labo 3-compresora

Universidad Nacional de Ingeniería Laboratorio de Ingeniería Mecánica III

Facultad de Ingeniería Mecánica Compresor de dos etapas

INTRODUCCION

Los compresores son ampliamente utilizados a lo largo del ejercicio profesional del

ingeniero mecánico, es por ello que su estudio es de suma importancia. En el uso

de los compresores podemos encontrar que podemos elevar las presiones

dependiendo del punto de operación que se desee alcanzar, no obstante es

importante conocer que para saltos grandes de presión empleamos compresores

por etapas para de esta manera tener una mejor performance por mejorarse la

eficiencia del proceso y no se sobre exige a la compresora.

Para el estudio del proceso de compresión por etapas notamos que tenemos que

tener conocimiento además de la instalación, los accesorios y la refrigeración de

los gases que salen de la compresora con miras a lograr un proceso de

compresión optimo, por ello la realización del presente trabajo que prepara y da

puntos de observación critico en el empleo y logro de comprimir un fluido por

etapas.



OBJETIVO

Los Objetivos principales, para la realización de 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

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. Más 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. Como se muestra a

continuación.



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 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 re

expansión 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.

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. La ecuación del flujo estacionario da:

( a) QKKhhW 2121 .



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:

(9.1) QHQhhwW )(' 21 .

(CUALQUIER SUSTANCIA, CUALQUIER PROCESO

DE FLUJO ESTACIONARIO; )0K .

Si la sustancia es un gas ideal: )( 2121 TTChh p . Si el proceso es

internamente reversible: Q = 0, o bien, dTcQ * . 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 = KgKcalh / (o bien, lbBtu / ). Para un flujo a través del compresor de w’ Kg.

( o bien, lb.), con calor especifico constante, tenemos

(b) )1(')('1

2

112T

TTcwTTcwW pp Kcal. (o bien, Btu)

(CUALQUIER ADIABÁTICO, GAS IDEAL, Δ K)

(c) )1(kj

kRc p y

kk

p

p

T

T/1

1

2

1

2 .

Estos valores y 111 '' TRwVp sustituidos en la ecuación de trabajo dan:



1)1(

'1

)1(

'/1

1

211

/1

1

21

kkkk

p

p

kj

Vpk

p

p

kj

RTkwW Kcal. (o

bien, Btu)

( ISENTRÓPICO UNICAMENTE, GAS IDEAL, Δ K)

donde '1V es el volumen medido, a 1p y 1T , correspondiente a la masa w´.

b) Trabajo para compresión politrópica. Recordaremos que el politrópico se define como

un proceso reversible, que TcwQ n´ y

n

nkcc

v

n1

)(

para un gas ideal; esto es :

11

)(´)(´

1

21

12T

T

n

TnkcwTTcwQ v

n Kcal. ( o bien, Btu )

Durante una compresión politrópica a partir de temperatura atmosférica,

este valor de Q es normalmente negativo. Utilizando valores conocidos obtenemos

11

)(´)1('

1

21

1

21

T

T

n

Tnkcw

T

TTcwW v

p Kcal. (o bien, Btu),

que se reduce a:

0,1)1(

'1

)1(

'/1

1

211

1

21 Kp

p

nj

Vpn

T

T

nj

RTwnW

nn

cuando, hacemos:

111

/1

1212 ´´,//,/, TRwVpyppTTjRccckcnn

vpvp



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

se mantiene constante, QWyh 0 . En un proceso isotérmico, 1211 /ln VVVpQ

Kg.-m ( o bien, pie-lb.), y 2211 VpVp ; o bien

2

11

2

111ln

'ln

´

p

p

j

TRw

p

p

j

VpW Kcal. (o bien, Btu), 0K

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’,

)(' '21 hhwW ,y hallaremos:

(d) 1)1(

')('

1

'211'2

T

T

kj

RTkwTTcwW p , 0K

Donde hemos utilizado la relación de gas ideal, )1(kj

kRc p . Los trabajos 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.



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

411232

1122

1VVpVVp

k

VpVpWs

(e) ,1

1122

1122VpVp

k

VpVpWs

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

precedente será

,1

)( 1122dpV

k

VpVpkWs



para pVk =C. Como V2 / V1 = (p1 / p2)1 / k

, esta ecuación es

(f ) 1)1(

/1

1

211

kk

sp

p

k

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

( AREA ENCERRADA PARA PVK=C )

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:

DVdesplazadovolumen

muertoespaciodelvolumenc

,

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 p2 , 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:

1)1(

1)1(

/1

4

344

/1

1

211

kkkk

sp

p

k

Vpk

p

p

k

VpkW

1)1(

)(/1

1

2411

kk

p

p

k

VVpk,



puesto que p4 = p1 y p3 = p2 . V1’ = V1 – V4 , La ecuación dl trabajo se

convierte en

1)1(

'1

)1(

'/1

1

21

/1

1

211

kkkk

sp

p

kj

RTkw

p

p

k

VpkW Kg.-m (o bien, pie-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.

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 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.



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,

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

Área del diagrama

pme. indicada = ---------------------------- * factor del resorte

Longitud del diagrama

∑( P *A * L * n)

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

4500



Donde 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

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

∑ (P *A * L * n)

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

4500



otras variables. En los motores Diesel, el diagrama es útil para ajustar la fase

de inyección del combustible.

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



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 ventiladores,

bombas, compresores, etc.



La potencia al freno se puede hallar aplicando la siguiente formula:

Donde

F = carga, Kg.

L = Brazo, m

W = velocidad angular, rpm.

V = voltaje, v

I = amperaje, A

N = eficiencia del generador

H.P.F. = F L W = V I/N



PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL

1. Se regula la refrigeración en los intercambiadores que están ubicados a las

salidas de los gases de los compresores, esto se da mediante la abertura y

cierre de las válvulas en el circuito de válvulas. Se observa el nivel del

refrigerante mediante vasos comunicantes.

2. Encendido del compresor de alta y baja presión.

3. Controlar la presión en el compresor de alta presión, constante 8 kg/cm2.

Controlada esta presión en el compresor de alta, se procede a tomar nota de

las temperaturas y de los diagramas en el compresor de alta y baja presión.

4. De esta manera completamos los datos de la tabla que se muestra a

continuación:



Hoja de datos Presion del Aire Temperatura del Aire Manometros Compresor de Baja Presion

punto P6

kg/cm2

P2

kg/cm2

PA

TA

ºC

T1

ºC

T2

ºC

T3

ºC

T4

ºC

T5

ºC

T6

ºC

T7

ºC

h0

mm

H2O

hT

mm

H2O

N

RPM

F

kg

V

voltios

I

Amp ( bar)

1 8 4.2 1.014 23 25.5 80 31 116 60 32 26 14 26 1070 5 210 12

2 8 4.1 1.014 23 26 90 34 113 74.5 30.5 26.5 18 19 1240 5.8 240 14

3 8 4 1.014 23 26 114 37 102 75 31.5 27 22 18 1390 6.1 270 15

4 8 3.7 1.014 23 26 131 38.5 90 70 32 28 23 27 1425 6.2 280 17

Compresor de Alta Presion Alturas Medidores de H2O Temp. del H2O de Refrigeracion

Areas de Diagrama

Ind.

N

RPM

F

kg

V

voltios

I

Amp

CPB

cm

EI

cm

CAP

cm

PE

cm

TH2O

ºC

T1a

ºC

T2a

ºC

T3a

ºC

T4a

ºC

CBP

cm2

CAP

cm2

1450 4.2 224 10.5 16 28.5 17 21.5 27.5 39 30 27 33 2.9 3

1275 4.1 196 10 16.2 28.5 16.8 21.2 27 42 31 27.5 34 2.5 3.7

1775 4 180 10 15.9 28.4 16 21 27 47 33.5 27 33 3.5 3.9

925 3.7 140 9 15.5 28.4 16 20.5 27 51 35 27 33.5 3.5 3.5



I. CALCULOS

Cálculo de los flujos de agua de refrigeración:

Formulas para determinar los flujos en función de las alturas del agua alcanzada en los

medidores:

Compresor de baja presión: Q1 = 10,4 H 0,527 (lt/hr) ... (1)

Compresor de alta presión: Q2 = 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.) ... (4)

Reemplazando los datos del tubo de Reynolds en las ecuaciones 1, 2,3 y 4 tenemos:

Q(caudal) kg/s de Agua de Enfriamiento

Presion

kg/cm2 CPB IE CAP PE

4.2 0.0124538 0.0183883 0.0107987 0.0147948

4.1 0.0125356 0.0183883 0.0107292 0.0146924

4 0.0124127 0.0183560 0.0104477 0.0146238

3.7 0.0122472 0.0183560 0.0104477 0.0144507



Cálculo del flujo de aire:

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

(kg/s) ... (6)

Donde:

H0 : en metros de agua

PA: en bar

TA : en K

Reemplazando datos en las ecuaciones anteriores:

Presion

kg/cm2

PA h0

mm H2O

TA

ºC

Flujo de Aire

( bar) (Kg/s)

4.2 1.014 14 23 0.027362462

4.1 1.014 18 23 0.031026115

4 1.014 22 23 0.034300661

3.7 1.014 23 23 0.035071559

Cálculo de la potencia eléctrica suministrada a cada motor:

Para ambos motores de corriente continua

(watts) ... (7)

Donde: V: en voltios

I: en amperios



Potencia Electrica

Presion

kg/cm2

CBP

(KW)

CAP

(KW)

4.2 2.52 2.352

4.1 3.36 1.96

4 4.05 1.8

3.7 4.76 1.26

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

(Watts) ... (8)

Donde:

F: kilogramos fuerza

N: en r.p.m.

Potencia al Eje

Presion

kg/cm2

CBP

(KW)

CAP

(KW)

4.2 1.74882322 1.9907165

4.1 2.35094142 1.7087801

4 2.77163964 2.3208682

3.7 2.88800994 1.1187565



Potencia entregada al compresor (PE):

Siendo la eficiencia mecánica de la transmisión 0,8 tenemos que:

... (9)

Donde: 0.8 eficiencia de la transmisión

Potencia Entregada

Presion

kg/cm2

CBP

(KW)

CAP

(KW)

4.2 1.39905858 1.5925732

4.1 1.88075314 1.3670241

4 2.21731172 1.8566946

3.7 2.31040795 0.8950052

Cálculo de la potencia indicada (Pi):

(Watts) ... (10)

Dónde:

p: presión media en N/m2

Vd: volumen desplazado por unidad de tiempo m3/s

Primero se calculará p:



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:

KAlta= 180Psi /pulg.= 48862.2*103 N/m3

KBaja= 72 Psi /pulg.=19544.88*103 N/m3

Además:

El volumen de desplazamiento se calcula de la siguiente manera:

Vd = L * N/ (60*n)

Donde:

L: carrera del pistón (m)

N: RPM

n: relación de transmisión

Compresor de Baja Compresor de Alta

Presion

kg/cm2 L(m) A (m2) K(N/m3) P(N/m2) Vd(m3/s) L(m) A (m2) K(N/m3) P(N/m2) Vd(m3/s)

4.2 0.05 2.9*10-4 19544.8*103 1.133552 0.00979 0.05 3*10-4 48862*103 1.17264 0.00373

4.1 0.05 2.5*10-4 19544.8*103 0.9772 0.01135 0.05 3.7*10-4 48862*103 1.44626 0.00328

4 0.05 3.5*10-4 19544.8*103 1.36808 0.01272 0.05 3.9*10-4 48862*103 1.52443 0.00457

3.7 0.05 3.5*10-4 19544.8*103 1.36808 0.01304 0.05 3.5*10-4 48862*103 1.36808 0.00238



Con lo resultados obtenidos podemos determinar el valor de la potencia

indicada para cada compresor y a diferentes presiones:

Potencia Indicada

Presion

kg/cm2

CBP

(KW)

CAP

(KW)

4.2 1.109804 0.43736

4.1 1.108731 0.47431

4 1.739993 0.69601

3.7 1.783805 0.32551

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.

Del libro de M.J. MORAN y H.N. SHAPIRO en la tabla A-12, CeH2O = 4.18KJ/kg.°C

Calores Absorbidos por el H2O de Refrigeración

Presion

kg/cm2

QCBP

(Kw)

QCAP

(Kw)

QIE

(Kw)

QPE

(Kw)

Total

Qrefrig

4.2 0.5986544 -0.0225692 0.19215775 0.34013156 1.108375

4.1 0.7859823 0.02242412 0.3074524 0.429900151 1.545759

4 1.0377038 0 0.498732871 0.366764443 1.903201

3.7 1.2286358 0 0.613825072 0.392626318 2.235087



Cálculo de las entalpías en la entrada del compresor de baja y a la salida del

postenfriador:

Entalpía de ingreso h1 = Cp T1

Entalpía de ingreso h5 = Cp T5

h5 - h1 = Cp (T5 - T1) , Cp = 1.0035 kJ/kg-K

Calculo de variacion entalpia

Presion

kg/cm2 (Kg/s) T1

ºC

T5

ºC

H5 - H1

(Kw)

4.2 0.02736246 25.5 60 0.947309

4.1 0.03102612 26 74.5 1.510033

4 0.03430066 26 75 1.686615

3.7 0.03507156 26 70 1.54855

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:

Presion

kg/cm2

CBP

(KW)

CAP

(KW)

H5 - H1

(Kw) Total Qrefrig

Qrad-con

(Kw)

4.2 1.3990586 1.59257322 0.947308948 1.108374508 0.9359483

4.1 1.8807531 1.36702406 1.510033276 1.54575902 0.1919849

4 2.2173117 1.85669456 1.686614955 1.903201098 0.4841902

3.7 2.3104079 0.89500523 1.548549602 2.235087193 0.5782236

Cálculo de las eficiencias :

eficiencias mec. n volumetrica aparente n volumetrica real

Presion

kg/cm2 CBP CAP CBP CAP CBP CAP

4.2 0.7932506 0.27462608 0.959368863 0.9589211 0.7870772 0.1089

4.1 0.5895144 0.34696661 0.960532747 0.956935936 0.771398 0.14527

4 0.7847307 0.3748646 0.961701372 0.954861659 0.7607824 0.1194

3.7 0.7720737 0.363694 0.965237121 0.948037075 0.7587749 0.2545



Volumen potencia isotermica eficiencias isotermicas

Presion

kg/cm2

CBP

(m3/s)

CAP

(m3/s) CBP CAP CBP CAP

4.2 0.00770588 0.000406 1.054314 0.10992 0.9500004 0.25133

4.1 0.00875228 0.000476 1.17569 0.130575 1.0603924 0.27529

4 0.00967601 0.000545 1.275087 0.151151 0.7328117 0.21717

3.7 0.00989348 0.000606 1.224047 0.172763 0.6862 0.53075

OBSERVACIONES

Leer los datos cuando la presión de compresión se mantiene constante en

.

Tratar de leer los datos de manera exacta para evitar errores en los cálculos.

CONCLUSIONES

El uso del compresor de dos etapas tiene como finalidad obtener presiones muy

elevadas.

Es necesario el uso de intercambiadores de calor para poder disminuir la

temperatura después de la compresión.

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,

[Título]logrando su objetivo en el cambio de temperatura del fluido.

RECOMENDACIONES

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.

Tratar de mantener constante la lectura de la presión en el tanque de

almacenamiento a (regulando la llave).

Al momento de realizar los diagramas indicados, utilizar los resortes adecuados

para alta como para baja respectivamente.

BIBLIOGRAFIA

Busqueda en google: tecnologia de compresores

http://www.sapiensman.com/neumatica/neumatica_hidraulica10.htm

Busqueda en google: estapas de compresion

http://www.tecnologiaindustrial.info/index.php?main_page=document_general_info&products_i

d=354

Manual del ingeniero mecanico

Autor: Seymour Doolitle

http://www.sapiensman.com/neumatica/neumatica_hidraulica10.htm

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labo 3-compresora

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