóricamente para ambas
curvas, comercialmente es satisfactorio considerarlas arcos de círculos. Las curvas se
pueden presentar tanto en el trayecto de carga como en el de retorno, con una variedad
de condiciones de tensión.
Simplificando, el texto y los diagramas en este capítulo se referirán a curvas verticales
sobre el camino de carga.
Curvas verticales cóncavas.Se habla de concavidad cuando el centro de la curvatura yace por encima de la cinta
(ver fig. 9.1). En este caso, la fuerza de gravedad de la cinta y la carga, trata de
mantener la cinta sobre los bastidores, pero la tensión la trata de levantarla
despegándola de los bastidores. Por supuesto que es preferible siempre, que la cinta no
se despegue de los bastidores bajo cualquier condición, incluyendo el arranque de la
cinta vacía. De no ser posible, se podrá permitir con las siguientes condiciones: 1) que
por encima de la cinta no haya algún elemento que la vaya a dañar (túnel, guarda riel,
cubierta de maquinaria, etc.). Algunas veces la cinta vacía puede estar protegida por
bastidores planos ubicados sobre la línea de cargado. 2) que el viento no afecte c on
desplazar la cinta de su línea guía , y 3) que la falta de soportes acanalados no conlleve
a un derramamiento del material en la porción de entrada a la curva.
- 245 -
FIG. 9.1. Curva vertical cóncava.
Diseño de las curvas verticales cóncavas.Por las condiciones antes mencionadas, es buena práctica diseñar curvas cóncavas
con suficiente radio para permitir que la cinta tome un camino natural sobre los
bastidores bajo cualquier condición.
En la ilustración de la figura 9.2, se observa que la concavidad comienza en el punto c,
el cual se determinará al quedar definido el radio mínimo. Se podrá tomar c1 como
primera aproximación para recalcular r1; así que la fórmula aplicable para prevenir que
la cinta se levante de los bastidores cuando esté corriendo, es:
Radio mínimo, r1 = 1.11*Tc/Wb
(1)
- 246 -
Siendo,
r1 : radio mínimo para prevenir el levantamiento de la cinta desde
los bastidores, ft
Tc : la tensión en el punto c (ó c1), lbs
Wb : peso de la cinta, lbs/ft
1.11 : constante basada en la máxima inclinación del conveyor
con la horizontal (25º)
(ver diagrama en fig. 9.3)
(Por ejemplo, según el gráfico para un Wb = 14, y una tensión de 5000 se tendrá
aproximadamente un radio de 400.)
Empero, dos peligros pueden existir, lo cual requiere chequeo. El primero, que los
bordes se encorven formando bucles cuando la tensión de la cinta sea demasiado baja.
El segundo es la posibilidad de que la tensión en el centro de la cinta exceda el valor
permitido.
Para asegurarse de que la tensión en la cinta es suficiente a fin de evitar cero tensión
en los bordes de la cinta en una curva cóncava, un chequeo del radio de la curva
deberá hacerse usando la fórmula para el caso de construcciones de tejido de malla de
tela:
radio mínimo, r1 = (FactorA*b^2*Bm*p)/(Tc - 30*b)
(2)
- 247 -
Para cintas de cable de acero, sin embargo, el radio se puede reducir para permitir un
bucle controlado a lo cual la experiencia ha mostrado que no ocurren daños a este tipo
de cinta ni en sus empalmes, y tampoco se presenta excesivo derrame. Para las cintas
de cable de acero se ha de usar la siguiente fórmula:
radio mínimo, r1 = (FactorA*b^2*Bm*p)/(Tc - 30*b)/2.5
(3)
Ahora, para prevenir esfuerzos en el centro de la correa más allá de la tensión nominal
de la cinta (con tejido ó con construcción de cable de acero), se chequeará el radio con
la siguiente fórmula:
radio mínimo, r1 = (FactorB*b^2*Bm*p)/(Tr - Tc)
(4)
En todas estas fórmulas:
r1 : radio mínimo de la concavidad, ft
b : ancho de la correa, inch
p : número de pliegues de la correa
Tc : tensión de la cinta en el punto c (ó c1), lbs
Tr : tensión nominal
Bm : módulo de elasticidad de la cinta, lbs por inch de ancho por pliegue
Los módulos de las correas varían ampliamente entre los distintos fabricantes debido a
los diferentes tipos de construcción del tejido de la correa. Los valores de los módulos
señalados en el cuadro pueden variar en relación a los dados por los fabricantes, sin
embargo, en la mayoría de los casos, los del cuadro son conservadoramente más altos,
pudiendo ser utilizados para un estimado preliminar.
- 248 -
Para el diseño final, deberían obtenerse los valores precisos.
Los factores A y B dependen del ángulo de acanalamiento de los bastidores de carga
del conveyor, como se indica en el cuadro.
Las fórmulas (2) y (3) son usadas para evitar cero tensión en los bordes de la correa,
debiendo aplicarse en las operaciones de la cinta vacía.
La fórmula (4) es usada para prevenir esfuerzos en el centro de la cinta más allá de sus
valores nominales. Debería aplicarse en la condición de cinta cargada (desde la polea
de cola hasta el comienzo de la curva) y con la potencia empleada para arrancar la
cinta desde el reposo. Obviamente que bajo estas condiciones la tensión nominal
permisible de la cinta puede ser incrementada (ver en el Cap. 6 “Tensiones máximas de
arranque y parada”)
Se usará el más grande de los radios calculados en las fórmulas (1), (2), (3) y (4). Si
las fórmulas (2) y (3) gobiernan, se debe investigar la posibilidad de incrementar Tc
proveyendo peso adicional al compensador.
· Cálculo de la Tensión Tc .La tensión Tc de la cinta puede ser determinada, bien sea por adición de tensión a la
cola, ó sustrayendo tensión desde la polea principal. La decisión de trabajar "hacia
delante" (work forward) ó sea desde Tt, ó "hacia atrás" (work backware), es decir desde
- 249 -
T1 depende de la complejid ad del recorrido de la cinta en el transportador desde los
puntos mencionados hasta el punto c (ó c1 para una primera aproximación).
Si tomamos por ejemplo, work forward, la tensión de la cinta la determinaremos con la
fórmula:
Tc = Tt + Lc*[Kt*(Kx + Ky1*Wb) + Ky1*Wm] ± Hc*(Wb + Wm)
Donde :
Tc : tensión de la cinta en el punto c (ó c1), lbs
Tt : tensión de la cinta en la polea de cola
Lc : longitud de la cinta desde la polea de cola al punto c (ó c1), ft
Kt : factor de corrección por temperatura
Kx : factor de fricción por el bastidor
Ky1 : Factor para el cálculo de la fuerza de flexión por el peso de la cinta y la
carga sobre los bastidores. Abarca el recorrido particular de la cinta desde la polea de
cola al punto c (ó c1).
Wb : peso de la cinta, lbs por ft
Wm : peso del material, lbs por ft
Hc : distancia vertical, si la hay, desde la polea de cola al punto c (ó c1)
Esta fórmula cubre la condición donde la cinta está lo mas probable a ser levantada
mientras corre. Esta condición puede ocurrir con la cinta cargada solo desde la cola
hasta el punto c y vacía desde c hacia delante si Hc es positiva; y si Hc es negativa,
solo pudiera ocurrir con la cinta totalmente vacía.
Cálculo de la Tensión Tac en el punto c durante la aceleración.El efecto de la aceleración, cuando el conveyor arranca del reposo, debe ser
considerado, ya que la tensión de la cinta en el punto c se incrementará por encima de
la tensión de operación Tc.
- 250 -
Para prevenir el levantamiento de la cinta desde los bastidores durante el arranque, es
necesario calcular la fuerza de aceleración, y determinar con ello la tensión total en el
comienzo de la curva.
Donde motores con mayor potencia que la requerida son usados, se debe tener
especial cuidado con lo de las fuerzas de aceleración, a fin de prevenir quedarse corto
en la estimación de la tensión en el punto c. De no hacerse esto, la cinta se puede
levantar de los bastidores.
Tac = Tc + Ta
Donde :
Tac : tensión total en c durante la aceleración, lbs
Tc : tensión en el punto c durante la corrida normal
Ta : tensión inducida en la cinta por efecto de la aceleración en cualquier punto (en este
caso, en el punto c)
La fuerza de aceleración en cualquier punto sobre el conveyor es directamente
proporcional a la masa que está siendo acelerada, y por consiguiente a los pesos
acelerados. Luego,
Ta = Fa*(Wc/Wt)
Donde :
Fa : fuerza de aceleración con el transportador completamente cargado, lbs
Wc : peso total a ser acelerado por la cinta en el punto c, lbs,
Wc = L*Wb + Wri*Nri + Lc*(Wti/Si) + Lc*(Wb+Wm) + peso equivalente de las
poleas
Wri : peso equivalente de las partes a moverse en un bastidor de retorno, lbs
Nri : número de bastidores de retorno
- 251 -
Wti : peso equivalente de las partes a moverse en un bastidor acanalado
Si : espaciamiento entre los bastidores acanalados (de carga), ft
L : longitud total de recorrido entre centros del conveyor, ft
Lc : longitud del conveyor, desde la polea de cola al punto c
L2 : igual a L-Lc, longitud desde el punto c (hacia delante)
Wb : peso de la cinta, lbs por ft
Wm : peso del material, lbs por ft
Wt : peso equivalente total de todas las partes móviles que se aceleran a carga
completa, excluyendo el accionamiento y la polea de accionamiento
Wt = Wc + L2*Wb + L2*Wti/Si
Igual que la fórmula para Tc, las fórmulas anteriores aplican a la condición donde la
cinta está cargada desde la polea de cola al punto c, y donde no hay carga desde c
hasta la polea terminal.
Cuando el compensador no está cerca de la descarga, el efecto de la longitud de la
correa en el camino de retorno y el efecto del número de bastidores en el camino de
retorno, debería n ser reducidos con buen criterio.
Cuando el radio mínimo ha sido calculado, basado en el punto c (ó c1en primera
aproximación), la localización de dicho punto c se puede determinar con el diagrama de
la figura 9.4
- 252 -
A continuación, un problema ejemplo para ilustrar la metodología a emplear en la
determinación del radio mínimo de la curva vertical cóncava.
Tomaremos el perfil de l problema 4 del capítulo 6 con los mismos datos, y los mismos
cálculos.
Problema 4 (Cinta transportadora con cambios de pendientes).-
Especificaciones del transportador:
- Ancho de cinta : 36 pulgadas, 7 pliegues, MP70 nylon
- Módulo de la correa (Bm) : 4900 lbs por inch de ancho por pliegue
- L : 4000 ft
- 253 -
- Capacidad (Q) : 800 tph de material con peso de 85 lbs por ft cúbico
- Wm = 66.6 lbs/ft, y Wb = 10 lbs/ft
- Velocidad : 400 fpm
- Bastidor class C6, 6 inch de diám., 20º de ángulo en canal
Resolución:
Los pesos de las partes a moverse en el bastidor, se toman de las tablas 5.13 y 5.14
Wti = 43.6 lbs
Wri = 37.6 lbs
Si = 4 ft, Espaciamiento de retorno = 10 ft
Kx = 0.427
Ky = 0.0255 para 3000 ft, sección horizontal
Ky = 0.016 para 800 ft, parte inclinada
Ky = 0.016 para los 200 ft del resto horizontal
Con
Tt = 1287 lbs, y Tfcx = 7141 lbs
Tc = 1287 + 7141 = 8428 lbs
Se tiene :
r1 = 1.11*Tc/Wb = 1.11*8428/10 = 936 ft
Ahora chequearemos el levantamiento de la cinta acelerada durante el arranque
Wc = L*Wb + Wri*Nri + Lc*(Wti/Si) + Lc*(Wb + Wm) + el peso equivalente de las
poleas
Observando el perfil, se muestran seis poleas no accionadas que pueden estar
aceleradas.
Asumiendo que el peso total equivalente de estas poleas suma 3600 lbs. Se tiene
entonces,
- 254 -
Wc = 4000*10 + 37.6*4000/10 + 3000*43.6/4 + 3000*(10 + 66.6) + 3600 = 321140 lbs
Wt = Wc + L2*Wb + L2*Wti/Si = 321140 + 1000*10 + 1000*43.6/4 = 342040 lbs
La fuerza de aceleración Fa, puede ser determinada asumiendo que el motor
desarrollará un torque promedio por aceleración de 180% del torque a carga completa
de los dos motores con una eficiencia en el accionamiento de 0.94
Así, la fuerza de aceleración en la línea de la correa será:
Potencia efectiva*33000/V = (1.8*200*0.94)*33000/400 = 27918 lbs
ó sea,
Fa = 27918 lbs
Refiriéndonos al problema 4 la tensión efectiva del conveyor a carga completa es Te =
14055 lbs. Para determinar Te cuando solo la porción horizontal inicial está cargada, se
descontará entonces resistencia de la parte inclinada y horizontal mas arriba para
mover y levantar la carga, ó sea que:
(L-Lc)*Ky*Wm ± H*Wm = 1000*0.016*66.6 + 70*66.6 = 5728 lbs, se le descontará a
la Te = 14055 lbs calculada en el problema 4 (con el conveyor corriendo a full carga), ó
sea, 14055 – 5728 = 8327 lbs con el conveyor cargado solamente en la porción
horizontal inicial; así, la fuerza equivalente total, actuando en la línea de la cinta,
disponible a la aceleración es 27918 - 8327 = 19591 lbs. No obstante, una porción de
esta aceleración será necesaria para vencer la inercia del accionamiento. Este efecto se
puede compensar convirtiendo el WK2 del accionamiento a peso equivalente en la
cinta, para adicionarlo a Wt.
El peso equivalente del accionamiento del problema 4 es 55615 lbs.
Como la fuerza de aceleración es directamente proporcional al peso total que está
siendo acelerado; la fuerza dispuesta a acelerar el conveyor, se calculará así:
Fa = 19591*342040/(342040 + 55615) = 16851 lbs
y, Ta = Fa*Wc/Wt = 16851*321140/342040 = 15821 lbs
por tanto, Tac = Tc + Ta = 8428 + 15821 = 24249 lbs.
- 255 -
El radio mínimo, para prevenir que la cinta se levante durante la aceleración calculada
del arranque del conveyor (cargado solamente desde la cola hasta el punto c ó c1),
puede ser encontrado sustituyendo Tc por Tac en la fórmula de radio mínimo,
quedando:
r1 = 1.11*Tac/Wb = 1.11*24249/10 = 2692 ft
De requerirse mayor aproximación, recalcúlese el radio basándose en el nuevo Tac
para la exacta localización del punto c.
Con el conveyor cargado sólo desde la cola hasta el punto c (ó c1), se han de
presentar situaciones que se podrán chequear con simples cálculos:
1º Para la formación de bucles en la cinta, con la cinta vacía,
Tc = 8428 - 0.0255*3000*66.6 = 3333 lbs,
luego r1 = (factorA)*b^2*Bm*p/(Tc - 30*b) = 0.0063*36^2*4900*7/(3333 - 30*36) = 124 ft
2º Por sobreesfuerzo en el centro de la cinta aplicamos,
r1 = (factorB)*b^2*Bm*p/(Tr - Tc) = 0.0032*36^2*4900*7/(31752 - 24249) = 19 ft
Con este resultado, se asume que para las condiciones de operación, el valor
aproximado de Tr = 17640*1.8 = 31752 lbs para este ejemplo, implica que el radio
mínimo requerido que se tiene que tomar para la concavidad es de 2692 ft.
Construcción gráfica de la concavidad de una curva vertical.Después de haber calculado el radio mínimo y ubicado el punto c, la concavidad puede
ser construida gráficamente como lo indica la figura 9-6 y el uso de las tablas 9-1 y 9-2.
- 256 -
Fig. 9.6
- 257 -
- 258 -
Ejemplo.- Suponiendo que se llegó a un radio de 300 ft, y se decidió por un ángulo
delta de 20º. Después de ubicar el punto de trabajo, formado por la intersección del
camino horizontal y el inclinado, los puntos (cada 5 ft) a levantar para formar tangentes
estarán sobre la dimensión X, que se medirá desde cada punto tangente de cada lado
hacia el punto de trabajo . Según la tabla 9-1, para 20º y radio de 300 ft, X nos da 52-10
¾; sobre X se levantarán perpendicularmente las ordenadas N cada 5 pies, cuyas
dimensiones se dan en la tabla 9-2. (Detallar la figura 9.6).
Precauciones para el diseño de curvas cóncavas verticales.Con la tendencia hacia la fabricación de correas con tejidos cada vez más fuertes, los
diseñadores de transportadores de cinta podrían considerar la posibilidad del uso de
cintas que sean menos pesadas lo cual traería como consecuencia el requerimiento de
radios mínimos mas grandes.
En general, el radio mínimo de una curva vertical cóncava en u n transportador de cinta,
no debería ser menor de 150 ft.
Curva vertical convexa.Se dice que un transportador (conveyor) pasa a través de una curva vertical, cuando el
centro de curvatura está por debajo de la cinta (fig. 9.7). En este caso, las fuerzas de
gravedad, de la carga y de la cinta, y la tensión misma de la cinta, presionarán la cinta
dentro de los bastidores.
Cuando una cinta acanalada pasa por la curva convexa del conveyor, los esfuerzos de
tensión presentes en la correa se distribuyen hacia los bordes donde se logra alcanzar
mayor tensión que en el centro de la correa. Una curva de radio suficientemente grande
mantiene los esfuerzos extremos dentro de límites aceptables.
Si la curva se localiza donde la tensión es baja, la tensión de la cinta en el centro
pudiese llegar a cero ó menos, lo cual podría generar bucles (ondulaciones) y posible
derramamiento del material.
- 259 -
FIG. 9.7 Curva vertical convexa.
Diseño de curva vertical convexa.Con las ecuaciones a describir mas adelante, se acostumbra a determinar el radio
mínimo que suele prevenir situaciones indeseables tales como bucles y derramamiento.
Ecuación para prevenir sobreesfuerzo en los bordes de la cinta,
r2 = FactorC*b^2*Bm*p/(Tr - Tc) (5)
Ecuación para evitar bucles,
r2 = FactorD*b^2*Bm*p/(Tc - 30*b) (6)
Ecuación del radio mínimo, r2 = 12*(b/12) (7)
Donde,
r2 : radio mínimo de la curva convexa, ft
b : ancho de la cinta, inch
p : número de pliegues de la correa
Tc : tensión en el punto c (ó c1), lbs
Tr : tensión nominal
Bm : módulo de elasticidad de la correa, lbs por inch de ancho por pliegue.
Para valores de Bm ver los que se usan para la cinta cóncava.
Los factores C y D dependen del ángulo de acanalamiento en los bastidores de carga
(ver el cuadro).
- 260 -
La ecuación (5) debería ser aplicada en la situación de arranque de la cinta desde el
reposo con la carga desde la polea de cola hasta la convexidad. Bajo condiciones de
arranque la tensión nominal de la cinta se puede incrementar (ver cap. 6).
La ecuación (6) debería aplicarse cuando la cinta está andando vacía.
Siempre se deberá usar el más grande de los radios calculados en las fórmulas (5), (6)
y (7). Sí la fórmula (6) prevalece, se debe investigar la posibilidad de incrementar Tc
considerando un peso compensativo adicional.
Espaciamiento de los bastidores en curvas convexas.Ambos bastidores, los de carga y los de retorno, deberían espaciarse de tal manera
que, la suma de las cargas de la correa y el material, mas la tensión de la cinta, no
exceda la capacidad de carga de dichos bastidores.
La resultante radial de la tensión de la cinta puede calcularse aproximadamente por:
Fr = 2*Tc*sen(d/(2*n))
Donde,
Fr : fuerza resultante sobre los bastidores en la curva vertical convexa, producida
por la tensión de la cinta, lbs
Tc : tensión de la cinta en el punto c (ó c1)
d : ángulo de la cinta entre las partes entrante y saliente de la curva, en grados
n : número de espacios entre los bastidores sobre la curva (en número entero)
La longitud de arco de la curva es:
arc = 2*p *r2*(d/360), ft
El espaciamiento en los bastidores acanalados de carga puede ser determinado por la
fórmula siguiente:
- 261 -
Sic = (Ilr - Fr)/(Wb + Wm)
Donde Sic : máximo espaciamiento de los bastidores acanalados sobre la curva. ft
Ilr : carga permitida por bastidor, lbs (ver cap. 5)
Fr : resultante descrita antes
Wb : peso de la cinta, lbs por ft
Wm : peso del material, lbs por ft
La fórmula para este espaciamiento, está sujeta a tres condiciones: 1) S i el
espaciamiento calculado resultase más grande que el espaciamiento normal adyacente
a la curva, Sic se limita ría a valores no más grandes que el espaciamiento normal del
bastidor acanalado. 2) Cuando el valor del espaciamiento calculado resulte entre los
valores de uno normal y la mitad, del adyacente a la curva; puede tomarse luego un
valor no mayor que el de la fórmula. Y 3) Cuando el espaciamiento calculado resulta
menor que la mitad de uno normal, adyacente a la curva; aquí se tomará un valor no
menor a esa mitad.
También existe una limitación práctica en la determinación de Sic, que es que el
espaciamiento debe tomarse en número entero para simplificar los detalles de
soportería estructural, vale decir, que si la longitud de arco está dada, el número de
espaciamientos lo calculamos con:
n = arc/Sic ; para tomar de este resultado el número entero mayor.
Ejemplo.- Determinación de la convexidad de la curva del transportador del problema 4
del Cáp. 6
Usando la mayoría de los datos que en el cálculo de la concavidad, calculemos la
convexidad con las sig. ecuaciones:
Usando la ecuación la Ec. (5) durante la aceleración, asumiendo Tc = 30892 lbs
r2 = FactorC*b^2*Bm*p/(Tr - Tc) = 0.0063*36^2*4900*7/(17640*1.8 - 30892) = 326 ft
Con la cinta andando vacía, y Tc = 4388 lbs, usemos la Ec. (6),
r2 = FactorD*b^2*Bm*p/(Tc - 30*b) = 0.0032*36^2*4900*7/(4388 - 30*36) = 43 ft
- 262 -
Y de la Ec. (7)
r2 = 12*(b/12) = 12*36/12 = 36 ft
Se concluye que el radio a usar es el calculado en la ecuación (5), o sea 326 ft, que
viene a ser el más grande radio mínimo.
Para la longitud del arco de la curva,
arc = 2*p *r2*(d/360) = 2*3.1416*326*(5/360) = 28.4 ft
El número de espaciamientos,
n = arc/Si = 28.4/4 = 7.10, tomándose el entero mayor, ó sea n = 8
La carga resultante en el bastidor,
Fr = 2*Tc*sen(d/(2*n)) = 2*15112*sen(5/16) = 165 lbs (redondeando)
El espaciamiento máximo, Si = (Ilr - Fr)/(Wb - Wm) = (900 - 165)/(10 + 66.6) = 9.5 ft
pero, aplicando las limitaciones antes mencionadas, ya que este resultado es mayor del
valor del espaciamiento normal (4ft) en las adyacencias de la curva, se mantendrá el
valor de 4 ft también para el espaciamiento de la curva.
El espaciamiento de los bastidores de retorno se determinará por método similar. (Use
la carga resultante en los bastidores de retorno más el peso de la correa, y compare
este valor con la carga nominal permitida de la tabla en el cap. 5)
Uso de poleas deflectoras en curvas convexas.En todas las instalaciones donde se emplean curvas convexas siempre y cuando el
espacio lo permita, se recomienda el uso de bastidores acanalados por dos razones.
- 263 -
Primero, para que el esfuerzo en los bordes de la cinta se puede reducir con un diseño
apropiado de la convexidad de la curva. Segundo, hay menos disturbios con el material
en la cinta al pasar por el cambio de perfil, reduciéndose de ese modo, el desgaste
sobre la cinta y los bastidores, y previniéndose el derramamiento de material desde los
bordes de la cinta.
Las poleas deflectoras en el camino de carga de la cinta, en términos generales, no es
recomendada, y solo debería usarse en casos muy especiales, por ejemplo cuando el
espacio no permite un diseño adecuado de curva convexa, y el transportador no estará
lo suficientemente cargado como para que se derrame el material por los bordes de la
cinta que se aplana al pasar por la polea deflectora.
Es de observar que, bajo estas condiciones el diámetro de una polea deflectora
debería ser lo suficientemente grande para retener el material sobre la cinta en el
momento en que esta cambia de dirección. Como el diámetro de la polea variará con el
coseno de delta y la velocidad al cuadrado de la cinta, evidentemente que para
velocidades mayores de 500 fpm el diámetro resultará demasiado grande. Otra razón
para preferir bastidores acanalados.
El cuadro a continuación, da el mínimo diámetro de la polea deflectora para una
velocidad dada. En ningún caso dicho diámetro debería ser menor a los de las tablas 75, 7-6, y 7-7.
- 264 -
CAPITULO DIEZ Compensadores, limpiadores y accesorios.Compensadores.Todo transportador de cinta diseñado apropiadamente requiere el uso de alguna forma
de dispositivo de compensación por las siguientes razones: 1) Para asegurar la
adecuada cantidad de tensión del lado flojo de la cinta (T2 en la polea de
accionamiento), y prevenir el resbalamiento de la cinta. 2) También para asegurar
adecuada tensión por la carga, y tensión en otros puntos donde hay que prevenir
pérdida del contorno acanalado de la cinta entre los bastidores, evitando así
derramamiento de material. 3) Para compensar los cambios en la longitud de la cinta. Y
4) Como almacenaje de cinta para cuando se tengan que remplazar los empalmes, ó
sea que, sin el almacenaje habría que colocar una pequeña porción de cinta nueva
teniendo que hacerse dos empalmes en cada reparación.
Elongación de la correa.De cualquier correa se puede esperar que se presenten varios tipos de alargamiento ó
estiramiento.
Elongación elástica.- Es aquella que ocurre durante la aceleración de arranque ó la
deceleración de frenado. Este alargamiento es casi totalmente recobrado cuando el
esfuerzo desaparece.
Elongación de fabricación.- Esta se debe mas al tipo de tejido entrelazado, que al
material textil usado. En un tejido de malla convencional, los hilos combados que están
apretados tienden a enderezarse desde el momento en que la carga es aplicada. Esto
viene a dar como resultado un crecimiento de la cinta ya que una porción de ella no se
recupera.
Cambio permanente en la longitud.- Además del alargamiento por el tipo de
construcción (caso anterior), se le suma los cambios en la estructura de la fibra básica.
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Movimiento del compensador.La longitud requerida para el movimiento del compensador depende de varios factores:
1) El tipo de arranque ó frenado. Los arranques y frenados a través de la línea
requieren de mayor movimiento de compensación permisible que la aceleración ó
deceleración controlada. 2) Frecuencia de arranque y parada de la cinta a carga
completa. 3) Para un periodo de arranque en el que se esté usando grapas de metal en
el empalme, el compensador dará cinta para desechar cualquier porción de longitud no
recobrable que se deba cambiar antes de un empalme final vulcanizado. 4) Por la
caracterizada elongación de la cinta habrá siempre longitud que compensar.
El compensador debería estar provisto de suficiente movimiento en la aceleración y
deceleración para que no se tenga que golpear contra los topes.
Compensadores manuales.Estos tienen la ventaja de ser compacto y de bajo costo. Sin embargo, como con este
tipo de compensador la cinta se tiene que ajustar a su mejor trabajo periódico, ella casi
siempre termina con muy baja tensión ó muy alta. Por esta razón, los compensadores
manuales son recomendables solamente donde prácticamente no se pueda instalar uno
automático, bien sea por razones de espacio, porque el conveyor es relativamente
corto, ó porque es de carga ligera donde el problema de compensación no es crítico.
Para transportadores inclinados de alto tonelaje, tales como apiladores, el
compensador manual no es recomendable con ninguna longitud de cinta, debiendo
consultarse a los expertos.
El compensador manual más comúnmente usado, es el de tornillos (fig. 10.1), y se
encuentran disponibles en 12,18, 24, 30 y 36 pulgadas de recorrido. Los hay también de
trinquete y de gato mecánico.
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FIG. 10.1. Compensador de tornillo ajustable.
El principal problema con el uso de compensadores manuales es que se necesita
vigilancia para observar cuando se requiere hacer el ajuste de tensión, y cuanto. La
ausencia de un indicador preciso para la tensión hace el problema difícil de solucionar
con exactitud.
Cuando la cinta es nueva, se hace necesario dar bastante tensión al lado flojo para
pre-estirar la cinta y prevenir así, el aflojamiento que se puede acumular antes de la
polea de accionamiento que termine en resbalamiento durante la operación del
conveyor.
La localización de los compensadores manuales normalmente se hace en extremo
opuesto al accionamiento; ya que es lo mas conveniente y menos costoso (no involucra
polea extra). Sin embargo, es posible colocarlo en otro sitio si se requiere, como es en
el camino de retorno.
Compensadores automáticos.Siendo los mas deseados, se pueden instalar horizontalmente, verticalmente, e
inclinados, y pueden ser operados por gravedad, con energía hidráulica, eléctrica o
neumática. Los más comunes son los del tipo por gravedad por razones obvias; los
otros se instalarían en situaciones especiales. En las figuras 10.2 y 10.3 se muestran
los compensadores de gravedad automáticos horizontal y vertical respectivamente.
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FIG. 10.2. Compensador
automático horizontal de gravedad (no se muestra el contrapeso y los cables).
FIG. 10.3. Compensador de
gravedad automático vertical (en una cinta inclinada).
El sitio donde se debe colocar el compensador también obedece a la cantidad de
desplazamiento que se necesite para trabajar adecuadamente. Los valores de
desplazamiento ó movimiento se muestran en la tabla 10-1. Una reducción o
incremento de estos valores dependerá de varios factores que incluyen la selección de
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la cinta así como también las condiciones amb ientales y de operación. Cualquier valor
necesario fuera de esta tabla, se deberá consultar al fabricante.
Como se dijo antes, el sitio más económico para la instalación sería en la polea de
cola; no obstante, eso no significa que sea el más correcto, todo dependerá de las
condiciones de trabajo del sistema de transportación. Los compensadores automáticos
pueden ser colocados en cualquier lugar del camino de retorno del conveyor; lo primero
que hay que considerar es donde trabajará mejor en relación al accionamiento , para
mantener la tensión de la cinta en un mínimo. Otras consideraciones como
disponibilidad de espacio, facilidad de mantenimiento, y razones económicas siempre
son tomadas en cuenta.
La instalación en la polea de cola resulta más económico ya que en ese punto no se
requiere polea adicional. Sobre transportadores inclinados empinados, el peso de la
cinta y el sistema compensador (Polea y contrapeso) pudieran proveer suficiente
tensión del lado flojo que previniese el derramamiento en la polea de accionamiento, sin
necesidad de contrapeso adicional. En largas cintas transportadoras, o ligeramente
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inclinadas, el compensador automático debería ser colocado cerca del accionamiento,
donde actuará rápidamente lo suficiente para prevenir derramamiento de la cinta en la
polea de accionamiento durante la aceleración en el arranque. Si el compensador ha de
ser colocado en otra parte, su movimiento debe ser calculado para asegurar que ello
excede la rata a la cual la cinta será depositada en el compensador.
Requerimientos de fuerza en compensadores automáticos.Un compensador automático, por gravedad, debe proveer una fuerza igual al doble de
la tensión requerida por la cinta, en el lugar donde esté instalado. Esta fuerza
usualmente es suplida por un contrapeso de acero, fundición, concreto, ó cualquier otro
material pesado. También pudiera ser que la fuerza fuera algo menor pudiendo
alcanzarse el valor deseado al multiplicarse por los factores asociados a un sistema de
roldanas y cables. Se debe prever algunos ajustes a la fuerza de peso para poder
calibrar las fuerzas de tensión requeridas en la cinta por si cambian las condiciones de
operación.
Para el cálculo de la fuerza requerida en un compensador automático por gravedad, se
tiene la siguiente fórmula:
Wg = (2*T + Wf - Wp)/R1
donde,
Wg : fuerza de peso por el compensador de gravedad, lbs
T : tensión de la cinta donde se localiza el compensador
Wf : fuerza para vencer la fricción de cualquier elemento en el
compensador (como el carro del compensador, roldanas, cables u otra resistencia)
Wp : componente de la fuerza de peso del carro compensador, ruedas,
ejes, etc. en la dirección de la resultante de la carga de la polea, que es cero en el
caso donde esos elementos se muevan horizontalmente.
R1 : factor por cualquier ventaja mecánica que se provea.
En compensadores automáticos operados hidráulica ó neumáticamente, la fuerza de
compensación también se ha de calcular con la misma fórmula manteniendo el mismo
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concepto de ajustabilidad de la fuerza para satisfacer condiciones imprevistas de
operación (ajustándose automáticamente la variación de la presión interna en los
sistemas).
Dispositivos de limpieza.Muchos materiales sobre la cinta son adherentes ó pegajosos. Parte de ellos no son
descargados, regresando por la vía de retorno, depositándose en los bastidores, y
provocando desalineación en la correa, pudiendo ésta llegar a dañarse por recostarse a
la estructura soporte. El material al gotear desde la cinta ocasiona problemas de
mantenimiento rutinario. La idea entonces es ir limpiando la cinta una vez vaciada,
antes de que se ponga en contacto con cualquier polea deflectora ó bastidor de retorno.
Como el material adherente se puede pegar tanto en la cinta como en una polea
deflectora, se han diseñado limpiadores para cada uno de esos elementos. Para la cinta
hay de varios tipos y debido al número de factores que hay que tomar en cuenta como
son la temperatura, el contenido de humedad, y el tamaño del material entre otros, la
efectividad podría variar al elegir uno en particular. Una vez instalado el limpiador, se
deberá estar pendiente de ajustarlo al comportamiento del material según el tipo de
trabajo; pudiendo requerirse mas de un limpiador.
El uso de empalmes vulcanizados simplifica la limpieza de la cinta especialmente
cuando se tienen limpiadores con paletas que están en contacto con la cinta. En el caso
de empalmes con sujetadores, si éstos están inapropiadamente instalados, pudiesen
engancharse con partes del dispositivo de limpieza provocándoles templones y
vibración. Problema que se minimizaría usando sujetadores rebajados.
El adecuado mantenimiento y ajuste de los limpiadores de cinta, reduce el desgaste en
la misma y en las paletas. Para automatizar el ajuste por desgaste, las paletas se
suelen montar en pivotes, en brazos con contrapeso, ó en resortes a tensión.
Tipos de limpiadores de cinta.Los hay de paletas y rotatorios.
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Con paleta simple (fig. 10.4) ó múltiple.- Son diseñados para barrer el material de la
superficie de la cinta. Una ó más paletas mantienen el contacto con la cinta por
contrapeso ó por resorte a tensión. Las paletas se disponen a lo ancho de la cinta y
pueden ser hechas de diversos materiales como goma y acero en combinación. No
resulta apropiado hacerlas de tiras de correa ya que el material en la cinta pudiera
incrustarse en el tejido de la paleta causando excesivo desgaste sobre la cubierta de la
cinta transportadora. Cualquier barredor de goma debería fabricarse de goma sólida, sin
tejido ó fibra reforzada alguna.
FIG 10.4. Raspador de paleta simple con contrapeso.
Los barredores de paletas se hacen en tres diseños:
1. En paleta recta cuando se usa sobre la superficie de la cinta que a su vez está sobre
una polea con corona. Con el desgaste la paleta toma el perfil de la corona de la polea.
Las paletas se han de ajustar para conservar su acción efectiva de limpieza.
2. Con paletas seccionadas cuando se quiere desde un principio una adaptación del
perfil de la corona de la polea con la cinta. (ver fig. 10.5)
FIG. 10.5 Patrón típico de seccionado de la paletas del
raspador
3. De paleta articulada cuyo diseño consiste en una serie de paletas cortas pivoteadas
en brazos con resortes para mantener el contacto con la superficie de la correa. Se
debe vigilar el desajuste de dichos brazos (fig. 10.6).
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Fig. 10.6 Ejemplo de raspador con paletas articuladas
Limpiadores rotatorios.- Consisten en ejes ó tubos que pueden llevar cepillos de pelos
erizados, ó llevar paletas, cubriendo más allá el ancho nominal de la cinta. Los pelos de
los cepillos son de nylon, y en las paletas se usa goma (fig. 10.7 y 10.8).
Los cepillos rotatorios los cuales tienen una acción de latigazo suave, dispuestos en
paralelo ó en forma helicoidal se presentan en dos tipos: de baja velocidad y de alta.
1. De baja velocidad.- Este tipo de cepillo es diseñado para opera a velocidades
periféricas de 400 a 600 fpm, y son los mas efectivos sobre material granulado seco.
Tienen larga vida ya que la baja velocidad causa menos desgaste sobre los pelos.
2. De alta velocidad.- Estos cepillos operan a una velocidad periférica de 1000 a 1500
fpm, y son los mas efectivos para material granular húmedo. La alta velocidad produce
por centrifugación, desalojo de material de los pelos.
Limpiadores rotatorios de paletas.- Las paletas sobre un eje, pueden ser paralelas ó
helicoidales, y son de goma. Estos limpiadores también son de dos tipos, de baja y de
alta velocidad.
1. De baja velocidad.- Son usados sobre material seco ó húmedo, y su velocidad
periférica anda por los 1000 fpm; considerada relativamente baja, permite más vida a
las paletas de goma.
2. De alta velocidad.- Con velocidad periférica de 1400 fpm, las paletas son bastante
adecuadas para limpiar material mojado ó pegajoso que en un limpiador de cepillo se le
pegaría en los pelos.
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La dirección del movimiento de los limpiadores rotatorios es opuesta al de la cinta en la
periferia o punto de contacto.
El accionamiento de estos sistemas se puede hacer por cadena desde un eje
adyacente al eje de la polea de accionamiento, ó por un mecanismo separado.
Rociadores y removedores de agua.- El uso del agua a presión resulta ser muy efectivo
en la limpieza de la cinta en condiciones difíciles.
La técnica del rociado consiste en apuntar hacia la superficie de la cinta por medio de
unas toberas con válvulas controladoras del flujo de agua. Sobre la posición exacta
para el funcionamiento del sistema se debe consultar al fabricante ó experto. Como
desventaja de este sistema sería la dependencia de un suministro permanente de agua,
y la inoperancia en tiempos de nevada (donde los haya).
Sobre la ubicación del limpiador, éstos deberían colocarse de tal manera que el
material removido de la cinta pueda caer dentro del chute de descarga, ó pueda ser
recogido por algún arreglo práctico de recolección.
Los limpiadores con barredores de paletas pudieran colocarse en puntos donde hay
contacto entre cinta y polea ó inmediatamente después de ese contacto (fig. 10.6). Los
rotativos de paletas usualmente van después del punto donde se ha roto el contacto de
la polea y la cinta (fig. 10.9). Y los rotativos de cepillo con colocación igual que el de
paletas pueden también posicionarse en puntos donde existe todavía el contacto. De
todos modos, la posición específica la determinará el diseño de chute de descarga.
FIG. 10.9. Posición del limpiador de paletas rotatorias en la
cinta.
Esquema de giro de la cinta.- Para eliminar los problemas causados por una correa
sucia en contacto con los bastidores de retorno, se puede hacer girar la cinta 180º
después de pasar por el punto de descarga, lográndose poner la cara limpia de la cinta
en contacto con los rodillos de los bastidores de retorno (fig. 10.10); obviamente que
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hay que hacer girar nuevamente la cinta, para reponer la posición de la cara de carga,
antes de entrar a la polea de cola.
Como el giro de la cinta induce tensiones anormales en su tejido, se debe consultar
con el experto sobre cuales son los puntos adecuados para la colocación de la polea
responsable del giro.
La distancia requerida para completar el giro de 180º, es aproximadamente 12 veces el
ancho de la cinta.
FIG: 10.10. Esquema del
girado de cinta.
Limpiador de polea.Las poleas deflectoras o tensadoras después de haberse puesto en contacto con el
lado sucio de la cinta, deben ser limpiadas. Y un método común para ello es colocar
unos raspadores del lado ascendente de la polea unos 45º aprox. debajo del centro, de
tal forma que el material caiga libremente. (ver fig.10.11). Velar por el ajuste del
dispositivo es de mucha importancia.
Fig. 10.11. Limpiador de polea deflectora.
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Limpieza de la correa en la ruta de retorno.Aún cuando un transportador sea cuidadosamente diseñado, el derramamiento de
material, en los puntos de carga y en otros a lo largo de la cinta, estará presente
pudiendo caer material sobre la cinta en el camino de retorno, y ser arrastrado hacia la
polea de cola quedando luego atrapado entre polea y cinta causando posibles daños y
desalineación de la cinta. Dos dispositivos son usados para prevenir este problema, son
ellos: las planchas de cubierta, y los raspadores de retorno.
Las planchas de cubiertas son hechas de láminas de metal, pueden ser rectas, curvas,
ó inclinadas (divididas). Van colocadas entre el camino de carga y él de retorno de la
cinta. Estas planchas además de proteger la cinta del derramamiento de material,
también lo hace del mal tiempo. En la figura 10.12 se muestran los tres tipos mas
usados de acuerdo al criterio del diseñador y la naturaleza de la estructura soporte.
FIG. 10.12. Tres estilos típicos de planchas de cubierta.
Algunas veces este cubrimiento (por plancha) se aplica solamente sobre los puntos de
carga y un poco más allá (como 50 ft). En estos casos, ha de colocarse un raspador
justo antes de que la cinta llegue a la polea de cola (entre la polea y el bastidor de
retorno, ver fig. 10.13).
FIG 10.13. Raspador tipo V.
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Equipos accesorios del transportador de cinta.Se refiere a los elementos secundarios que hay que considerar una vez seleccionados
la mayoría de los componentes principales.
Los elementos accesorios incluyen sistemas de pesaje en operación, de protección,
contra derrames, contra condiciones climáticas adversas, etc.
Protectores contra el tiempo atmosférico.Su utilización variará con el clima, el material a ser manejado y el tipo de operación. La
lluvia, por ejemplo, puede causar derramamiento del material sobre el accionamiento y
otros componentes. El hielo y la nieve pudiesen llegar a parar completamente el
transportador. Grandes vientos pudieran levantar la cinta desde los bastidores y causar
serios problemas de guía de la correa. Sobre transportadores con cinta estrecha y
manejando materiales livianos, el viento puede hacer de las suyas convirtiéndose a
veces en el verdadero volteador de cinta levantándola desde los bastidores acanalados.
También el viento puede causar molestias por esparcimiento de material fino desde la
cinta.
Obviamente que una protección completa se daría si la cinta ha de estar dentro de una
galería protectora, pero en caso de no estarlo, una de las protecciones que a
continuación se describen, pueden ser usadas:
Cubierta a la mitad (half-cover).- Usualmente son semicirculares, hechas de lámina
comúnmente de hierro galvanizado ó aluminio.
Estas cubiertas se fijan de alguna manera a la viga longitudinal del conveyor y están
situadas por encima de la correa (ver fig. 10.14).
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Cubierta a tres cuartos.- Llamada así porque sólo cubre un semicírculo completo, para
facilitar la inspección desde la vía de acceso contigua a la cinta (fig. 10.15)
Rompevientos.- Son planchas fijadas a la viga longitudinal del conveyor, que se
extienden por encima y por debajo de los caminos de carga y retorno de la cinta (fig.
10.16). Estructuralmente deben estar reforzadas.
FIG. 10.16. Rompevientos.
Contra las consecuencias del viento en algunos casos, se colocan láminas
semicirculares para impedir el levantamiento exagerado de la cinta vacía o ligeramente
cargada, desde los bastidores del transportador (fig.10.17). Carcasas formadas por
estas láminas pueden espaciarse en intervalos regulares a lo largo del conveyor
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FIG. 10.17. Contraviento cerrado.
En algunas operaciones, el conveyor pudiera paralizarse por largos intervalos de
tiempo. Pues, s i la cinta no está de algún modo protegida esto pudiera permitirles a los
livianos tirantes de la guaya dar latigazos contra la viga longitudinal.
Protección contra el derramamiento.Se observa en las poleas de aletas y su configuración; el sector que está entre las
aletas, las cuales están en contacto con la cinta, se presenta con una inclinación que
hace que el material que le esté cayendo se desplace hacia los extremos de la polea
cuando ésta dé vueltas (ver fig. 8.7 y 8.8).
Detectores de fragmentos sueltos de hierro.Son sistemas que usan magnetos para atraer trozos de hierro desde la cinta en curso,
para luego verterlos en algún recipiente. Se debe consultar a especialistas sobre estos
sistemas, ya que existen distintos arreglos.
Balanzas en cintas transportadoras.El pesaje continuo del material a granel, en movimiento sobre el conveyor, es llevado a
cabo con el uso de balanzas cercanas a lo bastidores de carga.
Actualmente se fabrican tres tipos específicos de sistemas de balanzas: Sistemas
netamente mecánicos, sistemas electrónicos y los llamados del tipo nuclear. Los dos
primeros operan por el paso del material sobre un puente de pesaje, midiendo la
velocidad de la cinta e integrando esta medición dentro de un patrón de salida (la figura
10.18 ilustra un sistema de celda electrónica).
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Un sistema de medición nuclear es para altos requerimientos de precisión.
La precisión de las balanzas si se instalan adecuadamente puede llegar a estar entre
0.5 y 1% según el fabricante.
FIG. 10.18. Balanza de tipo celda
electrónica.
Sistemas de muestreo.Necesitando tomarse muestras del material, una de las formas de recoger la muestra
es parando la cinta y extrayendo material desde ella con una pala mecánica;
dependiendo de la exigencia del análisis del laboratorio, esta operación se pudiera
repetir varias veces. Sin embargo como tal procedimiento puede resultar impráctico, en
muchos casos se diseñan sistemas que recogen la muestra, con la cinta operando,
desde el chute de descarga (ver figura 10.19).
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FIG. 10.19. Arreglo típico para muestreo.
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CAPITULO ONCE Cargas y descargas de las cintas transportadoras.-
Cargado de la cinta.La colocación del material centradamente dentro de la cinta constituye una de las
tareas de mayor importancia, pues se desea que el material pueda viajar lo más
cercanamente posible a la velocidad de la cinta receptora cuando se vierte. De no ser
así, la diferencia de velocidad propiciaría turbulencia en la masa del material con un
consecuente aumento de volumen en el punto de carga. La operación ideal de cargado
se daría si el material y la cinta alcanzasen la misma velocidad, ya que en estas
condiciones se lograría el mínimo desgaste de la cinta, mínima energía de operación, el
material tomaría el perfil adecuado sobre la cinta sin que ocurriera derrame, y el
material no se fragmentaría levantando polvo. La idea es entonces alcanzar esas
condiciones lo mas cercanamente posible. Existen otros factores a considerar que
serán descritos mas adelante.
Dirección del cargado.Sólo se habla de dos direcciones posibles: en la dirección de la cinta, ó transversal a
ella.
Cargado en la dirección de la cinta.Definitivamente esta forma es la mejor puesto que el material al caer sobre la cinta
puede alcanzar mas fácilmente la velocidad de ella. El material desde el centro de la
cinta va logrando un perfil simétrico. Los delantales en el punto de carga pueden ser de
una longitud mínima. Las fluctuaciones en la rata de alimentación no afectaría el propio
cargado de la cinta. La pérdida de altura de una cinta a otra sería mínima.
Desafortunadamente, el cargado en la dirección de la cinta receptora no es lo más
usual en el configurado de un conjunto transportador. Aún en el caso de que se tenga la
misma dirección, hay situaciones donde se debe cargar material sobre una larga cinta
de alta velocidad, y para evitar el desgaste que se produciría sobre la cubierta de la
cinta debido a la aceleración del material cargado, se ha de colocar un conveyor corto
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incrementador de velocidad (speed-up) entre el chute de carga y la larga cinta
transportadora de alta velocidad (fig. 11-1 ).
La longitud del conveyor corto debe ser tal que el material pueda alcanzar una
velocidad cercana a la del transportador largo. La cubierta de la cinta del transportador
corto debe ser lo suficientemente gruesa para asimilar el desgaste causado por la
aceleración del material que sale del chute de carga. Si el impacto del material saliendo
del chute de carga es alto, el conveyor corto debe ser plano para que su cinta pueda
descansar completamente sobre bastidores que absorben impacto; delantales
continuos deben ser utilizados. La cinta plana a utilizar en este conveyor se fabrica con
un número de pliegues y un espesor tal que se le da más importancia al impacto que a
su capacidad de acanalamiento. Si el impacto no es severo pudiesen usarse cintas, con
espesores suficientes solamente para asimilar el desgaste, pudiendo usarse bastidores
acanalados para estas cintas más livianas (fig 11.1).
Las características completas de las cintas para conveyor corto de transferencia deben
ser solicitadas al fabricante (durabilidad, operación, ubicación, etc.).
Cargado transversal a la dirección del viaje de la cinta.- Este tipo de cargado es muy
frecuente en arreglos de conjunto de transportadores de cinta. El ángulo horizontal que
un transportador hace con la siguiente cinta puede estar cerca de los 90º.
Cualquier angularidad en la transferencia presenta el problema del cambio de dirección
del flujo de material pero a la final el material alcanzará la velocidad deseada en la
dirección de la siguiente cinta receptora (y lo mas cerca a la velocidad de ésta).
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A medida que es más grande el ángulo de transferencia más difícil será el diseño del
chute de carga, al tener que combinar la velocidad del material deseada con el cargado
centrado en la cinta receptora.
Con ángulos de transferencia hasta de 90º la altura requerida en el punto de
transferencia se incrementa; creciendo también la dificultad de cargar centradamente la
cinta a cualquier rata de flujo. Con una angularidad grande a pesar de que se tenga
cuidado en el diseño del chute de carga, se requerirán muchas veces los ajustes en
campo para centrar la carga variable sobre la cinta receptora. Se necesitarán delantales
mas altos y más largos en el punto de carga para evitar que el material se derrame
hasta que se acelere y tome la velocidad de la cinta receptora asumiendo un perfil
propio.
En el cargado transversal el desgaste , de la cinta y del chute de carga, es mayor.
Los ángulos mayores de 90º deben evitarse ya que el diseño del chute sería muy difícil.
Habría considerable pérdida de altura en el punto de transferencia. Y sería difícil
emparejar la velocidad del material al de la cinta. Los daños sobre la cinta por desgaste
se acentuarían.
Desplazamiento transversal de la cinta.Si la dirección del material en el punto de contacto con la cinta es distinta,
probablemente la cinta se desplazará transversalmente sobre sus bastidores de
soporte.
Del mismo modo, si el material no se esparciera uniformemente sobre la cinta y se
formase una pila contra uno de los delantales, habría entonces desplazamiento
transversal de la cinta sobre los bastidores. Con estos desplazamientos, las dificultades
para guiar la cinta terminan en derrames de material más allá de los delantales.
Cargado en cintas inclinadas.Si el transportador está inclinado hacia arriba en el punto de carga, se hará difícil
alcanzar la mínima diferencia entre la velocidad del material y la de la cinta.
A mayor inclinación y velocidad de la cinta, mayor será la dificultad.
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El material cargado sobre la porción inclinada de la cinta está sujeto a mucha
turbulencia antes que pueda ser acelerado hasta alcanzar la velocidad de la cinta. A
consecuencia de ello, los faldones de carga tendrán que ser más altos y más largos
para retener el material y evitar derrames.
El desgaste de la cubierta de la correa es grande si el material es del todo abrasivo ó
tiene terrones ó fragmentos con bordes filosos.
Los transportadores en declinación también presentan problemas de cargado. Y son
muy esenciales las consideraciones de cuidado que hay que hacer con el material y la
velocidad de la cinta para un cargado satisfactorio .
Hasta donde sea posible es bueno poner la porción de carga en un sector horizontal
del conveyor, y resolver la parte inclinada (subiendo ó bajando) con un diseño
adecuado de curva vertical.
Impacto en el punto de cargado.El impacto del material cargándose en la cinta, siempre está presente ya que la
velocidad del material y la de la cinta tienen magnitud y ángulo diferente. Por tanto, se
debe centrar la atención en la magnitud del impacto.
El impacto fuerte tiende a causar daños en la cubierta de la cinta y a debilitar su tejido.
Muchos materiales finos, aún cuando son pesados no causan fuerte impacto pero
tienen el problema que ocasiona la deflexión de la cinta entre los bastidores, como es el
derramamiento de material por fugas entre el delantal y el borde de la cinta, incluso,
mas allá del punto de carga.
Si los terrones son pesados el impacto sobre la cinta es bastante apreciable; éstos
tratarán de estrujar la cinta debilitándola.
Y si los terrones son filosos harán mella en la cinta, incluso hasta llegar a hacerle
cortes.
En todos estos casos, se hace necesario el uso de bastidores absorbedores de
impacto que se han de colocar debajo del punto de carga de la cinta tal que la porción
principal del flujo del material terroso se empalme con la cinta, entre los bastidores de
soporte que sobre uno cualquiera de ellos .
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Cuando se trata de una mezcla de terrón y fino, el chute de carga tendrá un arreglo
especial, pues se diseñará con una rejilla cribadora interna que hará que se forme una
cama de fino que vaya amortiguando el impacto del terrón (ver fig. 11.3).
Si la cinta es inclinada el problema de impacto se acentuará si el material a recibir en la
porción de carga, es aterronado.
Tanto los chutes como los delantales y sus faldones, deben estar bien diseñados y bien
instalados, para no causarle serios daños a la cinta. Deben estar sujetados con mucha
seguridad. No se deben hacer los delantales demasiado largos, y los bordes de la parte
baja de sus faldones no tan cercanos a la cinta, solo lo necesario.
Los delantales deberían extenderse hasta un punto donde el material se ha
estabilizado a la velocidad de la cinta.
Los transportadores inclinados requerirán distancias más grandes para la estabilización
del material de carga.
Chute de cargado.El diseño de este componente a decir verdad, debe ser producto de un estudio muy
cuidadoso. Donde el cargado de la cinta va en la dirección de ella , el chute de carga
resulta bastante simple; pero si ha de existir una angularidad en las direcciones, el
diseño se tornará complejo. En un cargado transversal el chute y el delantal requieren
de mucha ingeniosidad y cuidado, sobre todo si se trata de cintas de alta velocidad.
Obviamente el chute de carga debe tener ciertas inclinaciones con el objeto de darle al
material una velocidad de avance deseada. Por ejemplo, si el material es fino y contiene
humedad, el chute debe ser lo suficientemente empinado para que el material se
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deslice rápidamente. Si el material es aterronado lo empinado del chute se debe limitar
a un ángulo tal que el material deslice satisfactoriamente sin rebotar y dar vueltas.
La alta velocidad del terrón puede ser controlada por el uso de algún elemento frenador
(barras, colgado de cadenas, etc.) en el camino de los terrones.
Algunas veces son empleados chutes de ángulo múltiple ó curvados para darle un
deslizamiento uniforme al material. Si no se le puede dar suficiente velocidad al material
en una dirección apropiada se podría reducir la velocidad de la cinta receptora para
disminuir la diferencia de velocidad con respecto al material, pero si la velocidad
debiese permanecer inalterable, entonces habría que hablar de mayores anchos lo cual
se traduciría en mayores costos.
Los chutes se construyen comúnmente de metal. Para materiales abrasivos, el chute
puede ser forrado con algún componente resistente a la abrasión; colocarle placas
removibles, uso de material cerámico entre otros. Para materiales corrosivos, se habla
de revestimiento de metal resistente, ó de gomas sintéticas.
Anchura del chute de carga.- La anchura de un chute de carga no debería ser mas
grande de las dos terceras partes del ancho de la correa receptora, y no debería el
ancho interno del chute de carga ser menor de dos y media a tres veces la dimensión
mas grande de los terrones de tamaño uniformizado, cuando éstos representen un
porcentaje significativo del flujo del material.
Donde la mezcla de terrón y fino es casi pareja, el ancho interno del chute puede ser
dos veces el tamaño del máximo terrón.
Estas proporciones son esenciales para el cargado apropiado de la cinta y la
prevención del trabado y atascamiento del terrón en el chute.
El ancho del chute de carga en algunos casos pudiera determinar el ancho de la cinta
del transportador receptor.
Pantallas cribadoras en el chute de carga.- Donde se maneja una mezcla de fino y
terrón, el impacto de carga pesada sobre la cinta puede ser minimizado de dos
maneras; una, haciéndole un arreglo al chute para que se pueda formar una cama de
finos delante del cargado de los terrones; y dos, usar chutes con fondo perforado ó
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curvado, ó con pantalla cribadora. La figura 11.3 muestra un chute apantallado
cargando una cinta ligeramente inclinada.
Cuando se trata de cargar una cinta declinada (inclinada que vaya bajando) con
terrones y finos es importante que estos finos se adelanten para irles formando una
cama a los terrones a fin de evitar que reboten y caigan dando saltos causándole daños
y movimientos indeseados a la cinta.
Uno de los detalles de un chute, es que las planchas de fondo ó los espaldares,
responsables de recibir el cargado, deberían fijarse lo mas cerca posible a la cinta, y ser
provistas de una goma ajustable en los bordes para prevenir la fuga de los finos; la
goma también puede prevenir el atascamiento de algún terrón entre la plancha y la
cinta.
Si el material a cargar es severamente abrasivo, se le puede hacer un arreglo al chute
de carga para que forme internamente una "cama de piedra", que no es mas que
material retenido para que el resto se deslice sobre él, y evitar así el desgaste en el
fondo ó espaldar del chute.
La "cama de piedra" es apropiada para el manejo de roca, mineral de hierro, y grava
entre otros (ver fig. 11.4).
Delantales.Las tablas delantales son necesarias para retener el material sobre la cinta después
que sale del chute de carga hasta que alcanza la velocidad de la cinta. Los delantales
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son usualmente una extensión de los lados del chute de carga y se extienden
paralelamente de uno u otro lado a lo largo de la cinta por cierta distancia.
Los delantales normalmente son hechos de metal, aunque algunas veces se usa
madera. Los bordes de la parte baja son ajustados a una distancia muy cercana a la
cinta, para ser "sellada" la luz que queda con una franja rectangular de goma (ver
arreglo típico en la figura en 11.5).
FIG. 11.5. Aplicación típica de delantal en cinta acanalada.
Las figuras 11.6 y 11.7 muestran arreglo s típicos de delantales para cintas plana y
acanalada.
FIG.11.6. Delantal continuo sobre
cinta plana.
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FIG. 11.7. Delantal sobre cinta
acanalada.
Si el material a transportar está formado por terrones duros con bordes filosos, para
que se pueda auto-liberar cualquier terrón atascado entre el borde del delantal y la
correa por el mismo movimiento de la cinta, la luz deberá ser incrementada
uniformemente en la dirección de la cinta.
Cuando se maneja una mezcla de terrones con finos ó solamente terrones clasificados
por tamaño, algunas veces los delantales no son paralelos el uno al otro sino
achaflanados hacia afuera en la dirección de la cinta con el objeto de prevenir
atascamiento del material.
Los delantales achaflanados deben mantenerse lo mas corto posible ya que el
bordeado de la goma es difícil de ajustar al contorno de la cinta acanalada.
Las proporciones y los detalles mas comúnmente usados de los delantales y el
bordeado de la franja de goma, son como sigue:
Espaciamiento de los delantales.- La máxima distancia entre las tablas delantales
comúnmente es dos tercios del ancho de una cinta acanalada (0.667*b). Sin embargo,
mientras sea posible, es deseable reducir este espacio a la mitad del ancho de la cinta
(0.5*b) acanalada, especialmente para materiales de flujo libre tales como granos.
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Sobre cintas planas, dependiendo de cuan bien esté centrada la cinta , que tan bien
esté soportada la cinta sobre los bastidores ó la plancha de cargado debajo de la cinta,
y que tan efectivo sea el "sellado" del borde de la goma con la cinta, el espaciamiento
de las tablas delantales podría ser solamente de escasas pulgadas menos que el ancho
de la cinta.
Este espaciamiento es comúnmente usado cuando se manejan materiales como arena
húmeda, un tanto compactada ó de moldeo preparado, u otro material que no se
esparza mucho cuando abandone la parte final del área de carga.
Longitud de las tablas delantales.- Usualmente la diferencia de velocidad entre la cinta
y el material cuando viajan en la misma dirección, determina prácticamente la longitud
de los delantales.
En las instalaciones donde la diferencia de velocidad es pequeña, la longitud de los
delantales puede tener un valor de seguridad de 2 ft por cada 100 fpm de velocidad de
la cinta, pero no menos de 3 ft en el caso de que su velocidad sea 100 fpm.
Los delantales deberían terminar siempre encima de un bastidor y no entre bastidores.
Altura de las tablas delantales.- La altura del delantal debe ser suficiente para contener
el volumen del mate rial desde que cae a la cinta. La tabla 11-1 da unos valores
razonadamente aceptados de la altura según los ángulos de acanalamiento de los
bastidores (20º, 35º y 45º).
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Espacio libre de la tabla delantal sobre la cinta.- La parte de metal (ó madera) de la
tabla delantal no debería acercarse a la superficie de la cinta en menos de una pulgada.
En muchos casos, la luz debería incrementarse uniformemente para permitir que
cualquier terrón se libere de un posible atascamiento.
A mayor luz se necesitarán tiras ó franjas de goma para el bordeo, mas anchas y de
mayor grosor, particularmente para delantales largos.
Gomas para el borde de los delantales.- Como ya se ha explicado, las gomas en los
bordes de las tablas delantales son utilizadas para prevenir las fugas, sobre todo de
material fino a través de la luz formada por la tabla delantal y la superficie de la correa
en movimiento. El bordeado comúnmente se presenta en franjas ó tiras de goma sólida
de un 1/4 a un 1/2 de pulgada de espesor, que se atornillan ó amordazan a la tabla de
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manera tal que permitan ser ajustadas descansando ligeramente sobre la superficie de
la cinta (fig. 11.5).
La goma debería tener una dureza reflejada en el durómetro, al menos de 60 a 100. No
debería tener algún tejido que re coja y retenga partículas abrasivas que dañarían la
cubierta de la correa. Tampoco se deben usar franjas hechas de cinta vieja.
El ancho de la franja de goma para el bordeo dependerá del tipo de fijación a usar con
la tabla delantal, y del desgaste permisible.
El bordeo de goma puede ser instalado verticalmente ó en un ángulo. Con ángulo
resulta un mejor sello contra la correa cuando está flexionada sobre los bastidores. El
diseñador debe contar con criterio para combinar un buen "sellado" con un mínimo de
desgaste en la cubierta de la correa.
Hasta donde las características del material lo permitan (tal como, un terrón clasificado
en un tamaño mas grande de una pulgada y sin finos), el bordeado de goma en los
delantales se puede omitir solamente si los faldones de los delantales no están tan
cerca del borde de la correa. Dicha omisión eliminaría de algún modo el desgaste y el
surcado que pueda sufrir la correa.
El bordeo de goma en chaflán, contra la porción mas ancha de la cubierta de la cinta,
reduce la tendencia a la formación de surcos en dicha cubierta.
En el bordeado de goma se debe estar muy pendiente del ajuste para que la goma
toque la superficie de la cinta; pero teniendo cuidado de que no se haga un ajuste muy
forzado, ya que esto además de producirle surcos a la correa, produciría una
sobrecarga en el motor del sistema de accionamiento del conveyor.
Cubiertas sobre las tablas delantales.- Convenientemente a las tablas delantales se les
puede poner una cubierta en la parte alta para minimizar el levantamiento de polvo. Los
bordes superiores de los delantales pueden ser atornillados a una cubierta.
En las cintas donde se usa esta cubierta, la porción de ella adyacente al chute de
alimentación debe formar un ángulo para acoplarse a éste, evitando así, algún
atascamiento del material que todavía no esté moviéndose a la velocidad de la cinta.
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Delantales para puntos de carga intermedios.- Se debe tener cuidado en el arreglo que
se haga con las tablas delantales cuando se trata de cargados en puntos intermedios,
ya que el material tiende a aplanar su perfil desparramándose sobre la cinta. Dicho
arreglo debe permitir que el material previamente cargado pase libremente.
Usualmente los delantales de los puntos intermedios de carga son espaciados lo más
cerca juntos, pero con un adecuado espacio libre por encima de la superficie de carga
previa.
El bordeado de goma en los delantales de puntos de carga intermedios, no sirve de
mucho. El derramamiento puede ocurrir en los puntos de carga aún en el más
cuidadoso diseño de delantales debido a las fluctuaciones iniciales del cargado. El
levantamiento de polvo en esos puntos es casi inevitable.
Cuando los puntos de carga intermedios están relativamente cerca, es mejor un
delantal continuo que arriesgarse a usar longitudes cortas en dichos puntos. Con
delantales continuos se asegura la medida contra el derramamiento.
Algunas veces se trata de usar una correa mas ancha de lo normal, ó de usar
bastidores de canal mas profundo con el fin de evitar un cargado con derramamiento en
los puntos intermedios de carga.
Fricción en los delantales.- Es de recordar que, para vencer la fricción del material
contra los delantales y contra sus franjas de goma, se requiere de una fuerza adicional
sobre la cinta (Ver el cálculo de esta fuerza en el Cap. 6).
Alimentadores.Las áreas de la sección transversal y las capacidades, dadas en el cap. 4 (tablas 4-2 a
4-5), están basadas sobre un flujo continuo de material. Algunas variaciones que no
afecten el promedio del flujo, son permitidas.
La alimentación intermitente o irregular del material a la cinta origina alternativamente
porciones vacías y de sobrecarga en la cinta, lo cual trae como consecuencia una
pérdida de capacidad, y probablemente derrames en el borde de la correa a lo largo de
las porciones de sobrecarga. Por tales razones, se debe emplear algún modo de
regulación de la alimentación cuando el conveyor es cargado desde tolvas, embudos, ó
pilas.
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Cuando el material va de una cinta a otra, solo se requiere de un adecuado chute de
transferencia. No obstante, la rata de alimentación debe ser establecida en algún lugar
del sistema transportador. Por lo que hay que hablar de sistemas de alimentación.
Los alimentadores pueden ser de varios tipos: de tornillos, de correa, pala de arrastre,
plato delantal, plato reciprocante, por vibración, paleta rotatoria o tambor, disco rotativo,
ó tabla alimentadora.
Los alimentadores de pala de arrastre, de paletas, ó plato delantal, proveen el material
de una forma levemente pulsante, a menos que el espaciamiento de los elementos en
los alimentadores sea pequeño en comparación con el volumen del material alimentado.
Los chutes desde estos alimentadores a la cinta usualmente suavizan las pulsaciones.
Pues, mecanismos retardadores, suspendidos en los chutes, ayudan a reducir los picos
de pulsación.
La escogencia de los alimentadores depende de las características del material a
manejar, la manera de como el material es almacenado, y de la rata de tonelaje de
alimentación.
Diez de los alimentadores más comúnmente usados se describirán a continuación.
Alimentador de tornillo.Un tornillo alimentador puede ser colocado en el fondo de una tolva o embudo
almacenador (fig. 11.8), para regular y controlar el flujo de la mayoría de los materiales
que se comportan de una manera continua y uniforme; que no serían precisamente
aquellos que contienen grandes terrones, finos que levantan mucho polvo, ó los que
tienden a compactarse.
Alimentador tipo cinta.Se trata de una cinta transportadora muy corta que se instala debajo de un cómodo
almacenador (fig. 11.9). Generalmente la cinta es plana y está soportada sobre
bastidores con espacios bastantes cerrados, ó sobre una plancha lisa para deslizar.
Estos alimentadores son usados en el manejo de materiales finos, de libre flujo,
abrasivos, y desmenuzables.
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Alimentadores de pala de arrastre.Consiste en la sucesión de placas, barra s, ó pletinas, montadas sobre dos tramos de
una cadena transportadora, que se arrastran a lo largo del fondo de una batea. Este
alimentador, de simple y compacto arreglo, puede controlar la alimentación de fino y de
pequeños terrones de material (fig. 11.10).
Alimentadores de vertedero con delantal.Son usados para manejar materiales abrasivos, pesados y aterronados. El material es
cargado sobre la superposición de platos ó bateas montadas sobre o entre los tramos
de una cadena transportadora. Las cadenas usualmente están fijadas a rodillos que
cabalgan sobre la pista de metal (fig. 11.11).
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Alimentador de plato reciprocante.Viene a ser uno de los más viejos mecanismos de alimentación desde el embudo de
una tolva. Consiste en un plato ó plancha con movimiento alternativo, debido a una
excéntrica, horizontal ó con una ligera inclinación. Puede diseñarse con uno ó dos
extremos de vaciado con compuertas separadas en la tolva. Este sistema maneja finos,
terrón con fino, ó terrones de pequeño tamaño (fig. 11.12).
Alimentador vibrante.Consiste en u n plato con forma de canaleta, al cual se le somete a un movimiento
vibratorio producido por un mecanismo excéntrico accionado por energía eléctrica. La
bandeja normalmente se coloca debajo de la apertura de fondo de una tolva ó embudo,
ó debajo del hueco de una pila (fig 11.13). Este tipo de alimentador puede manejar un
amplio rango del tamaño del material; sin embargo, no debe usarse cuando se trate de
material pegajoso ó que se pueda ir fijando en la superficie de la bandeja.
Alimentador de paletas rotatorias.Consiste esencialmente de unas paletas, montadas sobre un eje nervado para la
fijación de las mismas, que llevan a cabo una alimentación intermitente de finos de flujo
libre ó de material de terrones pequeños (fig. 11.14).
Alimentador de tambor rotatorio.Da un control bastante preciso de la rata de alimentación (en aplicaciones limitadas) de
fino, ó terrones pequeños (fig. 11.15). No debe usarse cuando se trata de materiales
pegajosos, ó que no pueden fluir libremente.
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Alimentador de mesa rotatoria.Consiste en un disco horizontal que se va cargando desde un cono central (no
necesariamente). El disco al girar va desplazando el material que se encuentra con una
paleta ajustable para hacerlo caer (fig. 11.16). Este alimentador es apropiado para
materiales con tendencia a abombarse.
Alimentador de plow rotatorio viajero .Es apropiado para ser usado en túneles, debajo de pilas de almacenaje o grandes
tolvas. El mecanismo de los plows consiste en un número de brazos curvos, operando
sobre un eje vertical, y arreglados tal que se arrastre el material fuera de un camino
angosto desde la tolva o la pila hasta su objetivo (fig. 11.17).
Alimentador de compuerta de control.Cuando el material es fino y muy libre para fluir, el uso de una compuerta ajustable
resulta ser bastante adecuado. Compuertas de este tipo son usadas en túneles
recuperadores debajo de pilas de almacenamiento o de la tolva aérea. Este tipo de
alimentador se puede configurar en varios diseños (ver figuras 11.18 y 11.19). No debe
ser usado si el material a granel es variable en cuanto a tamaño y naturaleza ya que
sería imposible mantener un ajuste adecuado de la compuerta.
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Métodos de descargado desde la cinta.Los materiales en las cintas pueden ser descargados hacia distintos caminos según se
desee. La flexibilidad de los arreglos que se pueden hacer para la descarga, facilita el
uso de grandes tolvas a ser llenadas, y la creación de variadas y perfiladas pilas de
almacenaje.
El método más simple de descarga desde una cinta transportadora, es aquel donde el
material cae desde una polea terminal a una pila ó donde se desee, un embudo, un
chute u otra cinta.
Un chute de descarga bifurcado con una compuerta, permite que el material pueda
tomar simultánea ó alternativamente dos direcciones.
Si se requiere de varios puntos de descarga en la parte terminal de la cinta, bien sea
en la misma línea, ó a ambos lados de la cinta, el uso de trippers sería lo adecuado.
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En una cinta plana ó aplanada temporalmente, la colocación de zapatas desviadoras
(plows) logrará dirigir el material simultáneamente o de un lado a otro de la cinta.
Los desviadores (plows) pueden ser fijos, ó móviles para poder alcanzar mayor rango
en de anchura en los puntos de descarga.
Si el material se descarga desde una polea terminal, la velocidad de la cinta y el
diámetro de la polea serán los factores que determinarán el camino de la descarga del
material ó trayectoria.
El perfil de la trayectoria es muy importante para el diseño de los chutes de descarga, ó
simplemente cuando el material tiene que caer libremente sobre una pila de
almacenaje.
Ingeniosos diseños se hacen en cuanto a chutes de descarga se refiere logrando así
varios propósitos tales como: la desviación del material a rutas deseadas, recolección
del material que se adhiere a la cinta, evitar derrames, y el control del polvo
desprendido del material seco y fino. En el capítulo 2 se ilustran varios arreglos (figuras
2.11 a 2.18).
Descarga desde una polea terminal.Como ya se d ijo, es la descarga más simple que se usa.
Se deben tener muy claro parámetros tales como la velocidad de la cinta, tiempo de
operación, y tamaño de la pila, entre otros, con el fin de evitar que en un momento
determinado se vaya a estar restregando la correa con la punta de la pila. En este tipo
de descarga libre, la polvareda que pudiese levantar algún material seco, podría ser un
problema (ver fig. 11.20 igual a la 2.11).
Chutes de descarga.Pueden diseñarse desde muy simples hasta muy complejos. La tarea más importante
de este chute, es que pueda recoger todo el material descargado desde la cinta,
incluyendo él que se adhiere a ella y que se desprenderá luego con un raspador.
Si el material manejado es abrasivo, pesado ó de terrones filosos, se debe contemplar
en el diseño de los chutes la restauración de las superficies de desgaste.
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La figura 11.21 muestra un arreglo típico de un chute de descarga, donde se observan
los elementos que lo conforman y la función de los mismos.
FIG. 11.21. Típico chute de
descarga simple.
El diseño del chute debe considerar la trayectoria del material saliendo de la cinta, de
tal forma que al caer lo haga contra una superficie inclinada del mismo chute y no
directamente sobre la siguiente cinta.
Se debe tener especial cuidado con los efectos perniciosos que puede causar la caída
libre del material; por tanto, cualquier situación de exceso de material que se acumule
por alguna razón, para luego caer, debe ser advertida al operador por medio de algún
dispositivo.
Chutes de descenso.Estos tienen el propósito de minimizar el levantamiento de polvo, y el desmoronamiento
del material en su caída hacia el almacenaje.
A continuación se describirán las cuatro formas más comunes de estos chutes de
descenso.
Chute de tobogán en espiral.- Como se muestra en la figura 11.22, de bajada suave.
Apropiado para materiales frágiles y polvorientos.
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Chutes de tobogán dentro de una tolva.- Aquí el material se hace deslizar por un canal
recto e inclinado que llega hasta la parte inclinada del embudo, la cual debe tener un
ángulo con la horizontal de 10º a 15º mas grande que el ángulo de reposo del material.
El material se deslizará suavemente sin levantar mucho polvo hasta encontrarse con la
pared del embudo, ó con el material ya acumulado. Como se observa en la figura 11.23,
el material se va esparciendo cónicamente al dejar el canal del chute.
Chute de escalonamiento (ó de cascada).- En muchas especificaciones de como se
requiere el material, no se permite, por ejemplo, que la piedra sea fracturada al grado
de desmoronamiento al momento de ser almacenada en una pila. La idea es que
entonces el material vaya cayendo amortiguadamente en cascada como se puede
observar en la figura 11.24.
La estructura de este chute suele ser de acero (ó madera en algunos casos) . En sí, se
trata de una torre con una serie de escalones ó placas fijadas internamente.
La caída del material desde la cinta al primer escalón no debe ser mayor de 5 ft.
Si el material es pesado, abrasivo, y aterronado se pueden hacer arreglos tipo "caja de
rocas" (ver fig. 11.4).
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Chutes telescópicos.- Son usados para minimizar el levantamiento de polvo cuando se
está descargando a una pila. Las secciones telescópicas son conectadas a un
cabrestante que las levanta para poder ajustar la posición de la sección terminal con
respecto a la punta de la pila. Este tipo de chute se usa mucho en el almacenaje de
hulla ó carbón (fig. 11.25).
Trippers (distribuidores ó repartidores terminales formadores de pilas).Los trippers s on mecanismos usados para descargar material a granel desde un
transportador de cinta a varios puntos aguas arriba de la polea principal (o de cabeza
para algunos autores). El tripper básicamente consiste en una armazón que soporta dos
poleas, una encima y delante de la otra. La cinta va subiendo para pasar primero por
encima de la polea de arriba, y luego por encima de la polea de abajo, pudiendo
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inclinarse nuevamente para irse a otro tripper, ó ponerse horizontal para la descarga
final.
FIG. 11.26. Tripper típico motorizado de transportador de cinta.
En los trippers el material que trae la cinta es descargado a un chute en el momento en
que la correa abraza la polea más alta. El chute puede tener un arreglo tal, que toma el
material y lo desvía en cualquier dirección deseada; ó sea que puede mediante una
compuerta móvil dirigir el material a ambos lados de la cinta formando pilas, ó, seguirlo
por la cinta dentro del conveyor más allá del tripper (ver fig. 11.29).
Los trippers pueden ser estacionarios, es decir fijos, ó móviles (figuras 11.27 y 11.28).
Los estacionarios, cuando se ha de descargar el material en un sitio fijo, se pueden
colocar varios de ellos en serie en la dirección de la cinta, y descargarían cada uno en
su respectivo compartimiento.
Los trippers móviles constan de una armazón montada sobre unas ruedas que
descansan sobre rieles paralelos soportados usualmente por la estructura del conveyor.
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Estos trippers pueden ser movidos por un cable y un winche, por la misma correa, ó por
un motor eléctrico montado sobre el mismo tripper.
Tienen un movimiento continuo hacia adelante y hacia atrás haciendo automático el
cambio de sentido al final de su viaje. Los trippers móviles pueden permanecer en un
sitio determinado por un corto tiempo o enclavado por periodos mas largos, controlados
por un operador, quién ha de disponer de una plataforma para la operación.
Cuando se está tratando con materiales polvorientos, finos, ó bituminosos, la utilización
de "sellos" ó cubiertas de protección para el motor y el resto de las partes del
accionamiento no ha de esperarse. Las cubiertas pueden ser de tejido de cinta
recubierto con goma.
La utilidad de los trippers se puede incrementar con ingeniosos arreglos a la hora de
hacer pilas ó montones de material. Por ejemplo, la colocación de cintas
transportadoras cortas para formar pilas a los lados del tripper, el uso de un
transportador de cinta reversible y móvil, arreglo con descargas directas laterales, en
fin, todo una gama de arreglos para el propósito de apilado que mas convenga.
Todos los trippers absorben cierta cantidad de potencia desde el accionamiento del
transportador por la deflexión de la correa en las poleas del tripper. Los móviles que
actúan por acción de la misma correa transportadora absorben mayor cantidad de
energía desde el accionamiento del conveyor (ver el capítulo 6 para lo referente a la
potencia requerida). Las figuras 11.27 a 11.32 muestran varios arreglos en el uso de los
trippers.
Tripper fijo ó estacionario.Ya se dijo que pueden descargar a uno ó ambos lados de la cinta, ó retornar el material
a la cinta para ser llevado a otro tripper ó a una polea terminal (fig. 11.27).
Trippers móviles típicos.Se presentan con accionamiento, por la misma correa del conveyor, por un motor
eléctrico, ó por cable y winche. Pueden moverse hacia adelante y hacia atrás
cambiando el sentido, para cumplir con el llenado de una tolva ó hacer una pila
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alargada según se requiera. Estos trippers también pueden anclarse para trabajar sobre
un punto de descarga fijo si se requiere (ver figuras 11.28 y 11.29).
Descarga de los trippers a través de arreglos auxiliares.Describiremos tres tipos:
Tripper con cinta transversal reversible cruzada.- Aquí el tripper carga a una cinta
transversal reversible, que estará en sintonía con la compuerta del chute bifurcado del
tripper para formar la pila en la dirección requerida (fig. 11.30).
Tripper con dos cintas apiladoras transversales.- Se utiliza para formar pilas más altas
que las que se pueden lograr con cintas transversales horizontales. Como se observa
en la figura 11.31, se trata de dos cintas inclinadas para el propósito mencionado.
Tripper con cinta transversal móvil reversible.- En este caso, el movimiento de
desplazamiento de la cinta hace que se puedan extender las pilas de lado y lado
presentando éstas un tope aplanado (fig. 11. 32).
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Plows (Desviadores de descarga).La descarga de material desde cintas planas y horizontales también puede hacerse
con la colocación de zapatas desviadoras estacionarias, ó móviles con cable y winche.
Estos desviadores también pueden usarse en cintas cuyo ángulo de inclinación no sea
mayor que el ángulo de flujo libre del material. Estos desviadores son hechos
esencialmente de pletinas de acero dispuestas en un ángulo que no exceda los 35º con
respecto a la línea central de la cinta; el borde inferior es todo de goma. La dirección de
la descarga utilizando estos desviadores se hace evidente observando las figuras 11.33
a 11.38.
La cara de abajo de la cinta a nivel de la pletina desviadora, es soportada por una
placa de metal, con el objeto de mantener plana la cinta para que el desviador tenga
también un efecto de limpieza.
Estos desviadores rara vez remueven el 100% del material desde la cinta, algo de
material pasa por encima del desviador a la polea terminal, teniendo entonces que
preverse la recolección de ese material.
Describamos los desviadores (plows) de las figuras.
Plows para descarga de un lado.Pueden ser de pivote vertical para un movimiento horizontal a lo ancho de la cinta ya
plana, ó de pivote horizontal para poder ser levantado.
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Tanto los plows de simple movimiento horizontal como los de levantamiento simple,
pueden remover todo el material ó parte de él desde la cinta, y pueden ser operados por
algún sistema neumático ó hidráulico (figuras 11.33 y 11.34).
Plows para la descarga de ambos lados.Se presentan en forma de "V" para descarga a ambos lados de la cinta. Dos pletinas,
con movimiento horizontal ó vertical según el pivote (figuras 11.35 y 11.36), son
utilizadas para formar la V.
Con este tipo de plow se pueden hacer varias combinaciones para satisfacer los
distintos requerimientos de descarga tales como: la descarga total ó parcial hacia los
lados, el ajuste de la cantidad de material que se desea que continúe sobre la cinta (fig.
11. 37), y por último, la utilización de un plow viajero que puede ser desplazado por
cable y winche, en ambos sentidos.
El plow viajero ha sido adaptado a cintas acanaladas con el uso de un plato de soporte
plano que levanta la correa desde los bastidores, conservando la altura libre.
Trayectorias de descarga.La ruta del material descargado desde la polea terminal es conocida como trayectoria,
y su curvatura es determinada por la velocidad de rotación y el radio de la polea
terminal, y la fuerza de gravedad.
El perfil de la trayectoria debe ser determinado lo mas preciso posible, ya que de ello
va a depender el diseño apropiado del chute de transferencia (cuando de él se trate)
incluyendo la ubicación de sus cubiertas y la placa de desgaste.
Un número de autores y fabricantes han proporcionado, en publicaciones y catálogos,
métodos de cálculo y ploteo de la trayectoria del material, sin embargo, observaciones y
fotografías de la trayectoria real no concuerdan satisfactoriamente con esas trayectorias
calculadas; esto ha llevado a la búsqueda de una metodología de cálculo lo mas acorde
posible con el verdadero comportamiento del material en la descarga.
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Para ello se ha tomado en cuenta el cambio de perfil del material a granel sobre una
cinta acanalada observándose el desparrame del material hacia los bordes de la correa
cuando éste entra en la parte aplanada de la correa sobre la polea de descarga. Aquí,
para efectos prácticos, el perfil de la sección transversal de la carga se toma como un
segmento de círculo. El área de la sección transversal de este segmento es igual al
área de la sección transversal promedio de la carga en la porción acanalada del
conveyor.
Las fuerzas que actúan sobre el material cuando éste alcanza la polea, deben ser
tomadas en el centro de gravedad; que es prácticamente el centro de gravedad de la
sección transversal del perfil de la carga.
Se ha desarrollado un método para determinar la altura de este centro de gravedad por
encima de la superficie de la correa para varias capacidades considerando la carga,
anchos de correa y bastidores (de tres rodillos iguales) en 20º, 35º y 45º. También, el
radio efectivo desde el centro de la polea de descarga puede ser fácilmente
determinado.
La línea media de referencia de la trayectoria del material permite una buena
aproximación de los límites más arriba y más abajo de la trayectoria del material.
Por ejemplo, si el material tiene una densidad aparente de 50 lbs por pié cúbico ó mas,
y es de tamaño uniforme, los límites superior e inferior a la trayectoria serán
relativamente paralelos a la línea media de la caída libre del material a 7 ft por debajo
del centro de la polea de descarga.
Si la caída libre es más grande de 7 ft y hasta 20 ft por debajo del centro de la polea de
descarga, los límites superior e inferior de la ruta del material pueden divergir un poco.
Materiales ligeros y harinosos, a muy alta velocidad, y una mezcla de grandes terrones
y finos, alterarán los mencionados límites en la ruta del material cayendo.
La magnitud y dirección del viento se deben tomar en cuenta, sobre todo con ciertos
materiales.
Cálculo y ploteo de la trayectoria normal del material.El método de cálculo y ploteo de la trayectoria en materiales normales, considera con
mucho cuidado los siguientes factores:
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El centro de masa.- El punto en la masa del material donde actúan todas las fuerzas
viene a ser el centro de gravedad ubicado en la sección transversal del perfil de la
carga, en el punto donde la cinta en movimiento se hace tangente a la polea.
Velocidades.- El material y la cinta son movidos a la misma velocidad linear hasta el
punto donde la cinta y la polea son tangentes.
La velocidad tangencial del material es tomada en el centro de gravedad de la sección
transversal en el punto donde parte la curvatura de la cinta con la polea.
Comienzo de la trayectoria.- Se refiere al punto donde la fuerza centrífuga es igual a la
componente radial respecto al centro de la polea de la fuerza de gravedad aplicada en
el centro de gravedad de la sección transversal del material.
Perfil de la carga.- Perfil aproximado a un segmento de círculo en el punto de tangencia
entre la cinta y la polea (fig. 11.39), cuando la carga corre por una cinta acanalada.
(figura 11.40 cuando la cinta es plana). Para las dimensiones ver la tabla 11-2 (aquí se
aplica la distancia de borde estándar).
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Dirección tangencial angular.- Estará determinada por las fuerzas que actúan en el
centro de masa del material (centro de gravedad de la sección transversal del perfil de
la carga, representado por el segmento de círculo, figs. 11.39 y 11.40). La angularidad
se observa en las figuras 11.41 a 11.47.
Relación fundamental Fuerza-velocidad.- La fuerza centrífuga que actúa en el centro
de masa del material está dada por:
(W/g)*(Vs^2/r) = W*Vs^2/(g*r)
donde, W : peso del material, lbs
g : aceleración de la gravedad, 32.2 ft/s^2
- 312 -
Vs : velocidad tangencial de la carga, ft/s
r : distancia radial, desde el centro de la polea al centro de masa del
material, ft
Cuando esta fuerza centrífuga es igual a la componente radial del peso del material, la
carga estará dejando la cinta para comenzar su trayectoria.
Perfiles de trayectorias.Trayectoria en cinta horizontal. Si la cinta llega horizontal a la polea de descarga, se pueden considerar dos
condiciones: 1) Que la velocidad tangencial sea suficientemente alta, ó sea que la
fuerza centrífuga sea mayor ó igual al peso W; el material saldrá de la cinta en el punto
de tangencia de la polea con la cinta (fig. 11.41, et : punto de tangencia donde el
material deja la cinta).
ó sea,
Vs^2/(g*r) = 1
2) Si la velocidad del material no es suficiente para que el material abandone la cinta
en el primer punto de tangencia (ó sea que Vs^2/(g*r) sea menor que 1), el material
seguirá el camino alrededor de la polea hasta cierta distancia angular ? (fig. 11.42).
Vs^2/(g*r) = cos?
Donde,
- 313 -
et : punto donde el material abandona la cinta
? : ángulo entre la vertical y el punto et donde el material arranca su
trayectoria, en grados
Trayectoria en cinta inclinada.Para una cinta que llega inclinada a la polea de descarga, hay cuatro condiciones a
considerar:
1) Si la velocidad tangencial es suficientemente alta o sea cuando (Vs^2/(g*r) es
mayor que 1 el material deja la cinta en el primer punto de tangencia de la cinta con la
polea (fig. 11.43, f : ángulo de inclinación del conveyor con la horizontal).
2) Si la combinación de la inclinación de la cinta, el diámetro de la polea, la profundidad
de la carga, y la velocidad tangencial de la cinta, es tal que Vs^2/(g*r) sea mayor a cos f
pero todavía menor a 1, el material puede abandonar la cinta en el punto inicial de la
tangencia entre la cinta y la polea.
3) Si la velocidad tangencial es tal que Vs^2/(g*r) = 1, el material dejará la cinta en la
línea central vertical que atraviesa la polea (fig. 11.44).
4) Si la velocidad tangencial es suficientemente baja, ó cuando Vs^2/(g*r) es menor a
cosf , el material viajará parcialmente alrededor de la polea con una distancia angular ?,
mas allá del punto central mas alto al punto donde Vs^2/(g*r) = cos?, (ver fig. 11.45)
Donde,
- 314 -
? : ángulo entre la línea central vert ical hasta el punto donde el material
arranca su trayectoria (et), en grados
Ahora si el conveyor va declinando hacia la polea de descarga, habrá dos condiciones
a considerar:
1) Si la velocidad tangencial es suficientemente alta, ó cuando Vs^2/(g*r) es mayor ó
igual a cos?, el material dejará la cinta en el punto inicial de tangencia de la cinta y la
polea, como se muestra en la figura 11.46, donde ? es el ángulo de declinación del
conveyor.
2) Si la velocidad tangencial es insuficiente para hacer que el material deje la cinta en
el punto inicial de tangencia entre la cinta y la polea, parte del material seguirá
alrededor de la polea hasta Vs^2/(g*r) = cos? como se muestra en la figura 11.47.
et : punto donde el material deja la cinta
? : ángulo desde la línea central vertical hasta el punto et, en grados
- 315 -
Ploteo de la trayectoria.Antes de que la trayectoria de la descarga del material pueda ser ploteada, es
necesario calcular los valores de Vs y r para calcular Vs/(g*r); también es necesario
encontrar la altura de la carga aplanada del material sobre la cinta para poder plotear el
límite superior de la ruta del material. Ver como referencia las figuras 11.39 y 11.40.
Con,
a1 : altura del centro de gravedad del perfil de la sección transversal de la carga
donde la polea es tangente a la cinta (medida desde la superficie de la correa), en inch
h : altura máxima del perfil de la carga medida desde la superficie de la correa, en
inch
r : radio desde el centro de la polea al centro de gravedad del segmento circular
que representa la sección transversal de la carga, en ft
tenemos que,
r = (a1 + (espesor de la correa, inch) + (radio de la polea, inch))/12
Los valores de a1 y h se han tabulado para varios anchos de correa, ángulos de
rodillos extremos en bastidores, y cintas acanaladas cargadas a borde estándar
(0.055*b + 0.9 inch), en la tabla 11-2
La velocidad tangencial Vs, deberá ser calculada por la relación:
Vs = 2*p *r*(rpm de la polea terminal)/60
(Nunca se debería tomar la velocidad nominal de la cinta como Vs)
- 316 -
Determinación de la posición angular de la línea tangente.Para determinar la posición angular de la línea recta tangente al círculo de radio r, es
necesario resolver la expresión:
Vs^2/(g*r) = cos f , ó cos?, ó cos?, y así determinar los ángulos.
Por supuesto, si Vs^2/(g*r) = 1 ó mayor, el ángulo se toma como cero.
Para aplicar los valores angulares en grados y encontrar el punto et, donde el material
deja la cinta y comienza su trayectoria, ver los puntos relacionados con los tipos de
trayectorias en las cintas inclinadas, horizontales y declinadas.
Para construir la gráfica, se dibuja, a escala conveniente, la corona o aro de la polea; el
espesor de la correa; el camino de la misma, horizontal, inclinado o declinado; y un
círculo con radio r desde el centro de la polea. Luego, para la determinación del punto
et, se dibuja una línea recta tangente al circulo de radio r, y perpendicular a la línea que
viene desde el centro de la polea fijada por el ángulo f , ? o ?.
- 317 -
Ahora, para medir y plotear la cantidad de caída, será conveniente dividir el tiempo en
intervalos de 1/20 de segundo, que luego utilizando la tabla 11.3 se podrá leer la
distancia de caída asignada a cualquier fracción acumulada de intervalos.
La determinación del intervalo de tiempo a lo largo de la línea tangente dependerá de
la velocidad tangencial Vs (a radio r).
La medida del intervalo de tiempo ayudará a trazar el diagrama de la trayectoria
reconociendo que los incrementos de distancia para cada 1/20 de segundo
corresponden a 0.6 inch por cada 1 fps de la velocidad tangencial. Por ejemplo, si la
velocidad tangencial calculada es 1 fps se traza el intervalo de tiempo sobre la línea
tangente desde el punto et en 0.6 inch; si la ve locidad tangencial es de 2 fps el intervalo
se traza a 1.2 inch, 3 fps a 1.8 inch, y así sucesivamente.
Si la velocidad tangencial es una fracción de un pie por segundo, se multiplica la
fracción por 0.6 inch para el trazado del intervalo a ese valor.
Resumiendo, la medida de cada intervalo de 1/20 de segundo es: Vs(fps)*0.6(inch/fps).
Procedimiento para el trazado:
1) Comience el trazado de los intervalos de tiempo sobre la línea tangente en el punto
et, empezando la línea, tangente al círculo de radio r. Numere cada intervalo
consecutivamente, cero para el punto de tangencia (punto et), 1 para el primer 1/20 de
segundo, 2 para el próximo y así sucesivamente.
2) Dibuje una serie de líneas verticales paralelas hacia abajo a una distancia adecuada
desde cada intervalo de tiempo numerado y directamente sobre la línea tangente
(excepto el número cero).
3) Trace sobre estas líneas verticales la distancia de caída correspondiente (tomada de
la tabla 11-3 para cada intervalo) desde la línea tangente. Para hacer esto, mida
verticalmente hacia abajo desde cada punto numerado sobre la línea tangente.
4) Dibuje una curva suave por los puntos de caída para así tener la línea media de la
trayectoria del material.
Los límites superior e inferior de la línea media de la trayectoria, se van trazando
haciendo círculos parciales por encima de cada punto de caída, con radio igual a (h - 318 -
a1) para el límite superior; y círculos parciales por debajo de cada punto de caída, con
un radio a1 para el límite inferior.
El diseño del chute de descarga debe tomar muy en cuenta el comportamiento irregular
de la trayectoria de caída, que pudiera producirse por las características particulares
que tendría el material tales como material muy liviano, harinoso, mezcla de grandes
terrones con finos, entre otras.
Para las trayectorias individuales de terrones grandes simples, se usará r con la
distancia desde el centro del terrón al centro de la polea. Se calculará la velocidad Vs
del terrón como sigue:
Vs = 2*p *r*(rpm de la polea terminal)/60
Con respecto a la dimensión lateral, ó ancho del camino de caída ó trayectoria, estará
muy cercana a la longitud de la cuerda x del segmento circular en las figuras 11.39 y
11.40, donde:
x = (b - 0.055*b - 0.9 inch) para cinta acanalada
y, x = [b - 2*(0.055*b - 0.9 inch)] para cinta plana
b : ancho de la cinta
La dimensión lateral, ó ancho de la trayectoria, estará afectada por la altura de la caída
y las características del material (ver “Trayectorias de descarga”).
- 319 -
FIG. 11.48. Trayectoria formada por el material descargado de la polea terminal de una
cinta horizontal acanalada.
FIG. 11.49. Vertido de agregado clasificado desde la polea de una cinta inclinada.
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FIG. 11.50. Descarga de pellas de mineral de hierro (10000 tph), y FIG. 11.51. Close-up
de la trayectoria de descarga desde la polea principal de un conveyor (pellas de mineral
de hierro a 760 fpm).
A continuación ejemplos gráficos de trazado de trayectorias de caída final del material.
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CAPITULO DOCE Motores.
Selección del motor.Habiendo determinado los requerimientos básicos de potencia, la selección del motor
para el accionamiento dependerá de factores tales como: las características del
arranque; tipo y voltaje de la energía suplida; ambiente y condiciones atmosféricas ;
requerimientos de velocidad simple ó múltiple ; condiciones de servicio ; si el conveyor es
declinado, inclinado, ó combinado; y si tiene una ó mas curvas verticales, entre otros.
Clasificación del motor.El motor seleccionado debería tener unas características de placa, al menos igual a la
potencia requerida por el conveyor dividida por la eficiencia de todo el conjunto de
accionamiento.
Motores Open drip-proof ranqueados a 200 hp ó menos, pueden tener un factor de
servicio de 1.15, el cual le permitirá cargar con un 15% de la sobrecarga a temperaturas
de seguridad.
Motores acorazados con ventilación interna y motores a pruebas de explosiones, según
NEMA, tienen un factor de servicio de 1.00. Algunos fabricantes suplen ciertos motores,
totalmente acorazados y con un aislamiento especial, con un factor de 1.15; pero ya
fuera de NEMA.
Donde un factor de 1.15 esté disponible, no es recomendable que la capacidad
adicional sea utilizada para suplir especialmente un torque a rotor parado ó en plena
aceleración. Si la potencia calculada en el eje del motor es ligeramente mayor del
estándar NEMA, y un análisis completo indica que el arranque del conveyor es
absolutamente posible, se puede entonces considerar una parte del factor de servicio
para la máxima carga, en vez de insistir en próximo motor más grande.
- 326 -
Características del torque.El accionamiento del conveyor debe proveer suficiente torque para vencer las fuerzas
estáticas del conveyor parado, y después para acelerarlo y llevarlo a la velocidad de
operación dentro del tiempo límite impuesto por el fabricante del motor. Pero, teniendo
cuidado que el torque de aceleración no imparta tensiones más allá de las permisibles
por los fabricantes de la correa.
La cantidad de torque impartida al conveyor varía dependiendo los valores relativos de
WK^2 del accionamiento y de las partes móviles del sistema transportador como
también del perfil del conveyor.
Los motores de inducción enjaulados representan el más sencillo y económico medio
de accionamiento de los transportadores.
Desafortunadamente, el diseño del motor estándar NEMA no reúne exactamente las
condiciones ideales de la relación torque-velocidad requeridas por el conveyor,
habiendo que emplear algunos medios para controlar el torque como los controladores
de voltaje reducido, y otros que se discutirán más adelante. Una curva torque-velocidad
ideal para un conveyor se muestra en la figura 12.1.
- 327 -
FIG. 12.1. Curva típica torquevelocidad par motores NEMA B Y C de 50 hp y 1800 rpm.
NEMA clasifica los motores enjaulados polifásicos dentro de cuatro designaciones con
respecto a las características de la relación torque-velocidad; siendo las designaciones
B y C las que satisfacen la mayoría de todas las aplicaciones. Las tablas 12-1 a 12-5
muestran valores de los torques definidos en la curva típica torque-velocidad de la fig.
12.1.
Es de observar que las tablas 12.1 a 12.4 proporcionan valores del torque mínimo.
Normalmente el torque real provisto por el fabricante es más que el listado, a fin de
mantener un margen en el diseño.
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La tabla 12-1 muestra que el mínimo torque a rotor parado para un diseño B nominal
en 200 hp ó menos, varía desde 100% a 275% del torque a full carga, dependiendo de
la potencia y la velocidad.
Para transportadores de alto torque a rotor parado, los motores NEMA C son muy
apropiados.
La curva torque-velocidad en los diseños NEMA C, se aproxima a una línea recta; ó
sea que el torque de aceleración permanece constante en valores del 190% al 250%
del torque a full carga, con la excepción del punto de torque mínimo "Pull up". Esta
situación hace posible el sobreesfuerzo de la correa durante el periodo de arranque, sin
embargo, el exceso de torque puede ser dominado con un arranque de voltaje reducido.
El torque para un conveyor con una carga estable es normalmente un torque constante
desde cero hasta full velocidad. Desde luego, es importante considerar el mínimo torque
entre el punto a rotor parado y el punto de torque máximo “Breakdown” (ó punto donde
rompe el torque). El mínimo torque (denominado “pull up”), nunca debería ser menor
que el torque a full carga del conveyor.
Los motores sobre 200 hp para los diseños C, y sobre 500 hp en diseños B, no están
cubiertos por los estándares NEMA.
El estándar B por encima de 100 hp puede tener un torque de arranque del 100% ó
menos.
De todos modos, es importante consultar al fabricante a la hora de seleccionar un
motor para un conveyor.
Tomando el problema 1 del cap. 6 (fig. 6.20) y analicemos las consideraciones de
torque: la primera es que hay que satisfacer el torque a rotor parado el cual debería
estar dos veces por encima del torque de fricción, más el del levantamiento requerido.
La tensión Te para este conveyor es 15853 lbs. Esto incluye el levantamiento que son
7995 lbs; siendo la fricción 15853 - 7995 = 7858 lbs. Luego, la potencia requerida para
el arranque del conveyor es:
Pot. = 2*7858*500/33000 + 7995*500/33000 = 359 hp
El torque de arranque adicionando las pérdidas en la polea motriz y en el reductor,
será:
(359 + 1.52 + 12.09)*5250/1750 = 1118 lb-ft
- 331 -
Un accionamiento dual fue indicado como lo más económico para el conveyor de este
problema. La potencia total calculada en los ejes de los motores es 253.8 por lo que se
asumió un motor primario de 150 hp y uno secundario de 125 hp; siendo el torque
nominal combinado a 1750 rpm:
275*5250/1750 = 825 lb -ft
Así los motores seleccionados deberán tener un torque mínimo combinado a rotor
parado de 1118/825 veces mayor, ó sea un 135% de torque a full carga.
Este ejemplo está basado sobre un voltaje constante de placa para ser suplido al motor
durante el arranque. De no ser este el caso, un factor correctivo debería introducirse
sobre la base de que el torque del motor a de variar con el cuadrado del voltaje.
Otra consideración importante es que la curva torque-velocidad no debería estar por
debajo de la línea trazada desde el punto del torque requerido a rotor parado hasta el
punto del torque requerido a full carga.
Asumiendo que se usan en este problema motores de 1800 rpm, de la tabla 12-1 para
un NEMA B de 150 hp a voltaje nominal, el torque a rotor parado será un 110% del
torque a full carga (uno de 125 hp también tiene el 110%).
Obviamente, que estos motores no cumplen con los requerimientos del torque de
arranque, con lo cual debemos buscar las posibles soluciones de la siguiente manera:
1) El uso de motores NEMA B enjaulados, con acoples tipo electromagnético ó de
fluido, permitirá que se aceleren a carga cero y enganchen la carga conectada en el
punto apropiado en la curva torque-velocidad.
2) Usar motores enjaulados NEMA C con ó sin arranque de voltaje reducido,
dependiendo de las limitaciones ubicadas dentro de la máxima tensión permisible de
tensión de arranque de la correa según el fabricante.
3) Usar un motor de 150 hp de rotor devanado y uno de 125 hp enjaulado.
4) Usar los dos motores de rotor devanado.
En definitiva, se debe ser muy cuidadoso con el análisis, para asegurar suficiente
torque en la aceleración sin exceder la tensión máxima de arranque de la correa dada
por el fabricante.
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Arranque con voltaje reducido.En cualquiera de los métodos de arranque con voltaje reducido, el torque es
proporcional al cuadrado del voltaje. Es decir,
Torque del motor = (Torque a full carga)*(Voltaje aplicado)^2/(Voltaje nominal)^2
Esto también reduce la corriente in-rush que acompaña el arranque a full voltaje (7 a 8
veces la corriente nominal del motor).
El arranque de voltaje reducido de un motor de jaula de ardilla puede ser efectuado por
el uso de resistencia primaria, auto -transformador, ó arrancadores de reactor.
El arranque de voltaje reducido se ilustra en la curva torque-velocidad de la fig. 12.2.
Con el voltaje en el terminal del motor reducido a 80% por una resistencia primaria, ó un
arrancador de voltaje reducido tipo auto-transformador, el torque es reducido en un 64%
de su valor como se muestra en la fig. 12.2.
El temporizador usado para transferir a full voltaje debería estar activo para permitirle al
conveyor acelerarlo para acercarlo a full velocidad a fin de minimizar el golpe del torque
al llegar a esa velocidad. También una transición a circuito cerrado, disponible en
arrancadores con auto-transformador, ayuda a reducir el golpe del torque.
- 333 -
FIG. 12.2. Características de
arranque de voltaje reducido usando autotransformador ó resistor primario.
Un arranque suave sin corte (shock) de transición puede ser alcanzado por un
arrancador "Solid-state" (de estado sólido) en el cual rectificadores controlados de
silicón (SCRs) son usados con reguladores para controlar el voltaje aplicado en el
motor.
Los dos tipos de reguladores mas comúnmente usados proporcionan ó un arranque de
corriente limitada ó una aceleración linea l temporizada.
Las características típicas para los dos tipos de reguladores en un arrancador solidstate usado con motores NEMA C, se muestran en la figs. 12.3 y 12.4. Se trata de
arrancadores suaves que luego se alimentan con voltaje normal.
- 334 -
Como se expresa en la tabla 12-1, se debe tener cuidado para asegurarse que hay un
torque adecuado disponible para arrancar la correa bajo las condiciones mas severas
de cargado; especialmente si arrancadores de cualquier tipo son usados, ó si existe la
posibilidad de una caída de voltaje en la energía suplida al motor cuando éste arranca.
Por ejemplo, si el motor seleccionado debe desarrollar un 100% del torque nominal
para correr una cinta cargada, un torque ligeramente más alto podría ser necesario para
vencer la fricción estática a fin de arrancar la cinta, y una cantidad de torque adicional
sería necesario para acelerar la inercia total.
- 335 -
Supóngase que se tenga un motor NEMA B de 100 hp y 1800 rpm, y hay la posibilidad
de una caída de voltaje del 10% en los terminales del motor cuando se aplica full
voltaje, el torque garantizado será solamente 0.9^2*110 = 89.1%, lo cual no es
suficiente para asegurar que la cinta cargada arranque.
Si el motor seleccionado es de 125 hp, la cinta cargada requerirá solamente 80% del
torque nominal, pero como el torque a rotor parado es del 110% dará como resultado
nuevamente 89.1% si la caída de volta je es de un 10% arrancando a full carga.
El fabricante de transportadores debe determinar si ó no lo que es suficiente para
asegurarse de arrancar la cinta cargada.
Haciendo una comparación, nótese que un motor NEMA C de 125 hp provee un torque
a rotor parado del 200%. Si un arrancador solid -state con regulador de corriente
ajustable a 425% de la corriente, y con un full voltaje a rotor parado del 600%, el torque
de arranque garantizado será 200*(425/600)^2 = 100%. Otra vez, un conveyor cargado
requiriendo 100% del torque para el estado estable de corrida; probablemente no
arrancará. Sin embargo, si un regulador linear-timed es usado en la misma instalación,
el voltaje del motor se incrementaría en los valores requeridos para romper con la
fricción. De ser necesario los SCRs proveerán el voltaje completo, aunque en este
ejemplo la cinta arrancará antes que el voltaje alcance el 80%, siendo el torque a rotor
parado 200*0.8^2 = 128%. Tan pronto como el tacómetro asociado con el regulador
linear-timed, indique que el motor está rotando, el voltaje que se le hace llegar al motor
es reducido inmediatamente al valor necesario para la aceleración del accionamiento a
la rata seleccionada.
Una cinta vacía se acelerará a la misma rata como si estuviera cargada, lo cual
significa que los torques y las fuerzas en el accionamiento serán menores en la cinta
vacía.
Los fabricantes de transportadores deben determinar que la puesta en marcha del
regulador linear-timed debería permanecer dentro de la limitación del torque máximo
deseado del motor.
Cuando la aceleración es completada, los SCRs serán enclavados “on” para full
conducción, proporcionando el completo voltaje de línea al motor.
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Tiempo de aceleración y frecuencia de arranque.Los transportadores con grandes masas a menudo requieren un largo periodo de
tiempo para llegar hasta la velocidad normal de operación, y cuando se aplican motores
enjaulados a esos transportadores, se hace necesario chequear su capacidad térmica.
Una regla general aprobada para motores NEMA B es la de alcanzar la velocidad de
operación en 15 segundos, y para NEMA C de 10 segundos; aunque no es inusual para
un motor con arrancador solid-state hacer una adecuación a 30 segundos de
aceleración.
Se debe consultar a los fabricantes cuando los tiempos de aceleración están muy cerca
ó exceden los valores de arriba.
El tiempo a rotor parado no debería exceder de 6 segundos.
Si probablemente se han de requerir frecuentes arranques, la adecuabilidad del motor
y el control deben ser chequeados por el fabricante.
Los arranques pesados imponen severos esfuerzos mecánicos a los motores
enjaulados, además incrementan rápidamente la temperatura del embobinado.
La NEMA permite solamente 2 arranques en sucesión para motores de 250 a 500 hp,
arrancando el motor a temperatura ambiente.
Motores más pequeños pueden ser arrancados con más frecuencia; sin embargo, con
los motores de rotor devanado debe haber cierta consideración.
Los motores AC pueden ser provistos de detectores de calor incorporados que harán
sonar una alarma ó podrán ordenar el corte de la energía suplida.
Frenado regenerativo.Los motores enjaulados cuando son manejados más allá de su velocidad de
sincronismo por medios externos, se convierten en generadores ejerciendo luego
torques de frenado. La cantidad de torque es idéntica al torque de aceleración pero en
reversa, razón por la cual, el motor enjaulado es usado sobre un conveyor declinado
cuando a la carga y la cinta les toca accionar un motor.
Existen formas de chequear este accionamiento en reverso: primero, el motor debe
tener suficiente torque continuo para contener la carga, que de no ser posible, una
situación de sobre carga se presentará y el motor tendrá que ser desconectado de la
- 337 -
fuente de energía, por algún mecanismo adaptado para tal fin. También, suiches
centrífugos activados para una velocidad crítica, son comúnmente usados para
desconectar el motor y aplicar el freno. Segundo, la energía desarrollada por el motor,
cuando actúa como generador, debe ser absorbida por dispositivos capaces de usar
energía eléctrica. Por lo que el sistema de energía debe ser acomodado a esta
situación. El tercer factor es la adecuación térmica del freno para detener un conveyor
cargado en una eventual falla ó corte de energía, u otra emergencia. El torque de
frenado decrecerá cuando el tambor se calienta.
Para asegurar que al menos el 90% del torque de frenado esté disponible, los hpsegundos generados en la rueda de frenado no deben exceder del 50% del valor que
resulta en una temperatura de rueda de 125 ºC.
Una situación de embalamiento pudiera presentarse, si la rueda de frenado llegase a
tal temperatura que hiciese que el torque cayera por debajo del requerido para detener
la cinta cargada.
Motores de rotor devanado.Apropiados para grandes transportadores y altas capacidades, ó de condiciones de
arranque donde los motores enjaulados no son adecuados.
Los motores de rotor devanado permiten un control de torque desde unos pocos pasos
y hasta 20 pasos de aceleración, por adición de resistencia externa al embobinado
secundario. Contactores magnéticos ó suiches de tambor motorizado son usados para
poner fuera la resistencia secundaria desde el momento en que el motor y el conveyor
suben de velocidad. El contactor magnético puede actuar automáticamente por un
regulador, ó relé de corriente.
La selección propia de resistencia, tiempo y corriente, permiten desarrollar patrones
específicos de torques de aceleración para adecuarlos a un conveyor en particular.
La curva torque-velocidad en la fig. 12.5 ilustra como un motor de rotor devanado con
11 pasos puede ser usado para proveer un torque promedio de 160% durante la
aceleración con pequeñas variaciones, que pueden reducirse con el uso de pasos
adicionales.
- 338 -
Accionadores especiales de motores de rotor devanado, pueden afinar aún más la
aceleración de un conveyor; aquí, se involucran resistencias primarias y secundarias,
desactivándose una a otra durante el arranque para lograr un torque virtualmente
constante. También, un reactor y una red de resistencias en la secundaria del motor
producirán un altamente deseable juego de características de la relación torquevelocidad.
Accionadores de velocidad variable.La mayoría de los transportadores requieren solamente operaciones de una velocidad;
sin embargo, hay casos donde dos ó mas velocidades son necesarias, ejemplo típico de
- 339 -
ello son algunos alimentadores transportadores, ó cintas que manejan varios materiales
de grandes diferencias de peso.
Motores enjaulados de dos y cuatro velocidades en diseños de torque constante ó en
potencia constante, se encuentran disponibles. También motores enjaulados de
velocidad constante conectados a variadores mecánicos de velocidad, ofrecen un
simple método para trasmitir velocidad variable al conveyor; estos variadores pueden
ser operados manualmente, a distancia, ó con cambios de velocidad automáticos.
Los motores de corriente directa operando con un sistema de voltaje ajustable también
pueden ser usados para velocidad ajustable con ó un juego motor-generador ó una
fuente de energía estática.
Los accionadores de voltaje ajustable han sido usados sobre varias instalaciones de
alta capacidad, así como también en muchos alimentadores, donde la precisión del
control del flujo de material es esencial para una eficiente operación de transporte . La
operación de frecuencia ajustable de los motores de jaula de ardilla puede ser tomada
en cuenta, especialmente si varios motores arrancan y paran simultáneamente.
Condiciones ambientales y elevación de la temperatura.Las condiciones ambientales y atmosféricas afectan la selección del motor. Los
motores con enfriamiento por ventilador, abiertos ó totalmente encerrados, son
clasificados a una elevación específica de temperatura en ambiente de 40 ºC, cuando
están cargados a su potencia nominal.
Medidos por la resistencia, un motor aislado Clase A (actualmente en desuso) es
ranqueado en 60 ºC de elevación, Clase B en 80 ºC, Clase F en 105 ºC, y los de Clase
H en 125 ºC.
Cuando se requiere trabajar en un ambiente de alta temperatura, puede ser posible
especificar motores que tienen aislamiento Clase F, en los ranqueados Clase B por
elevación, como una combinación favorable; pudiendo hacerse cualquier otra. Siempre
será necesario consultar con el fabricante.
- 340 -
Condiciones ambientales.Donde la temperatura ambiente excede los 40 ºC, los motores con más grandes
carcasas ó armado puede ser necesario aislarlos a una temperatura de seguridad para
asegurarles una vida normal. Un incremento en la temperatura ambiente de 10 ºC
puede acortar la vida del aislamiento en un 50%.
Si las variaciones de temperatura se presentan por periodos de más de 24 horas y los
motores no operan continuamente, sería necesario instalar calentadores dentro de la
armazón para reducir los pelig ros eléctricos por condensación en los embobinados. Los
calentadores son energizados cuando el motor no está operando. También, válvulas de
drenaje de condensado son necesarias para lograr una completa remoción de la
humedad condensada.
Altitud.Ya que el aire menos denso en las grandes altitudes reduce la capacidad de
enfriamiento del motor, se hace necesario emplear más grandes armados para disipar
el calor. Sin embargo, cabe señalar que motores fabricados para ser usados a nivel del
mar, pueden operar satisfactoriamente hasta altitudes de poco más de 3000 ft.
Cerramientos en motores.El tipo de cerramiento del motor a ser seleccionado depende del material a ser
transportado y la cantidad de polvo en el ambiente. Mientras motores abiertos, con
sistemas contra condensación, son usados en algunas extensiones, la mayoría de las
aplicaciones de los transportadores usan motores cerrados totalmente, enfriados por
ventilador.
Si el material transportado es explosivo ó la acumulación de polvo puede crear
situaciones de peligro, el uso de motores totalmente encerrados a prueba de
explosiones, se impone. Estos motores cargan con el sello UL (Underwriter´s
Laboratories, Inc.). Las dos aprobaciones comunes son: Clase II grupo F, que son para
los motores usados en áreas donde se manejan, carbón negro, hulla y coque
polvoriento; y Clase II grupo G para areas con polvos gruesos.
- 341 -
Embobinados con encapsulado epóxico pueden hacer un motor a prueba de
condensado adecuado para áreas mojadas y polvorientas a la vez; sin embargo, no
cargan la aprobación UL para ser usados en áreas explosivas.
Donde el polvo es extremadamente abrasivo, se advierte incorporar a los motores
sellos de grasa o expulsadores en sus cojinetes para protegerlos de posibles daños. En
atmósferas extremadamente corrosivas, especiales aditamentos antiexplosibles están
disponibles para ser usados sobre los motores.
Enclavamientos eléctricos para sistemas transportadores.Los sistemas de transportadores de cinta modernos de alta capacidad y alta velocidad
hacen del enclavamiento eléctrico entre unidades individuales, una necesidad absoluta.
El enclavamiento eléctrico formando parte de un sistema de control eléctrico que
actuará a la hora de una falla ó un parado en un determinado conveyor, mandando a
parar todos los transportadores que lo alimentan de material, y también pudiendo
arrancar los subsiguientes transportadores antes de arrancar el conveyor en cuestión.
En la línea de los transportadores las paradas se van realizando progresivamente hacia
atrás en una secuencia, desde el punto de falla ó parado hasta la fuente inicial de
alimentación. La secuencia de enclavamiento es combinada con la secuencia de
arranque de tal forma que es necesario arrancar la última unidad primero para recibir la
carga, y progresivamente ir hacia atrás, arrancando unidad por unidad, hasta llegar la
fuente de la alimentación.
Es deseable y algunas veces necesario asegurar que cada unidad haya alcanzado la
velocidad plena de trabajo antes de que arranque la próxima unidad. Esto se hace
especialmente cierto donde el sistema es construido por transportadores con masas ó
inercias variantes que requieren diferentes tiempos de aceleración. Tal sistema
arrancado bajo carga pudiera sobrellenar los puntos de transferencia, salvo que cada
cinta haya alcanzado la velocidad de trabajo antes del arranque de la unidad que la
alimenta.
En su forma más simple, el enclavamiento eléctrico es completado conectando un
contacto de enclave de un contactor de arrancador de motor en serie con el botón
pulsante de arranque. Esta forma tiene dos desventajas: 1) No toma en cuenta para una
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unidad el alcance de plena velocidad antes de que la próxima cinta sea arrancada. 2)
No puede distinguir entre "cinta corriendo" y "motor corriendo" (no puede discernir una
falla del accionamiento).
La primera desventaja puede ser superada introduciendo un relé de tiempo retardado
entre los sucesivos arrancadores de transportadores de cinta. No obstante, este
dispositivo no vence la segunda desventaja.
Una forma de enclave es el uso de un suiche centrífugo, accionado por una polea
bastidor en el último punto sobre la cinta para arrancar el movimiento. Estos suiches
pueden ser usados para que la cinta demore un tiempo hasta que alcance la velocidad
en la que se han de cerrar los contactos del suiche, dando origen al arranque de la
próxima cinta.
Conservadoramente los suiches pueden ser usados para parar la próxima cinta si la
velocidad ha de caer por debajo de un valor establecido.
Muchos de estos suiches pueden ser obtenidos con activadores variables para
incrementos ó decrementos de velocidad.
Los sistemas de cintas, donde una ó más unidades pueden tener más grandes
distancias de marcha sin motor que otros, requieren cuadros de paradas especiales
para prevenir sobrellenados en los puntos de transferencia. Si es necesario, se hará
presente la aplicación de frenos para reducir esa marcha, ó la aplicación de volantes de
inercia para alargarla.
Además del enclavamiento entre transportadores individuales, varios elementos deben
ser considerados en cualquier sistema con enclave.
Compuertas.Las compuertas desviadoras deben ser correctamente posicionadas para asegurar el
propio flujo de material. Y esto se logra a través del uso de limit-suiches. Para una
compuerta de dos posiciones, dos suiches son deseables para asegurar la activación
completa en una u otra dirección.
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Magnetos para recoger trozos de hierro.Donde son usados, el apropiado método de enclavamiento es a través del uso de un
contacto de relé de corriente directa, en serie con botones pulsantes del arrancador del
conveyor.
Equipos de muestreo.Deben ser arreglados de tal forma que pueden ser puestos fuera de enclave si se
desea. Cuando está enclavado, debería estar energizado simultáneamente con o antes
del transportador que alimenta el recoge-muestras primario .
Dispositivos de seguridad.En todos los sistemas transportadores deberían incorporarse dispositivos de seguridad
para facilitar la protección del personal de operación, y prevenir daños de las partes
mecánicas del conveyor, entre otros.
Los dispositivos mas comúnmente usados son los que a continuación se describen:
Suiches de nivel en chutes.- Algunos puntos de transferencia y ciertos materiales
dictan el uso de este tipo de suiches los cuales están encaminados a operar cuando el
chute está cercanamente a taparse, activándose entonces la señal de paralización de la
cinta que descarga al chute.
Simultáneamente estos suiches también son usados en tolvas, embudos y debajo de
puntos de descarga de apiladores.
Suiches Side-Slip.- Son suiches especiales usados para detectar desalineación de la
cinta, sobre todo en largos transportadores ó en cintas donde el guiado es problemático.
Estos suiches pueden ser instalados para paralizar la cinta ó sonar una alarma.
Suiches de paradas de emergencia.- Entre estos está el suiche de halado de cordón,
que es ubicado en la pasarela a lo largo del conveyor. También está el suiche tipo
contacto mantenido, muy usado para prevenir rearranques accidentalmente; este suiche
requiere reseteo manual para hacer operable el circuito de control del motor.
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Suiches limitadores de carrera.- El movimiento de los equipos de transportación
durante las operaciones normales requiere de estos tipo de suiches para mantener el
movimiento dentro de ciertos limites de seguridad en cuanto a su recorrido. Son
incluidos en trippers, en apiladores y en transportadores cortos reversibles.
Cornetas de advertencia.- Dispositivos audibles para alertar el personal que se encarga
de la operación del sistema transportador.
Suiches centrifugales.- Ya discutidos en lo que respecta a los enclavamientos
eléctricos.
Circuitos cerrados de televisión.- Empleados para monitorear complejos y extendidos
sistemas de transportadores.
Controles computarizados.- Debido a los recientes desarrollos en controles eléctricos y
electrónicos, los sistemas de control maestro pueden ahora ser aplicados para dirigir,
monitorear optimizar, y registrar el rendimiento de grandes y complejos sistemas de
transportación.
El crecimiento de esta tecnología reciente puede ser trazado desde el periodo de
cuando el control basado en relés, fue reemplazado por transistores y circuitos
integrados.
Controladores programados y mini computadores pueden ser dirigidos por una
supervisión computarizada que optimiza la operación del sistema basado en un
continuo procesamiento de datos.
Simultáneamente, el computador puede procesar diagnósticos, producción, y hasta el
monitoreo del mantenimiento.
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CAPITULO 13 Operación, mantenimiento y seguridad.
Los capítulos precedentes de este trabajo han suministrado información ingenieril que
forma la base para la apropiada aplicación y diseño de transportadores y sistemas de
transportadores de alta calidad. Para adquirir un rendimiento óptimo y una economía de
costos, debe dársele igual importancia y consideración a lo que es la instalación, la
seguridad en las operaciones, y el mantenimiento apropiado del sistema y de todo lo
relativo al equipamiento.
Generalmente, cada sistema transportador es instalado en un lugar diferente y por
tanto tendrá unos únicos requerimientos, cuadro de diseño, y ambiente de operación.
Todas estas consideraciones especiales deben ser estudiadas y evaluadas cuando se
han desarrollados los mejores procedimientos de operación y los lugares de trabajo
mas seguros.
Debido al número y rango de estas variables, este capítulo solo tratará una breve y
concisa panorámica de algunas de las más importantes y aplicadas prácticas.
Los fabricantes de cintas a menudo podrán ofrecer asistencia en el establecimiento de
la mejor operación de mantenimiento y programas de seguridad.
Operación.Las operaciones a través de camiones y sistemas de acarreo por riel, se caracterizan
por requerir un gran número de personas entrenadas. Operadores para los planes de
servicio de trenes y control maestro del sistema son necesitados, así como también,
para el despacho de unidades individuales y manejo de grandes vehículos. También se
requiere de empleados para operaciones de cargado, descarga y pesaje de material.
Muchos transportadores de cinta cuando son apropiadamente diseñados, instalados y
operados, se puede decir que se desempeñarán continua y confiablemente tan solo con
uno ó dos operadores. Uno de los requisitos básicos es que el material a ser
transportado por el conveyor tenga las propiedades físicas especificadas originalmente
y haya una alimentación uniforme a la rata de diseño.
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El funcionamiento de un sistema puede continuamente ser monitoreado por una
combinación de control eléctrico moderno, sensores y dispositivos de seguridad
incorporados, circuitos cerrados de TV, y otros sistemas de señal.
Dependiendo de la longitud y complejidad de un sistema, uno ó quizás dos mecánicos
entrenados deberían patrullar el sistema a intervalos regulares para poder detectar
cualquier condición ó componente que necesite atención. Por ejemplo, s obre un
sistema de 5 y medio millas sobre tierra, dos mecánicos y un supervisor pueden
efectuar fácilmente tales inspecciones.
En el tiempo de instalación y durante las corridas de prueba de un sistema de
transportadores grande y complejo, es ventajoso ofrecer un programa de instrucción y
discusión para todo personal que estará involucrado en la operación, la seguridad, y el
mantenimiento del sistema. Tales programas deberían ser repetidos con la suficiente
frecuencia de tal modo que el personal entrenado pueda estar al día con los
conocimientos y políticas nuevas que haya que aplicar.
Mantenimiento.Es importante que el mantenimiento de un transportador de cinta deba ser efectuado
solamente por un personal competente y muy bien entrenado provisto de apropiados
equipos de prueba y buenas herramientas. Este personal debería recibir entrenamiento
en programas de mantenimiento preventivo.
Aunque un rodillo atascado de algún bastidor no pudiera parecer importante, el
personal de mantenimiento debería tomarlo muy en cuenta ya que una cinta de alta
velocidad manejando material abrasivo pronto pudiera desgastar la correa máxime si la
concha del material se presenta como un cuchillo filoso ocasionándole severos daños a
una cinta de por sí costosa. El personal bien entrenado podría detectar fallas y corregir
el mal funcionamiento antes de que el daño pueda ocurrir.
La cinta transportadora representa a menudo una alta proporción del costo total del
conveyor.
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Ya que la composición y construcción de la correa la hace vulnerable a daños
accidentales y desgastes acelerados, la operación de la cinta y el mantenimiento
merecen especial atención con un buen programa de entrenamiento, para minimizar su
reemplazo prematuro y los costos de reparación.
El desgaste prematuro ó daño accidental de la correa puede surgir del grado impropio
de cargado, tamaños ó volúmenes de material transportado dentro de ella. También,
materiales extraños, como trozos ó partículas de hierro, tornillos sueltos, pedazos de
madera, y cualquier otra cosa cuando se despacha en el flujo, pueden causar paradas y
reparaciones costosas.
La tabla 13-1 lista las causas y posibles soluciones a un amplio rango de problemas
operacionales que ocurren en la cinta. Esto puede servir como una buena referencia a
los cursos de entrenamiento e instrucciones de mantenimiento.
Es altamente recomendable que antes de iniciar una operación de corrida de la cinta,
debería haber una cuidadosa y detallada inspección del transportador y de todos sus
componentes. Siguiendo a una inspección cerrada en las corridas de prueba debería
hacerse una cuidadosa observación de la operación real antes de transportar el
material. Durante esas inspecciones y corridas de prueba, la alineación de todos los
componentes mecánicos y la alineación andando la cinta sobre los bastidores de carga
y de retorno, deberían ser chequeadas.
La inspección debería también extenderse a chequear que no haya materiales de
construcción, herramientas, ó elementos proyectados, que puedan raer, rasgar, ó cortar
la correa cuando ésta arranca. Los delantales de los chutes deberán ser instalados que
no toquen la cinta. La pletina de bordeado de goma sobre los delantales deberían ser
ajustadas de tal forma que descansen suavemente sobre la superficie de la correa. Los
raspadores deberían ser observados para hacerle un ajuste si es necesario.
Los sistemas de control eléctrico modernos pueden incorporar computadoras y otros
medios automáticos para medir el rendimiento y el control de funciones tales como el
pesaje, la mezcla, la flexión, y el camino del flujo del material. Los sensores y otros
dispositivos para la indicación de requerimientos de mantenimiento y condiciones
inseguras, pueden ser una parte del sistema del control eléctrico, al cual debería
dársele un cuidadoso chequeo y corrido en seco durante el inicio de las corridas de
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prueba. Una buena organización en todos los sistemas es esencial para unas
operaciones confiables y bajos costos de mantenimiento.
Por ejemplo, la incrustación de material sobre la cubierta puede romper y,
eventualmente parar los rodillos de los bastidores, dando como resultado un aumento
de la tensión de la cinta y posibles daños a ella. El derramamiento sobre la cinta de
retorno le puede también causar serios daños a ésta, sobre todo cuando el terrón queda
aprisionado entre la polea y la cinta. Los raspadores sobre el retorno en el punto donde
se mete la polea de pié, puede ser deseable en algunos casos. Una incrustación de un
material pegajoso ó congelado sobre las poleas ó sobre los bastidores puede causar
desalineación y otro mal funcionamiento que pudiese dañar la cinta. Raspadores y
poleas revestidas pudieran aminorar el problema de adherencia de este tipo de
material.
Una buen programa de lubricación en los puntos donde lo requiere la maquinaria, es
esencial para unos costos de mantenimiento bajo y una confiable operación. Debido al
número relativamente grande de cojinetes en los rodillos de los bastidores, y su
influencia sobre las tensiones de la cinta y los requerimientos de potencia, la
lubricación en muy importante. La expectativa de vida puede aumentar siempre y
cuando se sigan las recomendac iones del fabricante de rodillos de bastidores en el tipo
de lubricación, la cantidad y la frecuencia de aplicación, y el tipo de equipo de engrase a
usar.
Para optimizar la confiabilidad y la productividad del conveyor y minimizar los costos de
mantenimiento, será ventajoso tener en stock cierta clase de partes a reparar. Un
programa de mantenimiento bien desarrollado proporcionará, para una reparación de
emergencia de los equipos eléctrico y/o mecánico, el listado de partes y los planos
apropiados.
Las condiciones climáticas pueden requerir alguna consideración adicional como es la
del uso de lubricantes especiales en operaciones bajo cero grados, ya que en estas
condiciones hay que evitar la sobrecarga del accionamiento y un indeseable incremento
de las tensiones de la cinta.
En aplicaciones donde la correa periódicamente puede ser cubierta con rocío ó hielo,
se pudiera operar la cinta vacía por un periodo breve antes de la operación normal. La
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aplicación de un raspador sobre el lado de la cinta hacia la polea de accionamiento en
el punto antes de que la cinta engrane con la polea, puede ser de gran ayuda.
El uso en transportadores modernos de sistemas complejos como controladores
programables, computadoras, y controles de estado sólido, entre otros sistemas de
automatización, aunque estos equipos sean altamente duraderos, el mantenimiento y
servicio apropiado puede ser solamente cubierto por especialistas en ese campo.
Seguridad.Los muchos años de experiencia de ingenieros y fabricantes líderes en
transportadores, han mostrado que el desarrollo y mantenimiento de lugares de trabajo
seguros requieren el combinado esfuerzo y cooperación de varias organizaciones
involucradas en instalación y operación de cintas.
La seguridad de los transportadores de cinta generalmente comienza con el
reconocimiento, hasta donde sea práctico, de sonidos que pueden evitar daños y
peligros. Las consideraciones en seguridad en el curso de la fabricación, instalación y
operación, deben ser aplicadas bajo procedimientos, normas y políticas bien definidas.
Generalmente, los accidentes que causan lesiones a las personas en lo que respecta a
los transportadores de cinta, por lo general, no son producto de un diseño imperfecto ó
falla en los componentes sino que son encontrados en el descuido, negligencia y
exceso de confianza del personal y posiblemente falta de entrenamiento en las
operaciones. Ocurre casi siempre que todo el equipamiento del conveyor va logrando
un buen record de seguridad por años, hasta que un trabajador descuidado se ve
involucrado en un accidente.
Después que el diseño, la fabricación, y la instalación son desarrollados y supervisados
por ingenieros calificados y familiarizados con los requerimientos y lineamientos de
seguridad, lo más prioritario debería ser el entrenamiento del personal.
El personal de mantenimiento y operación y supervisores, deben estar
permanentemente instruidos en los procedimientos operativos de seguridad,
reconocimiento del peligro, precaución, y el mantenimiento de la seguridad de las áreas
de trabajo. Ellos deberían estar provistos de las apropiadas herramientas y equipos
para operar y mantener correctamente las condiciones de seguridad. Los empleados
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que no hayan sido entrenados se les deberían dar entrenamiento, de lo contrario se les
tiene que prohibir la entrada a las áreas peligrosas.
Pautas para operación y mantenimiento seguro.Las siguientes pautas generales sin ser extraídas directamente de la más completa y
detallada información disponible en la norma ANSI B20.1 y B15.1, tratan solo breves
consideraciones aplicadas al equipamiento y la instalación de transportadores de cinta.
1. En el lapso ya cercano a concluirse la instalación, todo el personal de ejecución y
supervisión debería haber completado el adiestramiento en el uso del sistema y todo su
equipamiento. La inspección de campo y las técnicas dadas en salones de clase, son
dos tipos valorables de entrenamiento.
2. Un programa formal de entrenamiento en seguridad, para todo el personal de
operación, mantenimiento y supervisión irá dirigido a establecer el más alto estándar de
seguridad en el lugar de trabajo.
3. Concurrentemente con la terminación de la instalación y las corridas de prueba de
todos los transportadores y su equipamiento asociado, un plan de verificación de
seguridad es recomendado.
La verificación debería incluir además de todos los equipos mecánicos y eléctricos de
operación, también la que son estructura, pasarelas, escaleras, sala principal, y vías de
acceso e iluminación entre otros. En este tiempo se han de ir colocando las señales de
advertencia del peligro y algunas normas visible en algún procedimiento.
4. En ningún momento debería ser usado el conveyor para manejar materiales que no
sean los originalmente especificados. La velocidad de diseño y capacidad de la cinta no
deberían ser excedidas.
5. Solamente al personal entrenado se le debería permitir operar el sistema
transportador ya que son los que deben tener el conocimiento completo de la operación,
los controles eléctricos, los dispositivos de advertencia y seguridad, y sobre todo las
limitaciones en el funcionamiento del sistema.
6. La ubicación y operación de todos los dispositivos de control y seguridad deberían
ser del conocimiento de todo el personal; las áreas alrededor de estos equipos deberían
permanecer despejadas y limpias todo el tiempo.
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7. Un programa de inspección de todo el equipamiento, se debe establecer.
Protecciones, dispositivos de seguridad, y señalizaciones de peligro deberían
mantenerse en sus apropiados puestos. Solamente personal autorizado deberá ajustar
ó trabajar sobre los dispositivos de seguridad.
8. Establecer caminatas de inspección es una buena medida que debe adoptar el
personal de mantenimiento bien entrenado ya que con esta práctica, a menudo se
pueden detectar problemas potenciales con simplemente escuchar sonidos que
provengan de componentes tales como bastidores, poleas, ejes, cojinetes,
accionamientos, cintas, empalmes y accesorios.
9. Las manos y los pies nunca deberían entrar en contacto con los componentes del
conveyor, y nadie debería cabalgar sobre un conveyor operable ó en movimiento.
Remover material sobre la cinta y cualquier componente, en movimiento, debería ser
prohibido.
El contacto con, ó el trabajo sobre un conveyor, solamente debe ocurrir mientras el
equipo esté parado, con el control eléctrico desactivado.
10. A ninguna persona se le debe permitir trepar la estructura del transportador ó
cruzar la cinta cuando esta éste en movimiento. Cualquier desplazamiento sobre el
transportador debe hacerse sobre las pasarelas, escaleras, y pasarelas de cruce
instaladas en el conveyor.
11. Cualquier conveyor instalado que esté en condiciones inseguras de operación, ó
que no tenga todas las protecciones y dispositivos de seguridad en excelentes
condiciones, no debería ser usado a menos que se le instale algún dispositivo de
seguridad.
12. Buena iluminación para contribuir a un ambiente de trabajo seguro.
13. Durante la vida del sistema transportador de cinta, sus condiciones de operación y
ambiente pudieran cambiar. Debería haber un continuo esfuerzo por detectar y tratar
prontamente cualquier nuevo y posible peligro asociado con estos cambios.
Con el aumento del uso de transportadores de cinta en el traslado de materiales a
granel, el número y severidad de accidentes se ha reducido, en comparación con el uso
de carros de rieles y camiones para transportar el material. También ambientalmente lo
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relacionado con problemas de salud por levantamiento de polvo se han de minimizar.
Realmente los transportadores de cinta han reducido sustancialmente los riesgos y
peligros presentes en cualquier otro método de manejo de materiales a granel.
Sobre la tabla 13-1
Antes de presentar la tabla haremos una descripción de las probables causas y su
posible corrección:
1 Cinta combada.- Evitar hacer rollos de cinta muy grandes ó guardarlos en lugares
húmedos. Una cinta nueva debería enderezarse cuando es forzada a ello, ó si no debe
ser reemplazada.
2 Cinta inapropiadamente empalmada ó sujetadores (grapas) dañados.- Usar los
sujetadores correctos. Reapretar después de una corrida en un tiempo corto. Si el
empalme es inapropiado, remover el empalme y colocar uno nuevo.
3 Cinta demasiado rápida.- Reducir la velocidad de la cinta.
4 Cinta estirada en un lado.- Dar tiempo para que la cinta nueva se reacomode. Si la
cinta no se reacomoda adecuadamente ó no es nueva, remover la sección estirada y
empalmar un pedazo nuevo.
5 Guaya interruptora extraviada ó inadecuada.- Cuando el servicio se ha perdido,
instalar una cinta con una guaya interruptora apropiada.
6 Contrapeso demasiado pesado.- Recalcular el peso requerido y ajustar el
contrapeso. Reducir la tensión de compensación al punto de deslizamiento y luego
tensar suavemente.
7 Contrapeso demasiado l iviano.- Recalcular el peso requerido y ajustar el contrapeso.
Ajustar la tensión con los tornillos si el compensador es de ese tipo.
8 Daños por abrasivos, ácidos, químicos, calor, aceite.- Use la cinta para las
condiciones especificadas. Para materiales abrasivos penetrando en cortadas y entre
pliegues, reparar con parches fríos y permanentes. Sellar los sujetadores de metal ó
reemplazarlos con empalmes vulcanizados. Cubrir la línea de la cinta para protegerla de
lluvia, nieve, ó sol excesivo. No sobre-lubricar los bastidores.
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9 Mala velocidad diferencial en las poleas duales.- Hacer los ajustes necesarios.
10 Accionamiento fuera de tensión.- Recalcular las tensiones máximas de la cinta y
seleccionar la correcta. Si la línea está sobre-extendida, considere dos sistemas con
puntos de transferencia. Si el tejido no tiene suficiente rigidez para la carga, instalar la
cinta con apropiada flexibilidad cuando el servicio se pierda.
11 Borde gastado ó roto.- Reparar borde de la correa. O sacar el pedazo malo y
empalmar un nuevo pedazo.
12 Impacto excesivo del material sobre la cinta ó los sujetadores.- Usar chutes y
pantallas desviadoras correctamente diseñadas. Hacer empalmes vulcanizados. Instalar
bastidores de impacto donde sea posible. Hacer que se cargue primero los finos. Donde
el material es atrapado en los delantales, ajustar las tablas a la mínima luz, ó instalar
bastidores acojinados para mantener la cinta contra el delantal.
13 Tensión excesiva.- Recalcular y ajustar la tensión. Usar empalmes vulcanizados
dentro de los límites recomendados.
14 Bastidores congelados.- Despejar bastidores. Lubricar. Mejorar mantenimiento. (No
sobre-lubricar).
15 Poleas y bastidores descuadrados.- Realinear. Instalar limit-suiches por mayor
seguridad.
16 Bastidores inapropiadamente ubicados.- Recolocar los bastidores ó insertar
bastidores adicionales espaciados para soportar la cinta.
17 Cargado inapropiado, derramamiento.- La alimentación debería estar en la dirección
del viaje de la cinta y a la velocidad de la cinta, centrada sobre la cinta. Controlar el
movimiento del flujo con alimentadores, chutes y delantales.
18 Almacenaje ó manejo inapropiado.- Referir al fabricante para detalles del almacenaje
y el manejo.
19 Tracción insuficiente entre la cinta y la polea.- Incrementar el abrace con poleas
deflectoras. Revestir la polea de accionamiento. En condiciones de mojado usar
revestimientos ranurados. Instalar correctamente los mecanismos de limpieza. Ver el
ítem 7.
20 Material entre la cinta y la polea.- Use delantales apropiados. Remover acumulación.
Mejorar el mantenimiento.
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21 Material incrustado y adherido.- Remover acumulación. Instalar dispositivos de
limpieza, barredores y mesa en "V" invertida. Mejorar mantenimiento.
22 Revestimiento de polea desgastado.- Reemplazar el revestimiento desgastado.
Apretar los tornillos salidos y sueltos.
23 Poleas demasiado pequeñas.- Usar poleas de diámetros más grandes.
24 Radio de la curva vertical convexa demasiado pequeño.- Incrementar el radio por
realineación vertical de los bastidores para prevenir excesiva tensión de borde.
25 Velocidad de cargado relativa demasiada alta ó demasiada baja.- Ajustar los chutes
ó corregir la velocidad de la cinta. Considerar el uso de bastidores de impacto.
26 Cargado de lado.- Tratar de cargar en la dirección del viaje de la cinta, en todo el
centro de la línea del conveyor.
27 Delantales inapropiadamente colocados.- Instalar tablas delantales de tal forma que
no rocen contra la cinta.
En un buen número de los problemas planteados no está demás consultar al
fabricante, y que al contrario, a veces se hace necesario para alguna recomendación
adicional ó procedimiento.
Tabla 13-1 Problemas, causas y posibles soluciones.A continuación se mencionarán las quejas que surgen en planta, y el orden probable
(de izquierda a derecha) de ocurrencia haciendo uso de la numeración correspondiente
a los problemas antes descritos con sus posibles soluciones.
· Cinta derramándose en la polea de cola.- 7 15 14 17 21
· La cinta completa derramándose en todos los puntos de la línea.- 26 17 15 21 4 16
· Una sección de la cinta derramándose en todos los puntos de la línea.- 2 11 1
· La cinta derramándose en la polea principal.- 15 22 21 16
· La cinta corriendo hacia un lado a lo largo de una longitud completa entre ciertos
bastidores.- 15 16 21
· Correa deslizando.- 19 7 21 14 22
· Correa deslizando en el arranque.- 19 7 22 10
· Esfuerzo excesivo en la correa.- 13 10 21 6 9 8
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· Cinta rompiéndose en ó antes de los sujetadores; sujetadores rotos y sueltos.- 2 23 13
22 20 10
· Separación en el empalme vulcanizado.- 13 23 10 20 2 9
· Desgaste excesivo, rasgado, sacado de tajos, ruptura y desprendimientos.- 12 25 17
21 8 5
· Excesivo desgaste en la cubierta de fondo.- 21 14 5 19 20 22
· Desgaste excesivo en los bordes, y rotura en ellos.- 26 4 17 8 1 21
· Cubierta con huellas o marcas de ondulación, ó trazos.- 8
· Correa endurecida y/o agrietada.- 8 23 22 18
· Cubiertas quebradizas y rajadas.- 8 18
· Ranuramiento longitudinal ó agrietamiento en la cubierta superior.- 27 14 21 12
· Ranuramiento longitudinal ó agrietamiento en la cubierta inferior o de fondo.- 14 21 22
· Malla deteriorada, tejido agrietado, rotura, saque de tajos (suave marcas en la
correa).- 12 20 5 10 8 24
· Separación de pliegues.- 13 23 11 8 3
-o-
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NOMENCLATURA A UTILIZAR
Debido a que los manuales ó catálogos particulares tienen por la general su propia
nomenclatura, y hasta sus propias fórmulas, es conveniente asumir la convención que
ha adoptado el CEMA, como generalidad para fines industriales y didácticos.
A continuación la simbología usada en este trabajo.
A : área, en ft^2 (a menos que se especifique otra cosa)
AL : carga de los bastidores ajustada, lbs
Ai : fuerza requerida para la rotación de los rodillos en los bastidores, lbs
At : área de la sección transversal del material sobre una cinta acanalada, ft^2
a : aceleración, ft/s^2
aa : altura del delantal por encima del centro de la cinta, in
a1 : distancia vertical, entre la superficie de la cinta y el centro de gravedad de la carga
en la polea de descarga, in
Bm : módulo de elasticidad de la cinta, lbs por pulgada de ancho por pliegue
b : ancho de la correa del conveyor, in
Cs : factor de fricción de la tabla delantal
Cw : factor de abrace sobre polea de accionamiento o poleas
Cwp : factor de abrace para la polea motriz primaria
Cws : factor de abrace para la polea motriz secundaria
c : distancia de borde, borde del material al borde de la correa, in
dm : densidad aparente del material, lbs/ft^3
e : base neperiana (2.718)
et : punto sobre la cinta curvada alrededor de la polea de descarga, a partir del cual el
material arranca su trayectoria
F : fuerza, lbs
Fa : fuerza de aceleración ó deceleración, lbs
Fd : fuerza de frenado, en la línea de la cinta, lbs
- 357 -
Ff : factor de frecuencia, minutos que tarda la cinta en dar una vuelta
Fr : fuerza resultante sobre los bastidores en una curva vertical convexa, lbs
f : coeficiente de fricción entre las superficies de la correa y la polea
fpm : pies por minuto
fps : pies por segundo
g : aceleración de la gravedad (32.2 ft/s^2)
H : distancia vertical en la que el material es levantado ó bajado, ft
Hc : distancia vertical desde la polea de cola hasta donde comienza la curva vertical
cóncava, ft
h : distancia vertical, desde la superficie de la cinta a la cima de la carga en la polea de
descarga, in
hs : profundidad del material tocando la tabla delantal, in
Hd : distancia levantada (positiva o negativa) desde la polea de cola hasta la polea
motriz cuando el sistema se encuentra en el camino de retorno, ft
IL : carga real del bastidor, lbs
Kt : factor de corrección por la temperatura del ambiente
Kx : resistencia friccional de los bastidores y resistencia al deslizamiento entre la cinta y
los rodillos de los bastidores, lbs/ft
Ky : factor de resistencia de la cinta y la carga a flectar mientras se mueven sobre los
bastidores
K1 : factor de ajuste del terrón
K2 : factor ambiental y de mantenimiento
K3 : factor de servicio
K4 : factor de corrección de la velocidad de la cinta
L : longitud del conveyor, distancia entre los centros de las poleas terminales, ft
Lb : longitud de una tabla delantal, ft
Lc : longitud en el conveyor desde la polea de cola hasta donde arranca la curva
vertical cóncava, ft
M : masa, slugs
Me : masa equivalente, slugs
Nri : número de bastidores de retorno
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n : número de espacios entre los bastidores en una curva vertical convexa
P : fuerza total contra una tabla delantal, lbs
p : número de pliegues en la correa
Pf : ancho de la cara de la polea, in
Q : cantidad de material transportado, tph (tonelada corta, 2000 lbs)
R : carga radial resultante en las poleas, lbs
R1 : factor por cualquier ventaja mecánica en el compensador
r : distancia radial desde el centro de la polea de descarga al centro de gravedad de la
carga, in
r1 : radio mínimo de la curva vertical cóncava, ft
r2 : radio mínimo de la curva vertical convexa, ft
rpmb : revoluciones por minuto en el eje del freno
rpmp : revoluciones por minuto en el eje de la polea motriz
Si : espaciamiento en los bastidores acanalados, ft
Sic : máximo espaciamiento en los bastidores acanalados sobre la curva vertical
convexa, ft
T : tensión para vencer la fricción en las tablas delantales
Ta : tensión inducida en la cinta por las fuerzas de aceleración, lbs
Tac : tensión total por la fricción de los accesorios del conveyor, lbs
Tam : tensión requerida para acelerar el material, lbs
Tb : tensión requerida para subir ó bajar la cinta (vacía), lbs
Tbc : tensión requerida para los mecanismos de limpieza de la cinta, lbs
T1b : tensión en el lado tenso de la cinta, por debajo de la polea motriz en el terminal
principal durante el frenado, lbs
T2b : tensión en el lado flojo de la cinta, por encima de la polea motriz en el terminal
principal durante el frenado, lbs
Tc : tensión de la cinta al comienzo de una curva vertical, lbs
Tcx : tensión de la cinta en el punto X sobre el camino de carga, lbs
Te : tensión efectiva de la cinta en el accionamiento, lbs
Teb : fuerza de frenado equivalente, lbs
Tep : tensión efectiva en la polea primaria de un accionamiento de doble polea, lbs
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Tes : tensión efectiva en la polea secundaria de un accionamiento de doble polea, lbs
Tfcx : tensión de la cinta en el punto X sobre el camino de carga, resultante de la
fricción, lbs
Tfrx : tensión de la cinta en el punto x sobre el camino de retorno, resultante de la
fricción, lbs
Thp : tensión en la polea principal ó de descarga, lbs
Tm : tensión necesaria para levantar ó bajar el material, lbs
Tmax : tensión máxima en la cinta, lbs
Tmin : tensión mínima en la cinta, lbs
To : tensión para la flecha permisible mínima en la cinta en un espaciamiento definido
de los bastidores, lbs
Tp : tensión por la flexión de la correa alrededor de las poleas mas la fricción del
cojinete de la polea, lbs
Tpl : tensión por fricción de los plows, lbs
Tr : tensión nominal de la cinta, lbs
Trx : tensión en la cinta en el punto x en el camino de retorno, lbs
Tsb : tensión por fricción en el delantal, lbs
Tt : tensión de la cinta en la polea de cola, lbs
Ttr : tensión por fricción de la polea y flexión de la cinta en trippers y apiladores, lbs
Twcx : tensión de la cinta en el punto x del camino de carga, resultado del peso de la
cinta mas el material cargado, lbs
Twrx : tensión de la cinta en el punto x del camino de retorno, resultado del peso de la
cinta vacía, lbs
Tx : tensión por fricción de los bastidores de carga y de retorno, lbs
Tyb : tensión por flexión de la cinta desde el momento en que la cinta cabalga sobre los
bastidores de carga mas los de retorno, lbs
Tyc : tensión por flexión de la cinta desde el momento en que cabalga sobre los
bastidores de carga, lbs
Tym : tensión por flexión del material desde el momento en que el material cabalga
sobre la cinta en los bastidores de carga, lbs
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Tyr : tensión por flexión de la cinta desde el momento en que la cinta cabalga sobre los
bastidores de retorno, lbs
T1 : tensión en el lado tenso de la cinta en la polea de accionamiento, lbs
T2 : tensión en el lado flojo de la cinta en la polea de accionamiento, lbs
T3 : tensión de la cinta entre las poleas primaria y secundaria de un sistema dual de
accionamiento, lbs
TU : abreviatura del compensador
t : tiempo en segundos
td : tiempo real de parada de una cinta frenada, ó con marcha libre hasta parar, en s
tm : máximo tiempo de parada permisible, en s
tph : abreviatura de tonelada corta por hora (ton = 2000 lbs)
V : velocidad de diseño de la cinta, fpm
Vo : velocidad inicial del material cargado encima de la cinta, fpm
Vs : velocidad tangencial del centro de gravedad del material descargado por sobre la
polea principal, fpm
Wb : peso de la cinta, lbs/ft de longitud
Wc : peso total para acelerar la cinta cargada parcialmente, hacia el comienzo de una
curva vertical cóncava, lbs
We : peso equivalente de la carga y las partes moviéndose de un conveyor que se
están acelerando ó decelerando por la cinta, lbs
Wf : fuerza para vencer la fricción en un compensador automático debido al carro,
guayas, roldanas, y cualquier otra resistencia de fricción, lbs
Wg : fuerza d e peso requerida del compensador, lbs
Wm : peso del material transportado, en lbs por ft de longitud de cinta
Wp : componente vertical de la fuerza de peso en el compensador automático del
carro, ruedas, poleas, ejes, cojinetes de los ejes, etc., lbs
WK^2 : momento de inercia de las partes rotatorias, lb -in^2
Wt : total del peso equivalente, de todas las partes moviéndose más el peso de la
carga completa transportada, que debe ser acelerado; se excluye el accionamiento y la
polea motriz, lbs
Zb : capacidad de torque ó torque seleccionado, lb-ft
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