1. Introducción

Se entiende por compresor a aquella máquina que aspira aire ambiente, el cual se encuentra a la presión y temperatura atmosférica, y lo comprime hasta elevar la presión del fluido (se lleva el fluido a una presión superior). Si bien es cierto que existen diferentes tipos de compresores, los cuales son escogidos en base a las necesidades y características de utilización, el compresor a pistón (tipo alternativo) es el más difundido. La compresión se realiza por el movimiento alternativo de un pistón accionado por un mecanismo de biela-manivela. Cuando se trabaja con una sola etapa de compresión no se pueden obtener presiones elevadas, es por ello que se requiere muchas veces de dos o más etapas de compresión.

2. Objetivo

El presente informe tiene objetivo fundamental el realizar un estudio experimental del comportamiento de un compresor alternativo. Para ello se determinarán los diversos rendimientos involucrados en un proceso de compresión de aire.

3. Equipo

El equipo de trabajo consiste en un Banco de pruebas, compuesto de un compresor de aire de dos etapas con refrigeración intermedia y posterior. Características

1ra. Etapa 2da. EtapaDiámetro 101.6 mm 66.7 mmCarrera 101.6 mm 63.7 mm

Reducción 3:1 3:1

4. Procedimiento

Se tuvieron consideraciones antes, durante y después del ensayo de laboratorio, dado los riesgos inherentes al lugar de trabajo.

Preliminares

Se verificó que la instalación estuvo conectada correctamente con la unidad preparada para la operación con 2 etapas. Se verificaron las posiciones de las válvulas de tres vías, a la salida de la primera y segunda etapa.

Se verificó que el manómetro inclinado en el tanque de medición se encontrase a nivel y con lectura cero (inspección visual)

Se extrajo el condensado formado en los intercambiadores de calor y en el tanque de almacenamiento, para ello se giró la válvula de descarga situada en el parte inferior del tanque, hasta que este hubiese expulsado todo el contenido.

Se verificó que la válvula de regulación, a la salida del tanque de almacenamiento, se encontrase abierta.

Encendido del Equipo

Se prosiguió con la apertura de la válvula de suministro de agua a los intercambiadores de calor intermedio - intercooler - y posterior - aftercooler - y se reguló el flujo mediante las válvulas de salida de cada uno de ellos.

Se abrieron las válvulas de descompresión de la Primera Etapa.

Se arrancó el motor de la Segunda Etapa, y posteriormente se arrancó la Primera Etapa. Ambas fueron accionadas girando suave y lentamente el control de arranque. Se realizó primero la apertura de la Segunda Etapa y posteriormente la Primera Etapa para asegurarnos de que lo que no se dañe el equipo por no poder dirigir el aire comprimido de haber iniciado con el encendido de la Primera Etapa.

Se cierran las válvulas de descompresión de la Primera Etapa, para poder empezar a comprimir. Asimismo se cierra la válvula de regulación de la salida del tanque de almacenamiento.

Se dio inicio a la regulación de la velocidad de operación de los motores, aproximadamente 500rpm. Para registrar dicho valor se usó un tacómetro óptico digital dado que el tablero de mando no contaba con indicadores del número de revoluciones.

Se establece como presión de trabajo el valor de 10 kgf/cm2. Este valor se obtendrá tras un periodo de espera en el que la válvula de regulación del tanque de almacenamiento ha estado cerrada. Para estabilizar la presión de trabajo se abrirá lentamente dicha válvula y se esperara hasta que no existan fluctuaciones en el valor registrado por el manómetro.

Apagado del Equipo

Se procede a abrir la válvula de regulación en el tanque de almacenamiento, la finalidad de este procedimiento es que la presión disminuya hasta el valor de 0 kgf/cm2.

Posteriormente se redujo la velocidad de rotación de cada etapa y se abrió la válvula de descompresión de la Primera Etapa a fin de dejar de comprimir.

Se presionó el pulsador STOP de la Primera Etapa, seguidamente del pulsador STOP de la Segunda Etapa.

Una vez detenidas ambas unidades se cierran las válvulas de agua en los intercambiadores de calor.

Procedimiento de Ensayo.

Dado que fue establecida como presión de trabajo el valor de 10 kgf/cm2 en el tanque de almacenamiento, se inicia el ensayo con dicho valor y se repite el ensayo para valores decrecientes en 1kgf/cm2. Este cambio en unidades del orden de la unidad se logra de forma manual mediante la apertura o cierre de la válvula de regulación del tanque de almacenamiento.

5. Toma de Datos : Los valores de las presiones aquí mostrados son las absolutas = Pman + Patm, donde Patm= 1.02 kgf/cm².

PRESION REGULADA EN EL TANQUE p₇ (kgf/cm²)

PARAMETRO SIMBOLO

UNIDADES

10 9 8 7 6 5

1 Diferencia Presión - Placa orificio Δh mm H₂O 22.0 22.5 22.5 23.00 23.00 23.52 Temp. aire - ingreso 1ra etapa T₁ °C 16.50 16.00 15.80 16.10 16.20 15.903 Temp. aire - salida 1ra etapa T₂ °C 155.90 160.90 162.20 161.10 161.20 160.304 Temp. aire - salida enfriador 1 T₃ °C 15.80 15.40 15.50 15.80 15.80 15.205 Temp. aire - ingreso 2da etapa T₄ °C 14.00 12.50 12.00 12.20 12.00 11.506 Temp. aire - salida 2da etapa T₅ °C 119.29 120.82 116.71 109.90 103.60 92.917 Temp. aire - salida enfriador 2 T₆ °C 22.20 17.90 17.60 16.10 16.10 16.108 Temp. aire - Tanque almacenaiento T₇ °C 31.50 23.30 21.60 19.80 20.70 20.409 Temp. agua - Ingreso enfriadores T₈ °C 32.90 33.56 33.75 35.40 35.03 35.5210

Temp. agua - salida enfriador 1 T₉ °C 15.30 14.70 15.40 14.10 14.00 13.50

11

Temp. agua - salida enfriador 2 T₁₀ °C 23.10 22.60 21.90 22.80 22.70 23.60

12

Presión aire - salida 1ra etapa p₂ kgf/cm² 3 2.9 2.8 2.7 2.6 2.5

13

Presión aire - ingreso 2da etapa p₄ kgf/cm² 3 2.9 2.8 2.7 2.6 2.5

14

Presión aire - salida 2da etapa p₅ kgf/cm² 10 9 8.1 7.1 6 5

15

Caudal agua - Rotámetro 1 (Intercooler) V₁ litros/min 1 1 0.95 0.9 0.86 0.84

16

Caudal agua - Rotámetro 2 (Aftercooler) V₂ litros/min 1 1 0.9 0.88 0.86 0.84

17

Fuerza dinamómetro 1 (1ra etapa) F₁ N 85 83 83 81 80 80

Tabla 1

18

Fuerza dinamómetro 1 (2da etapa) F₂ N 58 54 47 41 35 31

19

Velocidad - Motor 1 (1ra etapa) n₁ rpm 517.8 519.2 522.3 520 525 527.7

20

Velocidad - Motor 2 (2da etapa) n₂ rpm 497.7 500.1 501.3 506.9 512.7 518.1

21

Consumo corriente - Motor 1 (1ra etapa) I₁ A 13 12.5 12.5 12.5 12.5 12.5

22

Consumo corriente - Motor 2 (2da etapa) I₂ A 10.5 10 9 8 7 6.5

23

Tensión aplicada - Motor 1 (1ra etapa) U₁ V 235 235 240 235 235 235

24

Tensión aplicada - Motor 2 (2da etapa) U₂ V 190 190 190 190 190 190

6. Cálculos

Ejemplo de Cálculo para P7=10 kgf /cm2.

Consumo de Aire

m=1,292∗10−4∗√ Po

To

∗∆h;

ConPo=100000 Pa;T o=292K

y ∆h=22mmH 2O

m=0,01121Kg /s

PRIMERA ETAPA

Cambio de Entalpía

∆ H 12=m∗CP (T2−T1 )

ConCp=1,00934 kJkg

K ;T 2=428,9K

y T 1=289,5K

∆H 12=1,58kW

Potencia Técnica

Wt12=−2,26∗10−5∗F1∗n1

ConF 1=85N y n1=520.8∗3=1562 rpm

Wt12=−3kW

Balance de Energía

Q12=∆ H 12+Wt12

Q12=−1,42KW

Exponente politrópico medio

n1=log

P2P1

logP2P1

−logT 2T 1

ConP1=100KPa

P2=394.3KPa

n1=1,40

Calor de Fricción

|Qw|12=−∫1

2

Vdp−Wt12

Con :−∫1

2

Vdp=0,287n1

n1−1∗m (T2−T 1 )=−1,565kW

|Qw|12=1,435kW

Flujo de agua consumido

mag1=ρ1∗V 1 , donde ρ1 es la densidad del agua a T9.

Con ρ1=993,43 Kgm3 yV 1=1.667∗10

−5m3

s

Así :mag1=0,0166Kg /s

Calor transferido al agua de enfriamiento

Q89=mag1∗C pag1 (T 9−T 8 )

ConC pag1=4,1784KJ

Kg−K

T 9=288.3K yT 8=305,90K

Así :Q89=−1,218KW

Calor transferido desde el Aire

Q23=m∗Cp231 (T 3−T 2 )

ConC p23=1,0097KJ

kg−Ky T3=288,8K

T 2=428,9K

Q23=−1,586 kW

Balance del intercambiador 1

Qd1=Q23+Q 89

Qd1=−2,804kW

Rendimiento Volumétrico

ηV 1=V ef

V c 1

=0,287∗˙

mT 1

V c1 x P1

V c 1=λ1. λ2 . λ3 . π .D2

4. Lc .(N 1 /60) . Z

λ1=0,95 D=0,1016m

λ2=0,95 Lc=0,1016m

λ3=0,84 N 1=520.8 rpm

Z=2

V c 1=0,01084m3/ s

ηV 1=0,287∗˙

(0,01121) 289,50,01084 x 100

ηV 1=0,8595 ηV 1=85.95%

Potencia Eléctrica consumida

W e1=U 1∗I1∗10−3

ConU 1=235V y I 1=13 A

W e1=3,06kW

Eficiencia del motor eléctrico

η1=¿

Wt 12W e 1

∗100¿

η1=¿ 3,00

3,06∗100¿

η1=¿ 98,24%¿

SEGUNDA ETAPA

Cambio de entalpia

∆ H 45=m∗CP 45 (T 5−T 4 )

∆ H 45=˙(0.01121)∗(1,0096) (392,29−287,00 )

∆ H 45=1,192kW

Potencia Técnica

Wt45=−2,26∗10−5∗F2∗n2

ConF 1=58N yn2=497.7∗3=1493,1 rpm

Wt45=−1,957 kW

Balance de Energía

Q45=∆H 45+Wt45

Q45=1.192−1,957=−0,724kW

Exponente politrópico medio

n2=log

P5P4

logP5P4

−logT 5T 4

ConP5=1081KPa ,P4=394,3KPa

1kgf

cm2=0,98 ¿

n2=1,45

Calor de Fricción

|Qw|45=−∫4

5

Vdp−Wt45

Con :−∫4

5

Vdp=0,287n2

n2−1∗m (T5−T 4 )=−1,094 kW

|Qw|45=0,864kW

Flujo de agua consumido

mag2=ρ2∗V 2, donde ρ2 es la densidad del agua a T10.

Con ρ2=994,86 Kgm3 yV 2=1.667∗10

−5m3

s

Así :mag2=0,0166Kg /s

Calor transferido al agua de enfriamiento

Q810=mag2∗C pag2 (T10−T 8 )

ConC pag2=4,1787KJ

Kg−K

T 10=296,10K y T 8=305,90K

Así :Q810=−0,68kW

Calor evacuado del aire

Q56=m∗Cp561 (T 6−T 5 )

ConC p561=1,009kJ

kg−KyT 6=295,2K

T 5=392,29K

Q56=−1.099kW

Balance del intercambiador 2

Qd 2=Q56+Q810

Qd 2=−1,778kW

Rendimiento Volumétrico

ηV 2=V ef

V c 2

=0,287∗˙

mT 3

V c 2 x P4

V c 2=λ1. λ2 . λ3 . π .D2

4. Lc . (N2 /60) . Z

λ1=0,95 D=0,0667m

λ2=0,95 Lc=0,0637m

λ3=0,84 N 2=497.7 rpm

Z=2

V c 2=0,00280m3/s

ηV 2=0,287∗˙

(0,01121) 288,80.00280 x 394,3

ηV 2=0.8421 ηV 2=84.21%

Potencia Eléctrica consumida

W e2=U 2∗I2∗10−3

ConU 2=190V y I 2=10,5 A

W e2=2,00kW

Eficiencia del motor eléctrico

η2=¿

Wt 45W e2

∗100¿

η2=¿ 1,957

2,00∗100 ¿

η2=¿ 98,1% ¿

Cambio de entalpía

ΔH 16=m(Cp6T 6−C p1T 1)

ΔH 16=(0,01121)(1,00552∗295,2−1,00564∗289,5)

ΔH 16=−0,0639KW

Balance de energía total

|QD|=∑ Q+ΔH 16−∑Wt

|QD|=5,19Kw

Rendimientos de cada etapa

ηisoterm=m∗0,287∗T1 ln

P2P1

∑Wt

ηisoterm=

˙(0,01121)∗0,287∗(289,5) ln 394,3100

(3,00+1,957)

ηisoterm=0,2578

ηisoentrop=K

K−1m∗0,287∗T 1

∑Wt∗[( P2P1 )

KK−1−1]

ηisoentrop=1,41,4−1

(0,01121 )∗0,287∗(289.5)(4,957)

∗[( 394,3100 )1,4−11,4 −1]

ηisoentrop=0,3156

ηpolit=∑−∫Vdp

∑Wt=1,566+1,094

4,957

ηpolit=0,5364

7. Cuadro Resumen

PRESION REGULADA EN EL TANQUE p₇ (kgf/cm²)

PARAMETRO SIMBOLO

UNIDADES

10 9 8 7 6 5

Presion Barometrica p₀ Pa 100000 100000 100000 100000 100000 100000Temp. ambiental T₀ K 292 292 292 292 292 292

1 Diferencia presión - Placa orificio Δh mm H₂O 22.0 22.5 22.5 23.00 23.00 23.5Consumo de aire ṁ kg/s 0.01121 0.01134 0.01134 0.01147 0.01147 0.01159

PRIMERA ETAPA2 Temp. aire - ingreso 1ra etapa T₁ K 289.50 289.00 288.80 289.10 289.20 288.903 Temp. aire - saida 1ra etapa T₂ K 428.90 433.90 435.20 434.10 434.20 433.30

Calor espec. del aire a Tprom entre 1 y 2 Cp₁₂ kJ/kg-K 1.00934 1.00944 1.00952 1.00960 1.00957 1.00960Cambio de entalpía ΔH₁₂ kW 1.58 1.66 1.68 1.68 1.68 1.69

17 Fuerza dinamómetro 1 (1ra etapa) F₁ N 85 83 83 81 80 8019 Velocidad - Motor 1 (1ra etapa) n₁ rpm 520.8 519.2 522.3 520 525 527.7

Potencia técnica Wt₁₂ kW -3.00 -2.92 -2.94 -2.86 -2.85 -2.86Balance de energía Q₁₂ kW -1.42 -1.26 -1.26 -1.18 -1.17 -1.17

Presión absoluta de ingreso p₁ kPa 100 100 100 100 100 10012 Presión aire - salida 1ra etapa p₂ kPa 394.3 384.49 374.68 364.87 355.06 345.25

Exponente politrópico medio n₁ --- 1.40 1.43 1.45 1.46 1.47 1.49ʃVdp ʃVdp kW -1.566 -1.563 -1.535 -1.519 -1.488 -1.468

Calor de fricción |Qw|₁₂ kW 1.435 1.359 1.404 1.336 1.360 1.39415 Caudal agua - Rotámetro 1 (Intercooler) V₁ litros/min 1 1 0.95 0.9 0.86 0.84

Densidad del agua a T₉ ρ₁ kg/m³ 993.43 993.10 992.72 992.46 992.62 992.65Flujo de agua consumido ṁag₁ kg/s 0.01656 0.01655 0.01572 0.01489 0.01423 0.01390

9 Temp. agua - ingreso enfriadores T₈ K 305.90 306.56 306.75 308.40 308.03 308.5210 Temp. agua - salida enfriador 1 T₉ K 288.30 287.70 288.40 287.10 287.00 286.50

Calor especifico del agua Tprom entre 8 y 9 Cpag₁ kJ/kg-K 4.178378 4.178246 4.178152 4.178133 4.178148 4.178167

Calor transferido al agua de enfriamiento Q₈₉ kW -1.218 -1.304 -1.205 -1.325 -1.250 -1.2794 Temp. aire - salida enfriador 1 T₃ K 288.80 288.40 288.50 288.80 288.80 288.20

Calor espec. del aire a Tprom entre 2 y 3 Cp₂₃ kJ/kg-K 1.00975 1.00987 1.00996 1.01003 1.01002 1.01002Calor transferido desde el aire Q₂₃ kW -1.586 -1.666 -1.680 -1.683 -1.684 -1.699Balance en el intercambiador 1 Qd₁ kW -2.804 -2.971 -2.885 -3.008 -2.934 -2.977

Desplazamiento teórico Vc₁ m³/s 0.01084 0.01081 0.01087 0.01082 0.01093 0.01098Rendimiento volumétrico nv₁ --- 0.8595 0.8704 0.8647 0.8790 0.8709 0.8749

21 Consumo corriente - Motor 1 (1ra etapa) I₁ A 13 12.5 12.5 12.5 12.5 12.523 Tensión aplicada - Motor 1 (1ra etapa) U₁ V 235 235 240 235 235 235

Potencia eléctrica consumida We₁ kW 3.06 2.94 3.00 2.94 2.94 2.94Eficiencia del motor eléctrico n₁ % 98.24 99.46 97.97 97.22 96.94 97.44

SEGUNDA ETAPA5 Temp. aire - ingreso 2da etapa T₄ K 287.00 285.50 285.00 285.20 285.00 284.506 Temp. aire - salida 2da etapa T₅ K 392.29 393.82 389.71 382.90 376.60 365.91

Calor espec. del aire a Tprom entre 4 y 5 Cp₄₅ kJ/kg-K 1.00957 1.00954 1.00945 1.00911 1.00863 1.00813Cambio de entalpia ΔH₄₅ kW 1.192 1.240 1.199 1.130 1.059 0.951

18 Fuerza dinamómetro 1 (2da etapa) F₂ N 58 54 47 41 35 3120 Velocidad - Motor 2 (2da etapa) n₂ rpm 497.7 505 509 513 516 522

Potencia técnica Wt₄₅ kW -1.957 -1.849 -1.622 -1.426 -1.224 -1.097Balance de energía Q₄₅ kW -0.765 -0.609 -0.423 -0.296 -0.165 -0.146

13 Presion aire - ingreso 2da etapa p₄ kPa 394.3 384.49 374.68 364.87 355.06 345.2514 Presion aire - salida 2da etapa p₅ kPa 1081 982.9 894.61 796.51 688.6 590.5

Exponente politroico medio n₂ --- 1.45 1.52 1.56 1.61 1.73 1.88ʃVdp ʃVdp kW -1.094 -1.029 -0.948 -0.852 -0.716 -0.578

Calor de friccion |Qw|₄₅ kW 0.864 0.820 0.674 0.574 0.508 0.52016 Caudal agua - Rotametro 2 (Aftercooler) V₂ litros/min 1 1 0.9 0.88 0.86 0.84

Densidad del agua a T₁₀ ρ₂ kg/m³ 994.86 994.56 994.37 994.37 994.63 994.95Flujo de agua consumido ṁag₂ kg/s 0.01658 0.01658 0.01492 0.01458 0.01426 0.01393

9 Temp. agua - ingreso enfriadores T₈ K 305.90 306.56 306.75 308.40 308.03 308.5211 Temp. agua - salida enfriador 2 T₁₀ K 296.10 295.60 294.90 295.80 295.70 296.60

Calor espec. del agua a Tprom entre 8 y 10 Cpag₂ kJ/kg-K 4.178726 4.178592 4.178516 4.178516 4.1786 4.178701Calor transferido al agua de enfriamiento Q₈₁₀ kW -0.68 -0.76 -0.74 -0.77 -0.73 -0.69

7 Temp. aire - salida enfriador 2 T₆ K 295.20 290.90 290.60 289.10 289.10 289.10Calor especifico del aire Tprom entre 5 y 6 Cp₅₆ kJ/kg-K 1.00898 1.00919 1.00914 1.00868 1.00817 1.00758

Calor evacuado del aire Q₅₆ kW -1.099 -1.178 -1.134 -1.085 -1.012 -0.897Balance en el intercambiador 2 Qd₂ kW -1.778 -1.937 -1.873 -1.853 -1.746 -1.591

Desplazamiento teórico Vc₂ m³/s 0.00280 0.00284 0.00286 0.00289 0.00290 0.00294Rendimiento volumétrico nv₂ --- 0.8421 0.8596 0.8754 0.9028 0.9223 0.9458

22 Consumo corriente - Motor 2 (2da etapa) I₂ A 10.5 10 9 8 7 6.524 Tensión aplicada - Motor 2 (2da etapa) U₂ V 190 190 190 190 190 190

Potencia eléctrica consumida We₂ kW 2.00 1.90 1.71 1.52 1.33 1.24Eficiencia del motor eléctrico n₂ % 98.10 97.31 94.85 93.82 92.07 88.84

Calor específico del aire a T₁ para el punto 1 Cp₁ kJ/kg-K 1.00564 1.00565 1.00565 1.00566 1.00566 1.00567Calor específico del aire a T₆ para el punto 6 Cp₆ kJ/kg-K 1.00552 1.00569 1.00574 1.00572 1.00569 1.00564

Cambio de entalpia ΔH₁₆ kW 0.0639 0.0218 0.0208 0.0002 -0.0011 0.0022Balance de energía total |QD| kW 5.19 4.56 4.28 3.66 3.42 3.30

Rendimientos en cada etapanisoterm nisoterm --- 0.2578 0.2656 0.2722 0.2876 0.2962 0.3008

nisoentrop nisoentrop --- 0.3156 0.3239 0.3307 0.3480 0.3569 0.3609npolit npolit --- 0.5364 0.5433 0.5444 0.5539 0.5413 0.5167

Tabla 2

8. Conclusiones

Acosta Quispe, Carlos (20102682)

De acuerdo a los gráficos obtenidos se puede observar que conforme se disminuye la presión en el tanque de almacenamiento en pasos de 1kgf/cm2, la potencia técnica requerida para el funcionamiento del compresor en la etapa 1 y etapa 2 va disminuyendo.

Se puede ver asimismo que a menor relación de compresión menor es la cantidad de Potencia técnica requerida para el funcionamiento del compresor, lo que se traduce en menores pérdidas de calor por fricción |Qw|₁₂.En base a este último comentario se puede ver también que en la Etapa 2 se presentan menores pérdidas de calor por fricción |Qw|₄₅ en comparación con la Etapa 1 |Qw|₁₂ dado que la primera parte de la compresión requiere mayor potencia técnica para su funcionamiento.

Becerra Guillen, Daniel (20095798)

Considerando que la finalidad del equipo analizando en este laboratorio, que es el almacenamiento para su uso posterior de aire comprimido. La 1era etapa de refrigeración tiene el propósito de llevar el fluido a una presión mayor a un costo energético menor de lo que se necesitaría sin la refrigeración, a diferencia de la 2da etapa de refrigeración que puede considerarse un proceso isobárico cuyo propósito seria reducir su volumen para su posterior almacenamiento en el tanque.

Se debe resaltar que la potencia eléctrica suministrada al motor debería ser constante, sin embargo en los datos de corriente leídos en el motor de la 2da etapa se notara una disminución de corriente de 10A a 6A durante toda la experiencia de laboratorio, considerando que el medidor de corrientes es analógico y de baja exactitud, además del estado de la maquina se puede concluir que los valores tomados para la corriente deben tener un error considerable que afecto los cálculos como se puede observar en el rendimiento del motor eléctrico que a pesar de ser de alta eficiencia en algunos de los cálculos llega a más del 100%, ya que el valor de la potencia eléctrica suministrada al motor es directamente proporcional a los valores medidos de corriente.

Se puede concluir que la eficiencia eléctrica del motor (considerando los datos de la 1era etapa por lo expresado en el párrafo anterior). Es directamente proporcional a la presión de almacenamiento, esto se puede concluir debido a que siendo la potencia eléctrica suministrada constante lo que varía en este caso es el trabajo técnico que también es directamente proporcional a la presión ya que se necesitara una menor potencia llevarlo a una presión menor.

Se puede observar en las gráficas de rendimiento volumétrico vs relación de compresión en las 2 etapas que ambas muestran tendencias opuestas. Esto se deberá a que la presión de ingreso en la primera etapa es constante ya que es la atmosférica mientras que la presión de ingreso en la 2da etapa varía y es directamente proporcional a la presión en el tanque. Esta variación en la presión de entrada se verá reflejada en el rendimiento volumétrico de las 2 etapas y en sus respectivas gráficas.

Guevara Bustamante, Job(20099020)Se logró comprobar que el compresor de dos etapas tiene un rendimiento volumétrico más eficiente, para la misma relación de compresión, que el de una sola etapa; de esta forma podemos concluir que con un compresor bi-etapa se puede trabajar con mayores flujos de aire y por ende posee una mayor capacidad de trabajo.

Además comprobamos que, durante la experiencia de laboratorio, al trabajar con un compresor de dos etapas se mejora la eficiencia de trabajo en comparación al trabajo de un compresor de una sola etapa, ya que la diferencia de calor perdido es mínimo en el de dos etapas; de esta manera se puede concluir que con el uso de un sistema de compresión de dos etapas se puede trabajar con valores de presión muy altos sin utilizar mayor energía y por ende mayor costos de operación.

Moscoso Rivadeneira, José(20084387)Se puede apreciar que la temperatura a la salida del primer enfriador es mayor que a la salida del segundo enfriador si esta temperatura se podría bajar a casi la temperatura ambiente, mejoraría el rendimiento volumétrico del compresor, adicionalmente también hay una temperatura elevada del aire que llega al tanque, esto se debe a la compresión misma del aire: para bajar las temperaturas en las salidas de las etapas se necesitarían unos intercambiadores de calor de más capacidad; también hay presencia de humedad en el aire que reduce la eficiencia del compresor, esto se podría solucionar con un separador de agua y aceite, este se pondría al final de cada etapa del compresor, o solo 1 entre las 2 etapas.

Huamani Tapia , Jhan Franco(20087277)

Se observa que la eficiencia del motor eléctrico en la Etapa 1, va disminuyendo conforme se varía la presión del tanque de almacenamiento en pasos de 1kgf/cm2, esto se debe a que, al no estar en la condición de trabajo nominal, el compresor no trabaja en condiciones de trabajo óptimas y está en condiciones de comprimir más aire de lo que se está trabajando.