Compresor de Dos Etapas - Informe

UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERÍA FACULTAD DE INGENIERÍA MECÁNICA

LABORATORIO DE INGENIERÍA MECÁNICA III COMPRESOR EXPERIMENTAL DE AIRE DE DOS ETAPAS. ALUMNOS: Loza Mauricio, Percy. Mariluz Noel, Dennis Peña Pozo, julio Vargas Mendiola, Julio Nuñez Cabello, Carlos PROFESOR: Ing. Villavicencio.

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ÍNDICE UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERÍA............................................................1 FACULTAD DE INGENIERÍA MECÁNICA.................................................................1 LABORATORIO DE INGENIERÍA MECÁNICA III.....................................................1 Diagrama de indicador para un compresor........................................................................4 INDICADOR DEL TIPO DE PISTÓN...........................................................................20 INDICADORES DE DIAGRAMA:................................................................................23 Se usan para máquinas alternativas de alta velocidad.....................................................23 Indicadores electrónicos:-Son útiles para un rango más amplio de velocidades, estando libre de los efectos de la inercia......................................................................................23 Indicadores ópticos:-Son útiles para un rango de velocidades de 2000 rpm. o mayores....................................................................................................................23 DINAMÓMETRO DE FRICCIÓN MECÁNICA.-........................................................24 DINAMÓMETROS HIDRÁULICOS....................................................................25 DINAMÓMETRO ELÉCTRICO............................................................................25 Diagramas indicados........................................................................................................30 Compresor de aire............................................................................................................37 Aire comprimido.............................................................................................................38 MÉTODOS DE CONSTRUCCIÓN DE TÚNELES..............................................39

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INTRODUCCIÓN

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.

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OBJETIVO El objetivo del presente laboratorio es: •

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

•

Conocer la disposición del equipo y los instrumentos utilizados.

FUNDAMENTO TEÓRICO COMPRESORES Veremos algunas aplicaciones. Los gases a presiones mayores o menores que la atmosférica son de uso muy común y corriente en la industria. El proceso de compresión es una parte integral de los ciclos para refrigeración y de los de turbinas de gas. Mas ampliamente usado es el aire comprimido con que trabajan los motores de aire y las herramientas, como martillos y taladradoras neumáticos, aparatos para pintar por pulverización, limpieza por chorro de aire, elevadores neumáticos, bombeo o elevación de agua mediante aire y en un sinnúmero de otros trabajos. Aunque este estudio se relaciona específicamente con la compresión de un gas casi ideal, las ecuaciones de energía básicas y algunas de las deducidas de ellas bajo condiciones especificadas se aplican por igual a cualquier fluido compresible. Diagrama de indicador para un compresor Para apreciar los eventos o pasos reales de un compresor de movimiento alternativo, considérese un diagrama de indicador (fig 9.1).

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Las figuras 9.2 y 9.4, de un compresor funcionan típicamente a base de una diferencia de presiones. Se necesita una diferencia de presiones relativamente grande para iniciar la acción que las mueva, debido al rozamiento y a la inercia, de manera que generalmente una apertura brusca seguida de una oscilación o vibración. La válvula de admisión o aspiración no se abre hasta que se alcance una presión un poco menor que la del medio circundante. Entonces a menudo se inicia una oscilación como en 4, figura 9.1, produciéndose una parte ondulada en la línea de aspiración 4-1. Obsérvese que la presión de aspiración es ligeramente menor que la presión del cilindro. La compresión 1-2, que a menudo se acerca a un proceso adiabático, continua hasta que se alcanza una presión mayor que la que se entrega o produce, en cuyo punto se abre la válvula de descarga o impulsión. Aquí nuevamente, tiene lugar la vibración de la válvula y la línea de descarga o impulsión es ondulada. La reexpansión 3-4 hasta la admisión o aspiración completa el diagrama. El aire generalmente se entrega a un receptor o deposito, figura 9.3, en el que se almacena hasta que se necesita.

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TRABAJO DE UN COMPRESOR Los tipos de compresores, tanto de movimiento alternativo, así como los rotativos, pueden considerarse, sobre una base general, como maquinas de flujo estacionario para el fin de obtener la ecuación del trabajo (para comprobarlo, compárese la ecuación ( 9.2 ) con la ecuación ( f ) siguiente . La ecuación del flujo estacionario da: W = h1 − h2 + K 1 − K 2 + Q .

( a)

En general, hay poca diferencia entre las velocidades de entrada y de salida, de manera que para w’ Kg. (o bien, lb.) del fluido que circula por el compresor: W = w' (h1 − h2 ) + Q = −∆H + Q .

(9.1)

(CUALQUIER SUSTANCIA, CUALQUIER PROCESO DE FLUJO ESTACIONARIO; ∆K = 0) . Si la sustancia es un gas ideal: h1 − h2 = C p (T1 −T2 ) . Si el proceso es internamente reversible: Q = 0, o bien, Q = ∫c * dT . Convienen otras formas de la ecuación de trabajo en problemas relacionados con compresores. a) Trabajo para compresiones adiabáticas o isentrópicas: Si el proceso es adiabático: Q = 0 y W = − ∆h Kcal / Kg (o bien, Btu / lb ). Para un flujo a través del compresor de w’ Kg. ( o bien, lb.), con calor especifico constante, tenemos

(b) W = −w' c p (T2 − T1 ) = −w' c p T1 (

T2 −1) T1

Kcal. (o bien, Btu)

(CUALQUIER ADIABÁTICO, GAS IDEAL, Δ K)

(c)

kR cp = j (k −1)

T2  p 2 = T1  p1

y

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  

( k −1) / k

.

Estos valores y

p1 V1 ' = w' RT1 sustituidos en la ecuación de trabajo

dan: ( k −1) / k  k p V '  p  ( k −1) / k  kw' RT1  p 2  1 1    2  W= −1 = − 1 j (1 − k )  p1  j (1 − k )  p1      

Kcal. (o bien,

Btu) ( ISENTRÓPICO UNICAMENTE, GAS IDEAL, Δ K) donde V1 ' es el volumen medido, a p1 y T1 , correspondiente a la masa w´. b) Trabajo para compresión politrópica. Recordaremos que el politrópico se define como un proceso reversible, que Q = w´c n ∆T y cn =

c v ( k − n) 1− n

para un gas ideal; esto es : Q = w´c n (T2 − T1 ) =

w´c v (k − n) T1 1−n

 T2   −1 Kcal. ( o bien, Btu )  T1 

Durante una compresión politrópica a partir de temperatura atmosférica, este valor de Q es normalmente negativo. Utilizando valores conocidos obtenemos W = −w' c p T1 (

w´cv (k − n) T1 T2 −1) + T1 1−n

 T2   −1  T1 

Kcal. (o bien, Btu),

que se reduce a: ( n −1) / n   n p1V1 '  p 2  n w' RT1  T2  − 1 =   W = − 1 , j (1 − n)  T1   j (1 − n)  p1 

[ ∆K = 0]

cuando, hacemos: c p = k c v , c p − cv = R / j , T2 / T1 = ( p 2 / p1 )

( n −1) / n

,

y

p1V1´= w´R T1

c) Trabajo para compresión isotérmica. Si para un gas ideal la temperatura se

mantiene

constante,

Q = p1 V1 ln (V2 / V1 )

∆h = 0 y W = Q .

En

Kg.-m ( o bien, pie-lb.), y

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un

proceso

p1 V1 = p 2 V2

isotérmico, ; o bien

W =

p1V1´ j

ln

p1 w' R T1 p = ln 1 p2 j p2

Kcal. (o bien, Btu),

[ ∆K = 0]

donde, como antes, V1’ es el volumen de w’ Kg. (o bien, lb.) a p1 y T1. d) Trabajo para compresión adiabática irreversible. Los tipos reales de compresores rotativos consumen trabajo acercándose al adiabático de flujo estacionario. En la ecuación ( 9.1), supongamos que el estado final real este representado por 2’, W = w' (h1 − h2 ' ) ,y hallaremos:

(d)

W = −w' c p (T2 ' − T1 ) = −

 kw ' RT1  T2 '   − 1 , j (k −1)   T1 

Donde hemos utilizado la relación de gas ideal,

[ ∆K = 0] cp =

kR . Los trabajos j ( k −1)

reales se calculan generalmente utilizando rendimientos.

TRABAJO A PARTIR DE UN DIAGRAMA CONVENCIONAL Un diagrama convencional es uno de los indicadores idealizados, o sea, una grafica Vp. El análisis del diagrama no revela mucho termodinámicamente, pero es útil en otros aspectos. Consideremos primero un diagrama convencional que refleje apropiadamente el trabajo de un compresor en movimiento alternativo sin espacio muerto o perjudicial, Fig. adjunta.

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El área bajo 4-1 representa el trabajo p1V1 hecho sobre él embolo durante la carrera de aspiración, y el área bajo 2-3 representa el trabajo p2V2 realizado sobre la sustancia al impulsarla (entregarla) desde el cilindro. Otro punto de vista es dejar que la frontera del sistema este en las válvulas B; entonces, p1V1 es la energía que entra al sistema como trabajo del flujo y p2V2 es el trabajo de flujo que sale. Para fines de ilustración, supongamos que la curva de compresión sea isentrópica, pVk =C. Como el trabajo esta representado por el área encerrada en 1-2-3-4, obtenemos

Ws =

(e)

Ws =

p 2 V2 − p1V1 1−k p 2 V2 − p1V1 1−k

+ p 2 (V3 − V2 ) + p1 (V1 −V4 ) − p 2 (V2 ) + p1 (V1 ) ,

puesto que V3 y V4 son iguales a cero. Reduciendo a un común denominador, la expresión precedente será Ws =

k ( p 2 V2 − p1V1 ) 1−k

= −∫V dp ,

para pVk =C. Como V2 / V1 = (p1 / p2)1 / k , esta ecuación es (f )

( k −1) / k  k p1V1  p 2    Ws = − 1 (1 − k )  p1   

Kg.-m ( o bien, pie-lb.)

( AREA ENCERRADA PARA PVK=C )

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Comparando la ecuacion , vemos que si se sustituye k por n, obtendremos el trabajo para un compresor politropico. El V1 de la ecuacion es el mismo que V1’ y significa el el volumen que pasa por el compresor cuando es medido a p1 y T1 . Si la sustancia es un gas ideal, se puede utilizar wRT1 en lugar de p1V1 en la ecuacion. Vale la pena observar que la ecuacion representa el area de un diagrama limitado por la recta de volumen cero ( eje p ), por dos rectas de presion constante por una curva de la forma pVk = C. Todas las ecuaciones de trabajo para compresores, dadas hasta ahora en este capitulo, deberan un numero negativo, porque estan deducidas sobre una base algebraica y el trabajo se realiza sobre la sustancia ( es decir, entra en el sistema ). Para quienes tengan que hacer calculos repetidos de trabajo de compresores, las tablas de gases les seran de utilidad para la resolucion de las ecuaciones de trabajo de los compresores. ESPACIO MUERTO Y VOLUMEN DEL ESPACIO MUERTO. El volumen desplazado, o cilindrada, se define por el volumen barrido por la cara del embolo en una carrera. Para estar seguros de que el embolo no choque con la culata del cilindro al final de la carrera y para que quede espacio para las valvulas, es esencial dejar un volumen muerto (llamado tambien perjudicial) en los compresores de movimiento alterntivo. En los motores de combustion interna el volumen del espacio muerto tiene mas importancia, pero en los compresores conviene que dicho volumen sea el minimo posible. En vista de que, como veremos en el articulo siguiente, el consumo de energia es teoricamente independiente de la cantidad de espacio muerto, no tendria objeto aumentar significativamente los costos de fabricacion solo para conseguir menores espacios muertos. La relacion:

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c=

volumen del espacio muerto volumen desplazado , V D

es denominada la relacion de espacio muerto, porcentaje del espacio muerto o simplemente espacio muerto. Sus valores varian en la practica desde alrededor del 3% en algunos grandes compresores de movimiento alternativo, hasta mas del 12% en otros, con la mayoria de dichos valores comprendidos entre 6% y 12%.

TRABAJO DEL DIAGRAMA CONVENCIONAL CON ESPACIO MUERTO. Los sucesos o etapas del diagrama con espacio muerto son los mismos que los del caso sin dicho espacio, aparte de que, como en el embolo no impulsa ( o descarga ) todo el aire del cilindro a la presion p 2 , el aire que queda en el punto 3, tiene que reexpansionarse, 3-4, hasta la presion de entrada o aspiracion antes de que se inicie esta nuevamente en 4 . Como en la expansion 3-4 solo interviene una masa relativamente pequeña, el valor de n en una curva de expansion politropica tiene poco efecto sobre los resultados y, por tanto, se considera igual para ambas curvas de compresion y de expansion, aunque realmente difieren. Sin espacio muerto, el volumen de aire introducido en el cilindro es igual al volumen dsplazado ( o cilindrada ). Como se observa en la figura para el diagrama con espacio muerto, el volumen de aire aspirado dentro del cilindro es V1 –V4 = V1’ y es menor que el de la cilindrada, VD . Para hallar el trabajo del diagrama con espacio muerto, imaginemos que este formado por dos diagramas, a-1-2-b ya-4-3-b. Cada unode estos diagramas es similar en todos respectos al diagrama del compresor sin espacio muerto, de ahi que la ecuacion ( f ) se pueda aplicar a cada uno de ellos. El trabajo del diagrama 1-2-3-4 sera igual al trabajo del a-1-2-b menos el trabajo del a-4-3-b. De modo que, obtendremos el trabajo isentropico, Ws , por: 12

Ws =

( k −1) / k  kpV k p1V1  p 2  4 4   − 1 − (1 − k )  p1   (1 − k ) 

 p  ( k −1) / k   3  − 1  p 4  

( k −1) / k  k p1 (V1 − V4 )  p 2    = − 1 , (1 − k )  p1  

puesto que p4 = p1 y p3 = p2 . V1’ = V1 – V4 , la ecuacion dl trabajo se convierte en ( k −1) / k  kw' RT  p ( k −1) / k  k p1V1 '  p 2  1 2         Kg.-m (o bien, pieWs = − 1 = − 1 (1 − k )  p1  j (1 − k )  p1      

lb.), que es la misma que la ecuación (9.2), aparte de las unidades; V1’ es el volumen del aire aspirado; w’ es la masa de aire que pasa por el compresor, correspondiente al volumen V1’. La conclusión es que la cantidad de trabajo necesaria para comprimir una masa particular de aire bajo condiciones dadas, es independiente del espacio muerto, lo cual es perfectamente cierto en los diagramas convencionales. Sin embargo, en el compresor real, hay efectos adicionales de rozamiento. El desplazamiento o cilindrada debe ser mayor con espacio muerto que sin él, para una capacidad particular; esto debe requerir una maquina mayor, mas cara y con mas rozamiento mecánico. AIRE LIBRE.

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El aire libre es el que esta en condiciones atmosféricas normales en una situación geográfica particular. Como la presión y la temperatura varían con la altitud, un compresor proyectado y ajustado para que entregue una cierta masa de aire a una cierta presión instalado a nivel del mar, no la entregara si esta a una altitud de 2000 m (o bien, 7000 pies), y además la presión a que la entregue será menor. Por consiguiente, él compresor de un motor de chorro o reacción aspira y entrega o impulsa menos masa de aire a altitudes elevadas que a bajas. La variación atmosférica estándar de la NACA * se da en la figura 9.7. La temperatura estándar de la NACA varia linealmente desde 15ºC al nivel del mar (a 40º de latitud) hasta –55ºC a 10769 m de altitud, esto equivale a 0.0065 ºC /m, o sea dT / dz =0.0065. La temperatura estándar del verano del ejercito de EE.UU. resulta poco mayor de 40º a una altitud particular. La temperatura estándar de la NACA en la estratosfera se supone constante en –55ºC (no hay línea divisoria fija, pero primero es la atmósfera; y sigue la estratosfera). Obsérvese en la figura 9.7 que la presión tiende a cero casi asintrópicamente. A 640 Km. a partir de la superficie terrestre, una molécula recorre una distancia media (recorrido medio libre) de 64 Km. (o bien, 1 pulg.). La entropía del aire atmosférico a una altitud pueda calcularse, para calores específicos constantes, con la ecuación con respecto a otra de referencia. Para compresores fijos, una temperatura estándar de 20ºC. (o bien, 68 ºF.) es utilizada algunas veces por los ingenieros.

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CAPACIDAD Y RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO. La capacidad de un compresor es la cantidad real de gas entregada, medida, por medio de un orificio, a la presión y temperatura d entrada o aspiración expresada en metros cúbicos por minutos (o bien, pies cúbicos por minuto). El rendimiento volumétrico real de un compresor de movimiento alternativo es la relación

ηv real =

capacidad del compresor , cilindrada en m3 / min (o bien , pies 3 / min)

donde la cilindrada, o desplazamiento, se calcula como se explico. El valor del rendimiento volumétrico real, que puede variar de 50% a 85%, se obtiene únicamente mediante pruebas o ensayos del compresor real. RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO CONVENCIONAL Una ecuación del rendimiento volumétrico, hallado a partir del diagrama convencional, acentúa determinados factores de los que dependen dicho 15

rendimiento. El volumen del gas medido a la entrada o aspiración en el diagrama convencional (Fig. 9.8), es V1’=V1 – V4

O sea, '

V V − V4 nr = 1 = 1 VD VD En el proceso 3-4, 1/ n

p  V4 = V3  3   p4 

1/ n

p  = c VD  2   p1 

V  = c VD  1   V2 

Asimismo, V1= VD + c VD, donde c VD es el volumen de espacio muerto, V 3, y c es el tanto por uno (o porcentaje dividido por 100) del espacio muerto.

nr =

V1 − V4 V D + c V D − c V D ( p 2 p1 ) = VD VD 1/ n

 p2  n r = 1 + c − c p    1

 V1 = 1 + c − c V  2

1/ n

   

Tenemos, por tanto, que es el rendimiento volumétrico convencional. El rendimiento volumétrico real puede ser mucho menor que el convencional, debido al rozamiento fluido del flujo o corriente (la presión en el cilindro es menor que la presión del aire libre) y porque las paredes del cilindro, estando relativamente calientes, calientan el aire que entra (una masa menor de aire caliente puede ocupar un espacio dado). Como en la ecuación anterior p2 es

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mayor que p1, el rendimiento volumétrico disminuye a medida que aumenta el espacio muerto; y a medida que disminuye el rendimiento volumétrico, disminuye la capacidad. El espacio muerto puede hacerse tan grande que el compresor no descargue o impulse aire. Esta característica se utiliza para controlar la producción de un compresor, incrementando el espacio muerto cuando se desea una producción reducida. Obsérvese también por la ecuación mencionada anteriormente que el rendimiento volumétrico disminuye a medida que p2 / p1 aumenta. Ni el espacio muerto ni el rendimiento volumétrico son indicadores de la garantía de la calidad. Al usuario le interesan más la energía o potencia real consumida para la capacidad deseada y los estados finales.

CURVAS DE COMPRESIÓN PREFERIDAS Puesto que la curva isentrópica 1-a de la figura 9.9, es de pendiente mas pronunciada que la isoterma 1-2, se absorbe mas trabajo para comprimir y entregar el gas cuando la compresión es isentrópica que cuando es isotérmica, estando representada la diferencia por el área rayada. Las curvas de compresión con n entre 1 y K caerán dentro del área rayada. Observemos que el trabajo para mover el compresor disminuye con n y que entre las presiones especificadas (figura 9.9)

Trabajo del proceso isentrópico < Trabajo del proceso isotérmico

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Trabajo del compresor isotérmico < Trabajo del compresor isotérmico Se consigue la compresión politrópica y valores de n menores que k circulando agua fría (figura 9.4), o bien alrededor del cilindro (figura 9.10). El agua o el aire de enfriamiento absorben el calor debido a que el trabajo ha elevado la temperatura de la sustancia por encima de la del medio ambiente. Con cilindros provistos de camisas de agua, el valor de n será 1.34 o mayor. No es necesariamente deseable un valor bajo de n en un compresor. El mejor proceso de compresión depende del uso que se le dé al material comprimido. Stuart y Jackson han estudiado esta cuestión completamente.

Observaremos que el proceso adiabático conduce a un aumento de la entalpía (en la cantidad del trabajo realizado). De ahí que, si la sustancia comprimida se utiliza en una turbina de gas, por ejemplo, la porción disponible de la energía que interviene, es posteriormente disponible para trabajo dentro de la turbina, y se añadirá menos calor en la cámara de combustión. Por otra parte, en la mayoría de los diferentes usos, el aire atmosférico comprimido, a pesar de estar caliente al entregarlo, esta frió cuando se usa, habiendo perdido su calor, cediéndolo a los medios circundante, mientras estuvo en el receptor o en el refrigerador posterior o postrefrigerador, que es un cambiador de calor similar a un refrigerador intermedio como se ve en la 18

figura 9.11. Dicho enfriamiento conviene para quitar el exceso de humedad del aire antes de que entre en el sistema de distribución. A una temperatura determinada, el aire a alta presión no puede “contener” tanto vapor de agua como el aire a baja presión, y el H2O se condensa naturalmente a medida que el aire comprimido se enfría. De modo que desde el punto de vista del trabajo, la compresión isotérmica será mejor en este caso; pero para el aire atmosférico, que siempre contiene algo de vapor de agua, dicha compresión originara problemas de condensación en el cilindro del compresor que podrían hacerla intolerable aunque se pudiera lograr.

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 19

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 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.

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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. 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 21

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

P = pme. Kg./cm2

Donde

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

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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.

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.

23

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. 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

24

Donde

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

DINAMÓMETROS HIDRÁULICOS El cambio de cantidad de movimiento del agua sustituye a la fricción entre sólidos. Se compone de un rotor consistente en dos platos y de una envuelta o estator. Las variaciones de carga se obtienen variando la separación entre los platos del rotor.

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.

25

EQUIPOS Y PROCEDIMIENTOS  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

26

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

300 – 500 rpm

6 termómetros de bulbo sin coraza

Rango  0 – 200 ºC Aprox.  1 ºC

6 termómetros de bulbo con coraza

Rango  -1 – 110 ºC Aprox.  1 ºC

2 Manómetros Bourdon

Rango  0 – 14 Kg. / cm2; 0  20 Kg. / cm2 Aprox.  0.5 Kg. / cm2; 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

27

 Procedimiento general del ensayo 1)

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.

2)

Procedimiento del ensayo: a)

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

b)

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,

estrangulamiento.

La

abrir posición

lentamente correcta

estrangulamiento para obtener una

de

la la

válvula válvula

de de

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.

DATOS EXPERIMENTALES Punt

Presión

o

de Aire

Temperaturas del aire ( ºC )

(Kg./cm2)

28

Manómetro

Dinamómetro de Baja

s (mm H2O)

Presión

Fza. P6

P2

TA T1 T2 T3 T4 T5 T6

T7

ho

ht

1

8

2.00

20 21 84 33 105 32 24

20

16

24

2

8

1.75

20 21 85 33 120 36 24 20.5

16.5

12

3

8

4.00

20 22 123 38 85 37 24 21.5

27

17

4

8

3.00

20 26 109 39 93 65 27

24

27

14

5

8

1.50

20 26 105 36 106 31 27

23

17.5

17

Alturas de los

Dinamómetro de Alta

medidores de agua

Presión

RPM 115

(Kg)

0 117 5 154 0 150 0 117 5

5

160

11

4.9

162

11.2

6.5

220

10

6.1

210

14.5

4.1

170

10

Temperaturas del agua

Áreas de diagrama

de Refrigeración

indicado

(cm. de H2O)

Fza. RPM 140

(Kg)

Volts. Amps. C.B.P I.E. C.A.P. P.E. Tia T1a T2a T3a T4a

0 152

5

210

9.6

22.5 27.1

23

5 100

5

230

10

22.2 26.6

22.8

22.5 23.5 39.5

0 900 147

4.4 4.5

145 130

8.6 9

22.8 27.2 28.4 31

23.3 28.2

26 23.5 24.3 23

5

4.6

220

9

30.8 34.1

31.6

27.9

22.5 23.5

29

Volts. Amps.

23

40

C.B.P.

C.A:P

(cm2)

(cm2)

27

30.5

32

2.5

2

27

32.5

34

0.8

2.5

30 46

30 29.5

30 29

32.5 29.5

1

2.5

41

28.5

31

30

Diagramas indicados

30

CÁLCULOS Y RESULTADOS Condiciones Ambientales: TA (ºC)=

20

Po (bar)=

0.99

Ti agua (ºC)=

23.5

COMPRESOR DE BAJA PTO 1 2 3 4 5

AIRE T ing (ºC) 21 21 22 26 26

T sal (ºC) 84 85 123 109 105

Voltaje (v) 160 162 220 210 170

Corriente (amp) 11.00 11.20 16.00 14.50 10.00

AGUA DE REFRIGERACIÓN h agua T salida (ºC) ref (cm) 22.50 40.00 22.20 39.50 22.80 50.00 23.40 46.00 30.80 41.00

R.P.M. 383.333 391.667 513.333 500.000 391.667

DIAGRAMA INDICADO ÁREA LONGITUD K Resorte (cm^2) (cm) (bar/m) 2.50 3.90 195.44 0.80 3.90 195.44 1.00 4.00 195.44 2.87 4.10 195.44 2.07 4.00 195.44

COMPRESOR DE ALTA

31

FUERZA (Kg) 5.00 4.90 6.50 6.10 4.10

PTO

Voltaje (v)

Corriente (amp)

R.P.M.

FUERZA (Kg)

1 2 3 4 5

210 230 145 130 220

9.60 10.00 8.60 9.00 9.00

480.000 508.333 333.333 300.000 491.667

5.00 5.00 4.40 4.50 4.60

AIRE

AGUA DE REFRIGERACIÓN

T T salida h agua ingreso (ºC) ref (cm) (ºC) 33 105 23.00 33 120 22.80 38 85 23.30 36 93 28.20 36 106 31.60

INTERENFRIADOR AGUA DE REFRIGERACIÓN PT O 1 2 3 4 5

h agua ref T salida (ºC) (cm) 27.10 26.60 27.20 31.00 34.00

27.00 27.00 30.00 29.50 28.50

DIAGRAMA INDICADO

T salida (ºC) 30.50 32.50 30.00 29.00 31.00

ÁREA LONGITUD K Resorte (cm^2) (cm) (bar/m) 2.00 2.10 2.50 4.24 4.25

3.90 4.00 4.10 4.50 4.50

488.6 488.6 488.6 488.6 488.6

POSTENFRIADOR AGUA DE AIRE REFRIGERACIÓN

PLACA ORIFICIO

TANQUE

PRESIÓN INTERMEDIA (Kg/cm^2)

T salida (ºC)

h agua ref (cm)

T salida agua (ºC)

T salida aire(ºC)

PRESIÓN (Kg/cm^2)

TEMP. (ºC)

2.00 1.75 4.00 3.00 1.50

20.00 20.00 20.00 20.00 20.00

25.50 25.50 26.00 24.30 27.90

32.00 34.00 32.50 29.50 30.00

32.00 36.00 37.00 39.00 31.00

8.00 8.00 8.00 8.00 8.00

24.00 24.00 24.00 27.00 27.00

32

PTO 1 2 3 4 5

FLUJO DE AIRE h ent h sal (mm) (mm) 16.0 24.0 16.7 12.0 27.0 17.0 20.0 14.0 17.5 17.0

FLUJO DE AGUA DE REFRIGERACIÓN: Comp Baja

Comp Alta

PTO

Q (l/hr)

m (Kg/s)

Q (l/hr)

1 2 3 4 5

53.6579 53.2796 54.0337 54.7785 63.3140

0.0149 0.0148 0.0150 0.0152 0.0176

45.8374 45.6197 46.1623 51.2229 54.5014

Interenfriador

m (Kg/s) 0.0127 0.0127 0.0128 0.0142 0.0151

Q (l/hr) 64.5515 63.9532 64.6705 69.0403 72.3038

m (Kg/s) 0.0179 0.0178 0.0180 0.0192 0.0201

FLUJO DE AIRE Medidor de la Caja PTO

Q(m^3/s)

m (Kg/s)

1 2 3 4 5

0.0079 0.0080 0.0102 0.0088 0.0082

0.0092 0.0094 0.0120 0.0103 0.0097

POTENCIAS

33

Postenfriador Q (l/hr)

m (Kg/s)

57.9451 57.9451 58.5036 56.5816 60.5779

0.0161 0.0161 0.0163 0.0157 0.0168

Cálculo de la potencia eléctrica, potencia al eje y potencia entregada



al compresor ELÉCTRICA

EJE

COMPRESOR

TOTAL

PTO

Comp baja (KW)

Comp Alta (KW)

Comp baja (KW)

Comp Alta (KW)

Comp baja (KW)

Comp Alta (KW)

Por los 2 compresores (KW)

1 2 3 4 5

1.76 1.81 3.52 3.05 1.70

2.02 2.30 1.25 1.17 1.98

1.88 1.88 3.27 2.99 1.57

2.35 2.49 1.44 1.32 2.22

1.84 1.84 3.21 2.93 1.54

2.31 2.44 1.41 1.30 2.17

4.15 4.29 4.62 4.23 3.72



Cálculo de la potencia indicada Presión Media (bar) Vol Desp (m^3/s) Comp Comp Comp PTO Comp Baja baja Alta Alta 1 1.253 2.506 0.0105 0.0037 2 0.401 2.565 0.0108 0.0039 3 0.489 2.979 0.0141 0.0026 4 1.368 4.604 0.0137 0.0023 5 1.011 4.615 0.0108 0.0038



Cálculo de los calores absorbidos por el agua de refrigeración.

PTO 1 2 3 4 5



Potencia (KW) Comp Comp Baja Alta 1.32 0.93 0.43 1.01 0.69 0.75 1.88 1.07 1.09 1.75

Q cbp (KW) 1.028 0.990 1.663 1.431 1.287

Q cap (KW) 0.373 0.477 0.348 0.327 0.475

Q interenf (KW) 0.2623 0.2599 0.4881 0.4810 0.4198

Q postenf (KW) 0.5719 0.7064 0.6114 0.3942 0.4572

Q total (KW) 2.23 2.43 3.11 2.63 2.64

Cálculo de las pérdidas de calor por radiación y convección.

34

PTO

h ent Com Baja (KJ/Kg)

1 2 3 4 5

295.029 295.029 296.033 300.047 300.047

h sal post enfr Δ h (KJ/Kg) (KJ/Kg) 306.068 310.082 311.085 313.092 305.064

11.0385 15.0525 15.0525 13.0455 5.0175

ΔH (KW)

Q rad y conv (KW)

0.1021 0.1422 0.1808 0.1349 0.0485

1.81 1.71 1.32 1.46 1.03

Cálculo de las eficiencias mecánicas y de las eficiencias volumétricas



aparentes MECÁNICAS PTO 1 2 3 4 5

η m CBP (%) 71.57 23.37 21.47 64.06 70.46

η m CAP (%) 40.24 41.19 53.28 82.15 80.55

VOLUMÉTRICAS APARENTES η v CBP η v CAP (%) (%) 97.28 91.42 97.59 90.37 94.88 96.34 96.06 94.44 97.92 89.12

Cálculo de las eficiencias volumétricas reales



Compresor de Baja md md PTO (Kgair/rev) (Kg air/s) 1 2 3 4 5

0.001932 0.001932 0.001926 0.001900 0.001900

0.012346 0.012614 0.016477 0.015834 0.012403

Compresor de Alta

ηv r CBP (%)

md (Kg air/rev)

md (Kg air/s)

74.90 74.90 72.91 65.30 77.97

0.001582 0.001450 0.002594 0.002088 0.001305

0.012653 0.012283 0.014409 0.010442 0.010695

35

ηv r CAP (%) 73.09 76.92 83.37 99.02 90.42



Cálculo de la Potencia Isotérmica

Compresor de Baja Wisot η isot PTO V (m^3/s) (KW) (%) 1 0.007882 0.865066 65.62 2 0.008052 0.814425 188.95 3 0.010273 1.647117 239.24 4 0.008962 1.238858 65.98 5 0.008383 0.768783 70.70

Compresor de Alta V (m^3/s)

Wisot (KW)

0.002707 0.003017 0.002144 0.002292 0.003431

0.892213 0.983715 0.630238 0.743532 1.098619

η isot (%) 96.13 97.76 83.92 69.77 62.75

OBSERVACIONES  Drenar el condensado del Inter-enfriador, post-enfriador y tanque de almacenamiento.  Durante la toma de los datos, esperar unos minutos para que las medidas de los instrumentos se estabilicen.

CONCLUSIONES  El compresor de alta presión presenta una eficiencia mecánica mayor que el compresor de baja presión. Sólo en el primer punto el compresor de alta presión presenta menor eficiencia mecánica menor que en el de baja.  La variación del calor en los Inter-enfriadores es pequeña, por lo que la eficiencia volumétrica varía en pequeño margen.  Los intercambiadores de calor absorben bastante cantidad de energía, logrando su objetivo en el cambio de temperatura del fluido.

36

APÉNDICE

COMPRESOR DE AIRE Compresor de aire, también llamado bomba de aire, máquina que disminuye el volumen de una determinada cantidad de aire y aumenta su presión por procedimientos mecánicos. El aire comprimido posee una gran energía potencial, ya que si eliminamos la presión exterior, se expandiría rápidamente. El control de esta fuerza expansiva proporciona la fuerza motriz de muchas máquinas

y

herramientas,

como

martillos

neumáticos,

taladradoras,

limpiadoras de chorro de arena y pistolas de pintura. En general hay dos tipos de compresores: alternativos y rotatorios. Los compresores alternativos o de desplazamiento (ver Fig. 1), se utilizan para generar presiones altas mediante un cilindro y un pistón. Cuando el pistón se mueve hacia la derecha, el aire entra al cilindro por la válvula de admisión; cuando se mueve hacia la izquierda, el aire se comprime y pasa a un depósito por un conducto muy fino.

Los rotativos (ver Fig. 2), producen presiones medias y bajas. Están compuestos por una rueda con palas que gira en el interior de un recinto circular cerrado. El aire se introduce por el centro de la rueda y es acelerado por la fuerza centrífuga que produce el giro de las palas. La energía del aire en 37

movimiento se transforma en un aumento de presión en el difusor y el aire comprimido pasa al depósito por un conducto fino.

El aire, al comprimirlo, también se calienta. Las moléculas de aire chocan con más frecuencia unas con otras si están más apretadas, y la energía producida por estas colisiones se manifiesta en forma de calor. Para evitar este calentamiento hay que enfriar el aire con agua o aire frío antes de llevarlo al depósito. La producción de aire comprimido a alta presión sigue varias etapas de compresión; en cada cilindro se va comprimiendo más el aire y se enfría entre etapa y etapa.

Aire comprimido HISTORIA La primera transmisión neumática data de 1700, cuando el físico francés Denis Papin empleó la fuerza de un molino de agua para comprimir aire que después se transportaba por tubos. Aproximadamente un siglo después, el inventor británico George Medhurst obtuvo una patente para impulsar un motor mediante aire comprimido, aunque la primera aplicación práctica del método suele atribuirse al inventor británico George Law, quien en 1865 diseñó un taladro de roca en el que un pistón movido por aire hacía funcionar un martillo. El uso de este taladro se generalizó, y fue empleado en la perforación del túnel ferroviario del Mont Cenis, en los Alpes, que se inauguró en 1871, y en el túnel de Hossac, en Massachusetts (Estados Unidos), inaugurado en 1875. Otro

38

avance significativo fue el freno de aire comprimido para trenes, diseñado hacia 1868 por el inventor, ingeniero e industrial estadounidense George Westinghouse. APLICACIONES Los motores de aire comprimido se emplean en numerosas herramientas donde se requieren fuerzas intensas de carácter intermitente, como perforadoras neumáticas; en herramientas de mano donde la fuerza de un motor eléctrico podría ser demasiado grande, como por ejemplo las pistolas empleadas en los talleres para apretar o aflojar las tuercas en las ruedas (llantas)de los coches; por último, en pequeños sistemas rotativos de alta velocidad que requieren entre 10.000 y 30.000 revoluciones por minuto. La fuerza neumática también se emplea en numerosas máquinas automáticas para la producción industrial. Puede conseguirse un movimiento oscilante o rotativo mediante un mecanismo de biela o trinquete, aunque para el movimiento rotativo de alta velocidad resulta más adecuado un motor de palas o similar. El motor actúa como una turbina de aire, haciendo girar el rotor al expandirse éste, y se emplea para taladros y trituradores de alta velocidad y para sirenas de aire comprimido. Tras corrientes de aire comprimido son también útiles para transportar otros materiales y pulverizarlos a través de una tobera atomizadora. Por ejemplo, puede aspirarse pintura y mezclarse con una corriente de aire. El aire pasa a través de un estrechamiento en un tubo, donde aumenta su velocidad a la vez que disminuye su presión (véase Teorema de Bernoulli); la pintura se aspira en ese punto, se mezcla con el aire, se vuelve a comprimir dinámicamente y se lanza a través de la tobera. Las pulidoras de chorro de arena absorben y pulverizan arena de este mismo modo. Un aerosol también actúa como un pulverizador neumático.

MÉTODOS DE CONSTRUCCIÓN DE TÚNELES

39

La construcción o perforación de un túnel se realiza abriendo con explosivos o taladrando y excavando corredores. Los túneles submarinos y los que atraviesan montañas se suelen empezar por los dos extremos a la vez. Cuando se construyen túneles muy largos, es necesario excavar conductos verticales a ciertos intervalos para perforar el túnel desde más de dos puntos. La mejora de la maquinaria para taladrar y perforar permite construir un túnel de cuatro a cinco veces más rápido que con las técnicas antiguas. La taladradora de aire comprimido es el avance que más ha acelerado el proceso de construcción de túneles en los últimos años. Se suelen montar varias perforadoras en unos vehículos móviles llamados “jumbos”, que avanzan hacia la pared de roca y abren huecos en sitios predeterminados. Estos huecos se rellenan con cargas explosivas, se despeja la zona y se hacen detonar. Después se eliminan los trozos de roca y se repite el proceso. Otro desarrollo reciente de la maquinaria perforadora es el topo. Es una máquina alargada con una cabeza circular cortante que gira y avanza mediante energía hidráulica. En la cabeza cortadora hay unos discos de acero que

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arrancan la roca de la pared según gira el conjunto. Estas máquinas presentan ventajas considerables sobre la utilización de explosivos. El túnel se puede abrir exactamente del tamaño deseado y con paredes lisas, lo que es difícil de conseguir con explosivos, que con frecuencia abren huecos mayores que el precisado. También se eliminan los riesgos de accidentes por explosiones y el ruido; los trabajadores no están expuestos a humos y gases nocivos y pueden transportar los trozos de roca sin tener que parar para realizar explosiones. Un topo puede avanzar unos 76 m por día, según sea el diámetro del túnel y el tipo de roca en el que se excava. A pesar de estas ventajas, los topos también presentan inconvenientes. Son muy costosos y la cabeza cortadora ha de fabricarse a la medida del túnel; no se pueden utilizar en suelos blandos, lodo o barro, ya que en vez de avanzar se hunden. Hasta hace pocos años, durante los cuales se han desarrollado materiales especiales para las superficies cortadoras, los discos se desgastaban rápidamente en zonas de rocas especialmente duras. Además de taladrar y de utilizar explosivos, hay otros métodos para construir túneles. El método de corte y relleno consiste en excavar zanjas, construir las paredes, techo y suelo con hormigón o instalar secciones de túnel prefabricadas, y rellenar después la zanja por encima del túnel. Este método no se suele emplear en superficies urbanas. En zonas húmedas o de suelo blando se introducen grandes cilindros, como tuberías, mediante sistemas de aire comprimido. Los trabajadores quitan la tierra para que el cilindro avance. Los tubos de los túneles submarinos se van montando por tramos cortos en una zanja excavada en el lecho del río o en el fondo del mar. Cada sección se sumerge, se acopla a la sección anterior y se asegura con unas paredes gruesas de hormigón. Otro método de construcción submarina es el empleo de los escudos, que son cámaras herméticas realizadas con madera, hormigón y acero. El escudo actúa como un caparazón, en el interior del cual se construyen los cimientos. Hay tres tipos de escudo: de caja, abierto y neumático. La elección de uno u otro depende de la consistencia del terreno y de las circunstancias de la construcción. En condiciones adversas se suele emplear el escudo neumático, 41

que utiliza aire comprimido para evacuar el agua que entre en la cámara de trabajo. RIESGOS EN LA CONSTRUCCIÓN DE TÚNELES Las nuevas técnicas de perforación no han eliminado todos los peligros que implica la excavación de túneles. El agua puede irrumpir en el interior del túnel si éste no está recubierto con hormigón o selladores plásticos, a un ritmo de 72.000 litros por minuto. El agua tiene que bombearse al exterior porque retrasa la excavación, molesta a los trabajadores, puede derrumbar las paredes y el techo del túnel y daña los equipos. En los proyectos más recientes, se ha intentado congelar la zona del túnel donde se trabaja para prevenir las inundaciones que se pudieran producir antes de entibar y sellar las paredes. A excepción de algunos túneles de transporte de agua y residuos, en los que las filtraciones no son un inconveniente, los túneles se entiban de modo permanente con maderas, hormigón o acero, o una combinación de los tres. El polvo que generan las explosiones es otro problema, ya que retrasa la excavación y puede producir enfermedades a los trabajadores. Se ha utilizado en fechas recientes una máquina que pulveriza una fina cortina de agua que asienta el polvo después de la explosión. A pesar de las medidas de seguridad que se adoptan, se siguen produciendo accidentes, como el que tuvo lugar en Japón en 1960, en el que una explosión mató a 22 trabajadores.

TÚNELES FAMOSOS DEL MUNDO El túnel de Seikan, en Japón, comunica las islas de Honshū y Hokkaidō por el estrecho de Tsugaru; mide 53,85 km y es el túnel ferroviario más largo del mundo. El túnel del Canal de la Mancha es un túnel submarino de tres galerías que comunica Coquelles (Francia) y Cheriton (Inglaterra) y mide 50,4 km. Es el

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túnel submarino más largo del mundo y el mayor proyecto de ingeniería de Europa.

El del Mont Cenis (1871) es un paso alpino de 13,7 km que comunica Francia e Italia. Fue el primer túnel ferroviario; en su construcción se emplearon perforadoras de aire comprimido. El Simplon (1922) comunica Suiza e Italia a través de los Alpes. Mide 19,8 km y es el túnel ferroviario más largo de los Alpes. El Yerba (1936) atraviesa la isla de Yerba Buena en la bahía de San Francisco, California (Estados Unidos). Mide 165 km de largo, 23 m de ancho y 15 m de alto; es el túnel de mayor diámetro del mundo y tiene dos pisos. El acueducto Delaware (1944), en el estado de Nueva York (Estados Unidos), mide 137 km. Comienza en Roundout Reservoir, en las montañas Catskill, y termina en Hillview Reservoir, Yonkers; es el túnel de distribución de agua más largo. El túnel del Mont Blanc (1965) es un túnel para automóviles que atraviesa los Alpes entre Chamonix (Francia) y Courmayeur (Italia), y mide 11,6 kilómetros.

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El Plan Snowy Mountains (1972), en Australia, incluye una compleja red de 145 km de túneles que comunican centrales hidráulicas con embalses. Entre ellos destaca el Eucumbene-Snowy (1965), de 23,5 km de longitud. El túnel de Fréjus (1980) es un paso alpino de 13 km entre Francia e Italia. El túnel de Lærdal, en Noruega, mide 24,5 km y es el túnel alpino para automóviles más largo del mundo.

BIBLIOGRAFÍA. MANUAL PARA EL LABORATORIO DE INGENIERÍA MECÁNICA III Universidad nacional de ingeniería. Microsoft ® Encarta ® Biblioteca de Consulta 2002. © 1993-2001 Microsoft Corporation. Reservados todos los derechos.

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