75412116 Compresor de Dos Etapas Informe
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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. 1
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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.
1
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
2
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.
3
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).
4
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.
5
6
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:
( 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; )0=∆K .
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
2112 −−=−−=
T
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
−
= .
7
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
n −−
=1
)(
para un gas ideal; esto es :
−
−−
=−= 11
)(´)(´
1
2112 T
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
/11212 ´´,//,/, TRwVpyppTTjRccckc nn
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
8
2
11
2
111 ln'
ln´
p
p
j
TRw
p
p
j
VpW == Kcal. (o bien, Btu), [ ]0=∆K
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 , [ ]0=∆K
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.
9
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
( ) ( )4112321122
1VVpVVp
k
VpVpWs −+−+
−−
=
(e) ( ) ( ) ,1 1122
1122 VpVpk
VpVpWs +−
−−
=
puesto que V3 y V4 son iguales a cero. Reduciendo a un común denominador,
la expresión precedente será
∫−=−−
= ,1
)( 1122 dpVk
VpVpkWs
para pVk =C. Como V2 / V1 = (p1 / p2)1 / k , esta ecuación es
(f )
( )
−
−
=−
1)1(
/1
1
211
kk
s p
p
k
VpkW Kg.-m ( o bien, pie-lb.)
( AREA ENCERRADA PARA PVK=C )
10
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:
11
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:
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( ) ( )
−
−
−
−
−
=−−
1)1(
1)1(
/1
4
344
/1
1
211
kkkk
s p
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 ecuacion dl trabajo se convierte
en
( ) ( )
−
−
=
−
−
=−−
1)1(
'1
)1(
'/1
1
21
/1
1
211
kkkk
s p
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.
AIRE LIBRE.
13
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
min)/,(min/ 33 piesbienomencilindrada
compresordelcapacidadrealv =η ,
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,
DDr V
VV
V
Vn 41
'1 −==
En el proceso 3-4,
=
=
=
2
1
/1
1
2
/1
4
334 V
VVc
p
pVc
p
pVV D
n
D
n
Asimismo, V1= VD + c VD, donde c VD es el volumen de espacio muerto, V3, y c
es el tanto por uno (o porcentaje dividido por 100) del espacio muerto.
( )
−+=
−+=
−+=
−=
2
1
/1
1
2
/11241
11V
Vcc
p
pccn
V
ppVcVcV
V
VVn
n
r
D
nDDD
Dr
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
17
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.
20
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,
21
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
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
22
∑( P *A * L * n)H.P.I. = ----------------------------------
4500
∑ (P *A * L * n)H.P.I. = ---------------------------- * N
4500
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:
24
2πLWn H.P.F. =---------------------
4500
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:
Donde
F = carga, Kg.
L = Brazo, m
W = velocidad angular, rpm.
V = voltaje, v
I = amperaje, A
N = eficiencia del generador.
25
H.P.F. = F L W = V I/N
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, 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.
DATOS EXPERIMENTALES
Punt
o
Presión
de Aire
(Kg./cm2)
Temperaturas del aire ( ºC ) Manómetro
s (mm H2O)
Dinamómetro de Baja
Presión
28
P6 P2 TA T1 T2 T3 T4 T5 T6 T7 ho ht RPM
Fza.
(Kg) Volts. Amps.
1 8 2.00 20 21 84 33 105 32 24 20 16 24115
05 160 11
2 8 1.75 20 21 85 33 120 36 24 20.5 16.5 12117
54.9 162 11.2
3 8 4.00 20 22 123 38 85 37 24 21.5 27 17154
06.5 220 10
4 8 3.00 20 26 109 39 93 65 27 24 27 14150
06.1 210 14.5
5 8 1.50 20 26 105 36 106 31 27 23 17.5 17117
54.1 170 10
Dinamómetro de Alta
Presión
Alturas de los
medidores de agua
(cm. de H2O)
Temperaturas del agua
de Refrigeración
Áreas de diagrama
indicado
RPM
Fza.
(Kg) Volts. Amps. C.B.P I.E. C.A.P. P.E. Tia T1a T2a T3a T4a
C.B.P.
(cm2)
C.A:P
(cm2)140
0 5 210 9.6 22.5 27.1 23 22.5 23.5 40 27 30.5 32 2.5 2152
5 5 230 10 22.2 26.6 22.8 22.5 23.5 39.5 27 32.5 34 0.8 2.5100
0 4.4 145 8.6 22.8 27.2 23.3 26 23.5 30 30 30 32.5 1 2.5900 4.5 130 9 28.4 31 28.2 24.3 23 46 29.5 29 29.5 147
5 4.6 220 9 30.8 34.1 31.6 27.9 23 41 28.5 31 30
29
Diagramas indicados
30
CÁLCULOS Y RESULTADOS
Condiciones Ambientales:
TA (ºC)= 20
Po (bar)= 0.99
Ti agua (ºC)= 23.5
COMPRESOR DE BAJA
PTOVoltaje
(v)Corriente
(amp)R.P.M.
FUERZA (Kg)
1 160 11.00 383.333 5.002 162 11.20 391.667 4.903 220 16.00 513.333 6.504 210 14.50 500.000 6.105 170 10.00 391.667 4.10
AIREAGUA DE
REFRIGERACIÓNDIAGRAMA INDICADO
T ing (ºC)
T sal (ºC)
h agua ref (cm)
T salida (ºC)ÁREA (cm^2)
LONGITUD (cm)
K Resorte (bar/m)
21 84 22.50 40.00 2.50 3.90 195.4421 85 22.20 39.50 0.80 3.90 195.4422 123 22.80 50.00 1.00 4.00 195.4426 109 23.40 46.00 2.87 4.10 195.4426 105 30.80 41.00 2.07 4.00 195.44
COMPRESOR DE ALTA
31
PTOVoltaje
(v)Corriente
(amp)R.P.M.
FUERZA (Kg)
1 210 9.60 480.000 5.002 230 10.00 508.333 5.003 145 8.60 333.333 4.404 130 9.00 300.000 4.505 220 9.00 491.667 4.60
AIREAGUA DE
REFRIGERACIÓNDIAGRAMA INDICADO
T ingreso
(ºC)
T salida (ºC)
h agua ref (cm)
T salida (ºC)ÁREA (cm^2)
LONGITUD (cm)
K Resorte (bar/m)
33 105 23.00 30.50 2.00 3.90 488.633 120 22.80 32.50 2.10 4.00 488.638 85 23.30 30.00 2.50 4.10 488.636 93 28.20 29.00 4.24 4.50 488.636 106 31.60 31.00 4.25 4.50 488.6
INTERENFRIADOR PLACAORIFICIO
POSTENFRIADORTANQUE
AGUA DE
REFRIGERACIÓN AGUA DE
REFRIGERACIÓNAIRE
PTO
h agua ref (cm)
T salida (ºC)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)
1 27.10 27.00 2.00 20.00 25.50 32.00 32.00 8.00 24.002 26.60 27.00 1.75 20.00 25.50 34.00 36.00 8.00 24.003 27.20 30.00 4.00 20.00 26.00 32.50 37.00 8.00 24.004 31.00 29.50 3.00 20.00 24.30 29.50 39.00 8.00 27.005 34.00 28.50 1.50 20.00 27.90 30.00 31.00 8.00 27.00
32
FLUJO DE AIRE
PTOh ent (mm)
h sal (mm)
1 16.0 24.02 16.7 12.03 27.0 17.04 20.0 14.05 17.5 17.0
FLUJO DE AGUA DE REFRIGERACIÓN:
Comp Baja Comp Alta Interenfriador Postenfriador
PTO Q (l/hr) m (Kg/s) Q (l/hr)m
(Kg/s)Q (l/hr)
m (Kg/s)
Q (l/hr) m (Kg/s)
1 53.6579 0.0149 45.8374 0.0127 64.5515 0.0179 57.9451 0.01612 53.2796 0.0148 45.6197 0.0127 63.9532 0.0178 57.9451 0.01613 54.0337 0.0150 46.1623 0.0128 64.6705 0.0180 58.5036 0.01634 54.7785 0.0152 51.2229 0.0142 69.0403 0.0192 56.5816 0.01575 63.3140 0.0176 54.5014 0.0151 72.3038 0.0201 60.5779 0.0168
FLUJO DE AIRE Medidor de la Caja
PTO Q(m^3/s) m (Kg/s)
1 0.0079 0.00922 0.0080 0.00943 0.0102 0.01204 0.0088 0.01035 0.0082 0.0097
POTENCIAS
33
Cálculo de la potencia eléctrica, potencia al eje y potencia entregada
al compresor
ELÉCTRICA EJE COMPRESOR TOTAL
PTOComp baja (KW)
Comp Alta (KW)
Comp baja (KW)
Comp Alta (KW)
Comp baja (KW)
Comp Alta (KW)
Por los 2 compresores
(KW)
1 1.76 2.02 1.88 2.35 1.84 2.31 4.152 1.81 2.30 1.88 2.49 1.84 2.44 4.293 3.52 1.25 3.27 1.44 3.21 1.41 4.624 3.05 1.17 2.99 1.32 2.93 1.30 4.235 1.70 1.98 1.57 2.22 1.54 2.17 3.72
Cálculo de la potencia indicada
Presión Media (bar) Vol Desp (m^3/s) Potencia (KW)
PTOComp baja
Comp Alta
Comp BajaComp Alta
Comp Baja
Comp Alta
1 1.253 2.506 0.0105 0.0037 1.32 0.932 0.401 2.565 0.0108 0.0039 0.43 1.013 0.489 2.979 0.0141 0.0026 0.69 0.754 1.368 4.604 0.0137 0.0023 1.88 1.075 1.011 4.615 0.0108 0.0038 1.09 1.75
Cálculo de los calores absorbidos por el agua de refrigeración.
PTOQ cbp (KW)
Q cap (KW)
Q interenf (KW)
Q postenf (KW)
Q total (KW)
1 1.028 0.373 0.2623 0.5719 2.232 0.990 0.477 0.2599 0.7064 2.433 1.663 0.348 0.4881 0.6114 3.114 1.431 0.327 0.4810 0.3942 2.635 1.287 0.475 0.4198 0.4572 2.64
Cálculo de las pérdidas de calor por radiación y convección.
34
PTOh ent Com
Baja (KJ/Kg)h sal post enfr
(KJ/Kg)Δ h (KJ/Kg)
Δ H (KW)
Q rad y conv (KW)
1 295.029 306.068 11.0385 0.1021 1.812 295.029 310.082 15.0525 0.1422 1.713 296.033 311.085 15.0525 0.1808 1.324 300.047 313.092 13.0455 0.1349 1.465 300.047 305.064 5.0175 0.0485 1.03
Cálculo de las eficiencias mecánicas y de las eficiencias volumétricas
aparentes
MECÁNICAS
VOLUMÉTRICAS APARENTES
PTOη m CBP
(%)η m CAP
(%)η v CBP
(%)η v CAP
(%)1 71.57 40.24 97.28 91.422 23.37 41.19 97.59 90.373 21.47 53.28 94.88 96.344 64.06 82.15 96.06 94.445 70.46 80.55 97.92 89.12
Cálculo de las eficiencias volumétricas reales
Compresor de Baja Compresor de Alta
PTOmd
(Kgair/rev)md
(Kg air/s)ηv r CBP
(%)md (Kg
air/rev)md (Kg
air/s)
ηv r CAP (%)
1 0.001932 0.012346 74.90 0.001582 0.012653 73.092 0.001932 0.012614 74.90 0.001450 0.012283 76.923 0.001926 0.016477 72.91 0.002594 0.014409 83.374 0.001900 0.015834 65.30 0.002088 0.010442 99.025 0.001900 0.012403 77.97 0.001305 0.010695 90.42
35
Cálculo de la Potencia Isotérmica
Compresor de Baja Compresor de Alta
PTO V (m^3/s)Wisot (KW)
η isot (%)
V (m^3/s) Wisot (KW)η isot (%)
1 0.007882 0.865066 65.62 0.002707 0.892213 96.132 0.008052 0.814425 188.95 0.003017 0.983715 97.763 0.010273 1.647117 239.24 0.002144 0.630238 83.924 0.008962 1.238858 65.98 0.002292 0.743532 69.775 0.008383 0.768783 70.70 0.003431 1.098619 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,
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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.
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