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COMPRESOR DE DOS ETAPAS
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INDICE 1.- INTRODUCCION………………………………………………………. ...Pág. 3 2.- OBJETIVOS.………………………………………………………………Pág. 3 3.- FUNDAMENTO TEORICO………………………………………………Pág. 4 4.- AP ARATOS……………………… ARATOS…………………………………… …………………………… …………………………. …………. Pág. 13 5.- PROCEDIMIENTO………………………………………………………. Pág. 17 6.- CALCULOS Y RESULTADOS……………………...………………….. Pág. 19 7.-CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES………………………….Pág. 27 8.- BIBLIOGRAFIA…………………………………………………………… Pág. 27
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: funcionamiento de un compresor Conocer en forma objetiva el funcionamiento 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 post enfriador. 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 post enfriador. Q = pérdidas de calor por convección y radiación. Se debe observar que se debe tomar a W 1 y W2 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. mr vr
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. Weisot
Weisot
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
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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. 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 m antener 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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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
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COMPRESOR DE DOS ETAPAS 6 termómetros de bulbo con coraza
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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, post enfriador 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 la misma toma de datos para otras medidas de presion de P2
ESQUEMA DE LA INSTALACION
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6.- CALCULOS Y RESULTADOS:
Punto 1
Paire
P6
Temperatura aire
P2
Ta
T1
T2
T3
Kg/cm2
T4
T5
T6
T7
°C
1
8.25
3.75
23.3
24.3
98.5
27.2
68.5
26
26.5
24.4
2
8.1
2
23.3
26.1
98.1
34
116
30.5
26.1
24
Manómetro
h0
CBP
h7
mm H2O
CAP
N
F
V
I
N
F
V
I
RPM
Kg
Volt
A
RPM
Kg
Volt
A
6.5
11.25
692
6.7
108
16
487
4
77
9.5
13
21
1005
42
150
12.2
1284
5.2
192
10
h agua refrigerante
CBP
IE
CAP
T agua refrigerante
PE
T1a
T1
cm H2O
T2
T3
Areas
T4
CBP
°C
CAP cm2
27.5
35.7
45.1
41
24
37.2
39.9
25
26
2.7
3
21
27.6
35
16.7
27.5
40
39.5
32
43
5
2.5
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)
Post enfriador :
Q4 = 11,7 H 0,494 (lt/hr.)
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... (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 ag ua de enfriamiento Presión CPB IE CAP PE 3.75 0.01655 0.0206 0.01838 0.02043 Cálculo del flujo de aire:
Utilizando el medidor de la caja de aire cuyo diámetro de orificio es 31,95 mm.
Qa = 36.094×
ma = 1,2577
10−√ × √ ×
(m3/s)
(kg/s)
...(6)
Donde: H : en metros de agua P: en bar T : en K Reemplazando datos en las ecuaciones anteriores: Para 3.75 Kg./cm2
H0 = 0.0105 m H 2O PA = 0,99 bar TA= 291 K
Qa = 36.094×
ma = 1,2577
10−√ .×. . √ .×..
= 0.00503 (m 3/s)
=0.00586 (kg/s)
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Cálculo de la potencia eléctrica suministrada a cada motor:
Para ambos motores de corriente continua P.EL = V× I (watts)
... (7)
Donde: V: en voltios I : en amperios Potencia Presión (kg/cm 2 ) 3.75
Eléctric a
CBP (KW) 1.728
CAP (KW) 0.73
Cálculo de la potencia al eje entregada por el motor eléctrico:
P.EM =
F,xN (Watts)
...(8)
Donde: F: kilogramos fuerza N: en r.p.m. Potencia A l Eje Presión CBP CAP 2 (kg/cm ) (KW) (KW) 3.75 1.515 0.636
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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 Presión CBP CAP 2 (kg/cm ) (KW) (KW) 3.75 1.485 0.624
Total (KW) 2.109
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 =
KLA
Donde: 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
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Pág.22
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N: RPM n: relación de transmisión
Compresor de Alta
Compresor de Baja Pres. L(m)
A (m2)
3.75 0.034 2.7×10 -4
K(bar/m)
P(bar)
195.49
1.55242
Vd(m3/s)
L(m)
A (m2) K(bar/m)
0.00634 0.0425 3×10 -4
488.6
P(bar)
3.44894 0.00125
Con lo resultados obtenidos podemos determinar el valor de la potencia indicada pera cada compresor y a diferentes presiones: Presión PI
PI
CBP(KW) 3.75
CAP (KW)
0.983
0.432
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
Para el compresor de baja:
Presión(kgf/cm 2 )
M(k g /s )
T(°C) Ce( K J/kg.°C)
3.75
0.01655
13.2
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4.18
V d(m3/s)
Q(KW)
0.91316
Pág.23
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Para el ínter enfriador: Presión(kgf/cm 2 )
M(k g /s )
T(°C) Ce( kJ/kg.°C)
3.75
0.0206
15.9
4.18
1.36912
Presión(kgf/cm 2 )
M(k g /s )
T(°C)
Ce( kJ/kg.°C)
Q(KW)
3.75
0.01838
4.18
0.07683
Q(KW)
Para el compresor de alta:
1
Para el post enfriador: Presión(kgf/cm 2 ) M(k g /s )
3.75
0.02043
T(°C) Ce( kJ/kg.°C)
2
4.18
Q(KW)
0.17079
El calor total absorbido por el agua de refrigeración es.
Presión(kgf/cm 2 )
Q(K W)
3.75
2.5299
Cálculo de las entalpías en la entrada del compresor de baja y a la salida del post enfriador: Entalpía de ingreso h 1 = C p T1 Entalpía de ingreso h 5 = C p T5 h5 - h1 = C p (T5 - T1)
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Energía aprovechable: Para 3.75 kg/cm2: Dónde:
̇̇
= ̇ ̇
-> Entalpia a la entrada del compresor
-> Entalpia a la salida del post enfriador
̇ ̇ ℎ5ℎ1= ̇ ̇ = = 51 =0.00586 1.0035 2624.3=0.01
Perdida de calor por radiación y convección:
̇ ̇ =∑ ∑ ̇ ̇ ̇ =2.1092.530.01=0.431 Ahora: De la primera ley de la termodinámica para un proceso de flujo de estado estable(FEES). Q = W + H Donde el calor es negativo, pues es el agua el que entrega energía al medio ambiente y el trabajo positivo o energía positiva lo dan los compresores pues es el que entrega energía al agua h5 - h1 = W1 + W2 - (q1 - q2 - q3 - q4 - q ) kJ/kg entonces reemplazando obtenemos los valores de calor rechazado por radiación y convección para las diferentes presiones:
Presi ón 3.75
H5 - H1 (Kw.)
W (Kw)
Qrecha (Kw.)
Qrad-co (Kw.)
0.01
2.109
2.5299
-0.431
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Cálculo de las eficiencias mecánicas:
m= PI / PE Potencia Entregada
PE(Kw.)
Presión (kg/cm 2 ) 3.75
2.5299
PI (Kw.) 1.415
(%) 55.93
Eficiencias mecánicas:
= = 0.1.948385 =0.662 = = 0.0.463224 =0.692 Eficiencias volumétricas aparentes:
2 =1[(1) 1]
De acuerdo a datos obtenidos experimentalmente por Frankel Primera etapa: n=1.2
=
Segunda etapa: n=1.25
. 0. 0 295 4. 7 5 =1 1.647 [(0.99) 1]=0.95174 . 0. 0 282 9. 2 5 =1 0.463 [(4.75) 1]=0.9571
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Eficiencias volumétricas reales: En el compresor de baja presión la masa de aire que ocuparía todo el volumen de desplazamiento sería:
− ̇ 0. 9 910 1. 6 4710 = ̇ = = 287297.3 =0.00191096 692 =0.00735 ̇ = 60 =0.00191096 360 = ̇̇ = 0.0.000586 0735 =0.79728
La masa por unidad de tiempo:
La eficiencia volumétrica real:
Análogamente para el compresor de alta presión de ingreso es la presión intermedia de 4.75 bar y la temperatura de ingreso 27.2°, el volumen específico
− =2.31510− = ̇ = 0.46310 0. 2 487 ̇ = 60 ̇=0.002315 =0. 0 0626 360 = ̇ = 0.0.000586 0626 =0.9361
para estas condiciones es 0.21
̇ =1 ̇1 ln 21
Potencia isotérmica y eficiencia isotérmica: Donde:
1 ̇ 1 ̇ =0.9910 ̇ ln 4.0.7959 =0.78476 = ̇ = 0.0.78476 983 =0.79833 -> caudal real de aire que circula por el compresor
-> presión de entrada en KN
Para el compresor de baja:
Para el compresor de alta:
̇ =4.7510 ̇ 0.3 ̇7044 ln 9.4.2755 =0.37044 = = 0.432 =0.8575
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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. 1. La eficiencia aumenta conforme la relación de presiones (Pi*Pf) se acerca a la presión intermedia ideal. 2. Las alturas en los tubos de Reynolds fueron mayores a 10 cm, y es lo común. 3. Con esta experiencia podemos comprobar que el trabajo de compresión disminuye a medida que la presión intermedia se acerca al valor teórico. 4. Una vez mas 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.
8.- BIBLIOGRAFIA: 1.- Manual de Laboratorio de Ingeniería Mecánica III………UNI-FIM 2.- Compresores de Aire ……………………………………… . A. Feller 3.- Web: http:monografias.com/compresores de dos etapas
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