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COMPRESOR DE DOS ETAPAS

UNI-FIM

UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERÍA FACULTAD DE INGENIERÍA MECÁNICA

“

COMPRESOR DE DOS ETAPAS”

CURSO

:

SECCION

:

ALUMNOS

:

PROFESOR

:

LABORATORIO DE INGENIERIA MECANICA III

“A”

ING. PINTO

LIMA  –  PERU  PERU 2014-I

LABORATORIO DE INGENIERIA MECANICA III

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INFORME Nº 8: COMPRESOR DE DOS ETAPAS 1.- INTRODUCCION:  Aire comprimido, aire a presión superior a una atmósfera, puede emplearse para empujar un pistón, como en una perforadora neumática; hacerse pasar por una pequeña turbina de aire para mover un eje, como en los instrumentos odontológicos o expandirse a través de una tobera para producir un chorro de alta velocidad, como en una pistola para pintar. El aire comprimido suministra fuerza a las herramientas llamadas neumáticas, como perforadoras, martillos, remachadoras o taladros de roca. El aire comprimido también se emplea en las minas de carbón para evitar que se produzcan explosiones por las chispas de las herramientas eléctricas que hacen detonar las bolsas de grisú. El aire comprimido aumenta grandemente la producción en los más grandes campos industriales, tales como la minería, metalurgia, ingeniería civil y arquitectura, en todas las ramas de la construcción de maquinarias, en las industrias del cemento, vidrios y químicos. El desarrollo de métodos económicos para comprimir el aire u otros gases, requiere de los conocimientos de teoría, diseño y operación de máquinas que compriman estos gases. En la presente experiencia tendremos oportunidad de aplicar los conocimientos teóricos aprendidos en los cursos de termodinámica sobre compresión de aire.

2.- OBJETIVOS: objetiva el funcionamiento de de un compresor  Conocer en forma objetiva experimental de aire de dos dos etapas y además aplicar los conceptos teóricos.

 Conocer la disposición del equipo y los instrumentos utilizados.

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3.- FUNDAMENTO TEORICO: Un compresor de desplazamiento positivo es una máquina donde se obtiene un aumento en la presión estática cuando se succiona sucesivamente un cierto volumen de aire dentro de un espacio cerrado y luego se le expulsa, todo esto ocurre por el desplazamiento de un elemento móvil dentro del espacio cerrado. La compresión de aire u otros gases mediante compresores alternativos (compresores de desplazamiento positivo) se puede considerar como un proceso de flujo y estado estable (FEES). La primera ley de la Termodinámica aplicada a un FEES es: Hs - Hi = W - Q

(KJ)

Donde: Hi = entalpía del aire que ingresa al sistema. Hs = entalpía del aire que sale del sistema. W = trabajo del eje o indicado realizado sobre el sistema. Q = pérdida de calor del sistema. La ecuación anterior aplicada a compresores es: H5 - H1 = W1 + W2 - Q1 - Q2 - Q3 - Q4 - Q (kJ) Donde: H1 = entalpía del aire a la entrada de la primera etapa. H2 = entalpía del aire a la salida de la primera etapa. H3 = entalpía del aire a la entrada de la segunda etapa. H4 = entalpía del aire a la salida de la segunda etapa. H5 = entalpía del aire a la salida del postenfriador. W1 = trabajo específico entregado a la primera etapa. W2 = trabajo específico entregado a la segunda etapa. Q1 = calor entregado al agua de refrigeración de la primera etapa. Q2 = calor entregado al agua de refrigeración del ínter enfriador. Q3 = calor entregado al agua de refrigeración de la segunda etapa. Q4 = calor entregado al agua de refrigeración de la postenfriador. Q = pérdidas de calor por convección y radiación. Se debe observar que se debe tomar a W 1 y W 2 como el trabajo entregado al compresor o como el trabajo indicado en el cilindro del compresor. En el primer LABORATORIO DE INGENIERIA MECANICA III

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caso incluimos las pérdidas mecánicas del compresor, en el segundo las excluimos; estas pérdidas aparecen como calores parciales en la camiseta de agua y parcialmente al medio ambiente. Consideremos un compresor ideal, sin volumen muerto y que no presente pérdidas de presión en la succión y descarga. El trabajo total en una compresión adiabática es: k    k 1  P  2     W   * R * M  * T 1*    1   P 1   k   1  

k 

Donde: W = potencia en una compresión adiabática (W) M = flujo de masa de aire (kg/s) T1 = temperatura de succión del aire. Q  Cv *

n  k  n 1

* M  * (T 2  T 1)

En un proceso politrópico el calor entregado por el aire es cuando se desea comprimir aire a altas presiones se utilizan compresores de varias etapas. Si no hubiese enfriamiento intermedio el proceso de compresión seguiría una trayectoria continua. La curva de compresión por etapas con interenfriamiento se acerca al proceso isotérmico. Para realizar el mínimo trabajo en la compresión es necesario que la relación de presiones en todas las etapas sean iguales:  P 2  P 1



 P 4  P 3

En un compresor de dos etapas la presión intermedio óptima es:  P 2   P 1* P 4

El trabajo y la potencia entregados a un compresor real son diferentes a los obtenidos en el compresor ideal, ya que un remanente de gas que queda en el volumen muerto se expande cuando las válvulas están cerradas. El volumen muerto reduce la capacidad del compresor, esta reducción aumenta a medida que aumenta la relación de compresión. Además debido a las perdidas de presión en las válvulas y tuberías, la presión del aire durante la succión es menor que la presión del medio de donde es succionado y durante la descarga la presión es mayor que la presión en la tubería de descarga.

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funcionamiento de un compresor alternativo esta caracterizado por los

siguientes parámetros:

1) El porcentaje de volumen muerto: es la relación entre el volumen muerto Vo y el volumen de desplazamiento Vd.  E  

Vo Vd 

En compresores de baja presión: E (2  5%).  –

En compresores de alta presión: E (5  10%).  –

La eficiencia volumétrica aparente tomando en cuenta la perdida de presión la entrada se obtiene del diagrama indicado.

2) Eficiencia volumétrica real o total: esta eficiencia difiere de la anterior por los siguientes motivos:

 El fluido se calienta durante toda la carrera de succión. Cuando se pone en contacto con las válvulas, paredes del cilindro y pistón.

 Existen fugas por los anillos del pistón, válvulas y uniones. En compresores multietapas la disminución de la eficiencia volumétrica es más acentuada debido a la precipitación de la humedad en el interenfriador. Esta eficiencia se define como la relación entre peso de fluido descargado durante la revolución del eje del compresor

y el peso de fluido a las

condiciones de la línea de succión, que ocuparía un volumen igual al desplazamiento total de una revolución.  vr  

mr  md 

Se encuentra en el rango de 0.65 a 0.85. Se utilizan además las siguientes eficiencias

para determinar la potencia

realmente entregada al compresor:

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La eficiencia isotérmica

isot.

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Es la relación de la potencia isotérmica W isot y

la potencia indicada PI.

La eficiencia mecánica

m.

Es la relación entre la potencia indicada Wi y la

potencia en el eje del compresor Weje.

La eficiencia efectiva

efec.

O eficiencia en el eje

es el producto de la

eficiencia isotérmica isot o adiabática y la eficiencia mecánica m. La potencia real para mover el compresor es mayor que la potencia teórica y esta determinada por las siguientes fórmulas. We isot   We isot  

1 60 * eisot 

Wisot   isot . m

  P 2     P 1 

* v *Vd * N * P 1* ln

Donde: N = velocidad del eje del compresor (rpm). Vd = volumen de desplazamiento (m 3).

POTENCIA INDICADA En las máquinas de vapor y los motores de combustión interna, la sustancia activa ejerce una fuerza neta sobre los pistones a medida que estos se mueven, y, por lo tanto, se desarrolla potencia a costa de la energía de la sustancia activa. Despreciando la fricción, esta potencia es transmitida a través de la máquina hasta el eje de salida. En cambio, en los compresores y en las bombas reciprocas, se suministra potencia a la máquina por intermedio de su eje y se la transmite hasta los pistones. El pistón, a su vez entrega trabajo a la sustancia activa. El trabajo realizado sobre el pistón, o por él, es una medida de la eficacia del proceso experimentado por la sustancia activa. La presión ejercida por el pistón por la sustancia activa varia con el tiempo. Por lo tanto, resulta necesario medir esta variación para determinar la potencia entregada al pistón o por él. Para esta determinación se utiliza un aparato llamado indicador. Por la tanto, la potencia determinada mediante el uso de LABORATORIO DE INGENIERIA MECANICA III

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unos indicadores le llama potencia indicada. Potencia indicada res igual a la potencia entregada a la cara del pistón o por ella. Hay muchos tipos de indicadores. Solo describiremos aquí algunos de los más comunes:

 INDICADOR DEL TIPO DE PISTÓN: Se le usa en máquinas alternativas de baja velocidad, tales como máquinas de vapor, bombas, compresores y motores de combustión interna. La presión de la sustancia activa actúa hacia arriba

sobre el pistón del indicador. Esta

presión es resistida por un resorte calibrado. La posición del pistón del indicador en un instante cualquiera es, así, una función de la presión de la sustancia activa y de la rigidez del resorte. El movimiento del pistón del indicador es transmitido por medio del vástago del pistón a una punta trazadora por medio de un sistema de palancas. Este sistema debe diseñarse de modo que la punta trazadora tenga solo un movimiento vertical. Así, la posición vertical e la punta trazadora es función de la presión de la sustancia activa. El resorte utilizado en este indicador esta calibrado y especificado en Kg. La especificación en Kg. Es la variación de presión en Kg. Por cm2, que actuando sobre el pistón del indicador, produce un movimiento vertical de 1 cm de la punta trazadora. Dado que pueden

variar los diámetros de pistón de los

diversos indicadores, cada resorte debe ser calibrado en el indicador como conque ha de usarse. Si el tambor, que es una parte del indicador, es movido de tal modo que su posición angular es en todo momento directamente proporcional a la posición del pistón del motor, la punta trazadora describe un diagrama de las variaciones de presión en función del volumen dentro del cilindro de la máquina. Este diagrama se conoce con el nombre de diagrama indicador. Para la mayoría de las máquinas y compresores, la longitud de carrera es tan grande que resulta necesario reducir el movimiento con el fin de mantener el tambor en un tamaño razonable. El requisito esencial de un mecanismo reductor no es solo el de reducir el movimiento en la proporción conveniente, sino asegurar que el desplazamiento angular del tambor sea en todo momento proporcional al desplazamiento del pistón de la máquina.

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Debido a la inercia y la fricción de las partes móviles del indicador de pistón, se obtendrán diagramas muy deformados cuando se lo utilice con máquinas de alta velocidad. Además si la velocidad es muy alta, pueden existir deformaciones adicionales por la vibración sincrónica del resorte del indicador. Por esta razón, el indicador común del tipo de pistón no es adecuado para máquinas de más de unas 400 rpm., dependiendo el límite exacto del tamaño y diseño del indicador. El diagrama obtenido por medio del indicador es un gráfico de la presión en función de la posición del pistón de la máquina, o de la presión en función del volumen. Por lo tanto, el área de este diagrama es proporcional al trabajo neto realizado sobre la cara del pistón o por ella. El trabajo se calcula determinando la presión media efectiva del ciclo (pme.). Defínase la pme. como la presión equivalente que debe actuar sobre la cara del pistón durante toda su carrera para producir el trabajo neto indicado realmente producido por ciclo. La pme. indicada puede obtenerse del diagrama del indicador. El área del diagrama dividida por su longitud es igual a la ordenada media. La pme. es igual al producto de esta ordenada media por el factor de escala del resorte del indicador. Así,  Área del diagrama pme. indicada = ---------------------------- * factor del resorte Longitud del diagrama

El producto de la pme. por el área del pistón es igual a la fuerza neta equivalente que actúa sobre el pistón. Multiplicando este producto por la longitud de la carrera y por el número de ciclos por minuto y dividiendo por 4500, se obtiene la potencia en H.P. indicada (H.P.I.). La potencia total es igual a la suma de las potencias individuales desarrolladas sobre cada cara del pistón. Así

∑( P *A * L * n)

H.P.I. = ---------------------------------4500

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COMPRESOR DE DOS ETAPAS Donde

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P = pme. Kg./cm2  A = área efectiva del pistón, cm2 L = longitud de la carrera, m n = número de ciclos por minuto para la cara de un pistón.

Para una máquina de dos tiempos n = rpm. para una máquina de cuatro tiempos, n = rpm./2. Cuando la cara del pistón que se considera tiene vástago, el área efectiva del pistón es igual al área bruta menos la sección transversal del vástago. En algunos casos, puede obtenerse una pme. para todos los cilindros. Si se desprecia el área de los vástagos, los H.P.I. están dados aproximadamente por ∑ (P *A * L * n)

H.P.I. = ---------------------------- * N  4500

Donde

A = área bruta del pistón, cm2 N = número total de caras de pistón activas

 Además de la determinación de la pme. el diagrama indica las partes del ciclo en que se producen los distintos eventos. En los motores de explosión con válvulas de ajuste fijo, el diagrama demostrara los efectos de los distintos grados de adelanto de la chispa y otras variables. En los motores Diesel, el diagrama es útil para ajustar la fase de inyección del combustible.

INDICADORES DE DIAGRAMA: Se usan para máquinas alternativas de alta velocidad.

Indicadores electrónicos:-Son útiles para un rango más amplio de velocidades, estando libre de los efectos de la inercia.

Indicadores ópticos:-Son útiles para un rango de velocidades de 2000 rpm. o mayores.

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POTENCIA AL FRENO Y POTENCIA EN EL EJE La potencia de salida de las máquinas de vapor se determinaba antes por medio de un freno. Por lo tanto la potencia entregada por las máquinas de vapor se llamaba potencia al freno (H.P.F.). El término ha persistido y también se lo usa en relación con los motores de combustión interna. La potencia entregada por las turbinas y los motores se llama potencia en el eje (H.P.E.). También se usa este término para indicar la potencia de entrada en el eje de compresores, ventiladores y bombas. Hay dos métodos básicos para medir la potencia de salida de los motores, según que se basen los instrumentos denominados dinamómetros de absorción o en los llamados dinamómetros de transmisión. El tipo de absorción absorbe toda la potencia producida y por lo tanto su uso debe restringirse a la predicción de los que una máquina, turbina o motor hará en circunstancias dadas. El tipo de transmisión, en cambio, es de valor para determinar la potencia realmente entregada en funcionamiento. Los dinamómetros de absorción pueden ser clasificados de la manera siguiente 1.-Tipos de fricción mecánica como el freno de Prony, el freno de cuerda, etc. 2.-Dinamómetro hidráulico. 3.-Dinamómetro de aire. 4.-Dinamómetro eléctrico: a.-De campo basculante b.-De corrientes de remolino

DINAMÓMETRO DE FRICCIÓN MECÁNICA.El dispositivo típico de esta clase es el freno de Prony. Existen varios tipos de freno Prony. La potencia entregada es absorbida por la fricción existente entre la faja y la volante. El efecto de fricción lo controlamos por medio del cargado de pesas aumentando esta, conforme se aumenta el cargado. El freno Prony presenta grandes dificultades para la disipación del calor y para mantener constante el par resistente, por ello su uso se limita para la medición de bajas potencias.

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Hay muchas variantes del freno de Prony. En los de menor tamaño pueden sustituirse cuerdas o bandas de lona o de cuero a la banda de acero y los tacos de madera. Se han construido frenos de Prony aptos para potencias de hasta centenares de H.P. y hasta 1000 rpm. A mayores velocidades este tipo de freno requiere una construcción muy cuidadosa, pues de lo contrario tiende a oscilar irregularmente. Esta tendencia puede disminuirse introduciendo unas gotas de lubricante entre el freno y el volante. El cálculo de la potencia es de acuerdo a la siguiente formula: 2πLWn H.P.F. =--------------------4500

Donde

L = longitud del brazo de palanca del freno, m W = peso, Kg. n =rpm.

DINAMÓMETRO ELÉCTRICO El dinamómetro de campo basculante consiste en una máquina de c.c. en derivación que puede funcionar como motor o como generador. La fuerza aplicada al extremo del brazo basculante equilibra el estator, se mide por medio de una balanza. El dinamómetro de campo ofrece la ventaja de poder funcionar como motor. SE lo utiliza para determinar la potencia de entrada absorbida por ventilad9res, bombas, compresores, etc. La potencia al freno se puede hallar aplicando la siguiente formula: H.P.F. = F L W = V I/N

Donde F = carga, Kg. L = Brazo, m W = velocidad angular, rpm. V = voltaje, v I = amperaje, A N = eficiencia del generador. LABORATORIO DE INGENIERIA MECANICA III

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4.- APARATOS:

 Compresores de alta y baja

  Generadores

 Tanque de Admisión de aire y de estancamiento

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 Tablero de Control

 Tubos de Reynols

 Manómetros y Termómetros

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 Tacómetros y Dinamómetros

 Indicador de Diagrama

  Planímetro

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Datos técnicos del compresor de aire de dos etapas: Primera etapa (Baja presión) Numero de cilindros

2

Carrera

101.6 mm.

Diámetro interior

101.6 mm.

Volumen de desplazamiento

1.647 l

Volumen muerto

29.5 cm3

Presión máxima

10.3 bar

Relación de velocidades motor / compresor

3:1

Eficiencia de la transmisión

0.98

Rango de velocidades

300  500 rpm  –

Segunda etapa (Alta presión) Numero de cilindros

1

Carrera

101.6 mm

Diámetro interior

76.2 mm

Volumen de desplazamiento

0.463 l

Volumen muerto

28.2 cm3

Presión máxima

13.8 bar

Relación de velocidades motor / compresor

3:1

Eficiencia de la transmisión

0.98

Rango de velocidades

6 termómetros de bulbo sin coraza

300  500 rpm  –

Rango  0  200 ºC  –

 Aprox.  1 ºC LABORATORIO DE INGENIERIA MECANICA III

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COMPRESOR DE DOS ETAPAS 6 termómetros de bulbo con coraza

UNI-FIM Rango  -1  110 ºC  –

 Aprox.  1 ºC 2 Manómetros Bourdon

Rango  0  14 Kg. / cm 2; 0  20 Kg. / cm 2  –

 Aprox.  0.5 Kg. / cm 2; 1 Kg. / cm2 2 Manómetros inclinados de líquido

Rango  0  70 mm H2O  –

 Aprox.  0.5 mm H2O 2 Dinamómetros

Rango  0  30 Kg.  –

 Aprox.  100 g. 2 Tacómetros

Rango  0  200 rpm  –

 Aprox.  25 rpm 2 Contómetros

Rango  999.999 Rev.  Aprox. 1 Rev.

2 Voltímetros

Rango  0  350V  –

 Aprox.  10V 2 Amperímetros

Rango  0  25ª  –

 Aprox.  0.5ª 1 Indicador de diagrama NAIHACK

5.- PROCEDIMIENTO:  Antes del encendido: a)

Observar si los manómetros inclinados se encuentran en cero.

b)

Llenar los pozos de aceite de los termómetros con aceite.

c)

Drenar el condensado del interenfriador, postenfriador y tanque de almacenamiento.

Procedimiento del ensayo: a)

Ubicar las válvulas A, B y C en la posición correcta.

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COMPRESOR DE DOS ETAPAS b)

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Ajustar los flujos de agua de refrigeración, hasta obtener lecturas comprendidas entre 10 y 25 cm. En los medidores de flujo.

c)

Accionar las llaves de funcionamiento en vacío

d)

Ubicar los reguladores de velocidades en su posición mínima.

e)

Encender primero el compresor de alta presión y luego el de baja, manejando lentamente los arrancadores.

f)

Cuando la presión en el tanque de almacenamiento se acerque a la

presión

deseada,

abrir

lentamente

la

válvula

de

estrangulamiento. La posición correcta de la válvula de estrangulamiento para obtener una

presión constante en el

tanque, será aquella que produzca la misma caída de presión en la tobera de descarga con respecto a la caída de presión en el orificio de entrada. g)

Tomar los datos de temperaturas, presiones, rpm, etc. Además usar el indicador de diagrama en los compresores de alta y baja para obtener el diagrama indicado. Posteriormente se mide esta área con el planímetro.

h)

Repetir las mismas tomas de datos para otras medidas de presion de P2

ESQUEMA DE LA INSTALACION

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6.- CALCULOS Y RESULTADOS:

PO P2 Presión de Aire (Kg/cm2)

Ta

T1

T2

T3

T4

T5

T6

T7

ho

ht

Manómetros (mm H2O)

Temperaturas del aire ( ºC )

P0

P2

TA

T1

T2

T3

T4

T5

T6

T7

ho

ht

8 8

2,7 3,2

21 22

21 22

80 92

22 27

81 82

22 27

30 24

21 21

85 75

155 115

A

RPM

RPM

F

V

Dinamómetro de Baja Presión RPM 855 850

F

V

A

Dinamómetro de Alta Presión

Fza. Volts. Amps. RPM Fza(Kg) V (Kg) 6 120 9,5 604 3,8 127 6 150 14,8 771 3,4 104 Tia

T1a

T2a

T3a

I 14 9

T4a

Temperaturas del agua de Refrigeración

CBP

CPB

IE CAP PE Alturas de los medidores de agua (cm. de H2O)

CBP

I.E.

42,5 42,7 42,6 43,1

CAP P.E. 48 39

42 42,2

CAP

(cmˆ2) (cmˆ2)

Tia

T1a

T2a

T3a

T4a

A

A

22 22,5

31 33

25 25,5

26 28

24 26

2,3 5

5 3

Cálculo de los flujos de agua de refrigeración:

Formulas para determinar los flujos en función de las alturas del agua alcanzada en los medidores: Q=KHn Compresor de baja presión: Q 1 = 10,4 H 0,527 (lt/hr)

... (1)

Compresor de alta presión: Q 2 = 8,3 H 0,545 (lt/hr.)

... (2)

Ínter enfriador:

Q3 = 12,4 H 0,50 (lt/hr.)

... (3)

Postenfriador :

Q4 = 11,7 H 0,494 (lt/hr.)

... (4)

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Reemplazando los datos del tubo de Reynolds en las ecuaciones 1, 2,3 y 4 tenemos: Q(caudal) kg/s de agua de enfriamiento CBP IE CAP PE 0,02083972 0,0225078 0,01901306 0,02059532 0,02086554 0,02261298 0,01697875 0,02064371

Cálculo del flujo de aire:

Utilizando el medidor de la caja de aire cuyo diámetro de orificio es 31,95 mm. ma = 1,2577

H0 PA

(kg/s)

...(6)

TA Donde: H0 : en metros de agua PA: en bar TA : en K flujo de aire (Kg/s) 0,060486416 0,056720713 Cálculo de la potencia eléctrica suministrada a cada motor:

Para ambos motores de corriente continua  PEL = V I

(watts)

...(7)

Donde : V: en voltios I : en amperios potencia electrica CBP (KW) CAP (KW) 1,14 1,778 2,22 0,936

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Cálculo de la potencia al eje entregada por el motor eléctrico:

 PEM =

F x N (Watts)

...(8)

3,0592 donde: F: kilogramos fuerza  N: en r.p.m. potencia al eje CBP (KW) CAP (KW) 1,676909 0,75026151 1,66710251 0,85689069 Potencia entregada al compresor (PE) :

Siendo la eficiencia mecánica de la transmisión 0,98 tenemos que:  PE  = 0,98 PEM

...(9)

Donde : 0.98 eficiencia de la transmisión potencia entregada (n=0.98) Pot total CBP (KW) CAP (KW) (KW) 1,64337082 0,73525628 2,378627092 1,63376046 0,83975288 2,473513337 Cálculo de la potencia indicada (PI):

PI = p x V d

(Watts)

...(10)

Donde.  p: presión indicada en N/m 2 V d  : volumen

desplazado por unidad de tiempo m 3/s

Primero se calculará  p :  p = K A

L Donde:

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K: constante del resorte del indicador de diagrama A: área del diagrama L: longitud del diagrama Las constantes de los resortes del indicador de diagrama son: K Alta= 180Psi /pulg.= 48862.2*10 3 N/m2 K Baja= 72 Psi /pulg.=19544.88*103 N/m2 Además: El volumen de desplazamiento se calcula de la siguiente manera: Vd = L * N/(60*n) Donde: l: carrera del pistón(m) baja: 1.647cm alta: 0.463cm

 N: RPM n: relación de transmisión volumen de potencia indicada desplazamiento CAP (bar) CBP(m3/s) CAP(m3/s) CBP (KW) CAP (KW) 2,443 0,00782325 0,001553622 2,51188911 0,37954991 3,6645 0,0077775 0,001983183 2,05410081 0,72673753

presion media CBP (bar) 3,2108 2,64108108

Cálculo de los calores absorbidos por el agua de refrigeración:

Los calores absorbidos por el agua se pueden calcular valiéndonos de la primera ley de la termodinámica para un proceso de flujo de estado estable(FEES).En este caso nuestra única herramienta de donde nos podemos sostener es el valor del calor especifico para el agua a 27°C y 1atm. de condiciones ambientales. Ce H2O = 4.18KJ/kg.°C 

perdidas calor rad-conv H5 - H1 Qradia (Kw) (Kw) 0,06069812 4,86370193 0,28459618 4,80749154

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n volumetrica aparente n volumetrica real potencia isotermica eficiencias isotermicas CBP CAP CBP CAP CBP CAP CBP CAP 0,97658419 0,91567955 6,58968532 2,082264 5,12057586 5,56246732 0,03853579 0,6554305 0,97029852 0,93413607 0.42128077 0.40823261 0.71189623 0.49185866 0.47499201 0.8708056 Cálculo de las eficiencias mecánicas:

m= PI / PE eficiencia mecanica CBP CAP 1,52849806 0,51621444 0.66104218 0.38447652

7.- CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES:

En el presente laboratorio se puede observar y concluir lo siguiente: Los calores absorbidos por los equipos son menores conforme nos acercamos a la presión intermedia teórica. 

 Al colocar el indicador de diagrama en la 1ra obtención de datos,

equivocamos el resorte, intercambiándolo, por lo que los demás datos dependientes de estos resultaron errados. 

La eficiencia aumenta conforme la relación de presiones ( Pi*Pf) se

acerca a la presión intermedia ideal (2.828 kg/cm 2) 

Las altura en los tubos de Reynolds fueron mayores a 10 cm, y es lo

común. 

Con esta experiencia podemos comprobar que el trabajo de compresión

disminuye a medida que la presión intermedia se acerca al valor teórico. 

Una vez más nos damos cuenta de la importancia de la primera ley de

termodinámica en este caso para un proceso de flujo de estado estable(FEES) ya que a sido una de las ecuaciones fundamentales en este informe.

LABORATORIO DE INGENIERIA MECANICA III

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COMPRESOR DE DOS ETAPAS

UNI-FIM

8.- BIBLIOGRAFIA: 1.- Manual de Laboratorio de Ingeniería Mecánica III 2.- Compresores de Aire

UNI-FIM

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. A. Feller

3.- Web: http:monografias.com/compresores de dos etapas

9.-ANEXO:

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