labo compresor

Laboratorio de Ingeniería Mecánica I UNI -FIM

UNIVERSIDAD NACIONAL

DE INGENIERIAFacultad de Ingeniería

Mecánica Laboratorio Nº 1

COMPRESOR DE DOS ETAPAS

Curso LABORATORIO DE INGENIERIA MECANICA

III(MN 464 A)

Profesor ING. Tulio

Alumnos Apellidos y Nombres CódigoANGELES CASTRO Rolando 20061010K

ASTO AZPUR Anelver 20062549K

FLORES PONCE Elmer 20061093C

HUARCAYA ALVAREZ Noé 20062571F

ROJAS CANECILLAS Gianfranco 20064512G

Compresor de dos etapas


I N D I C E

I. INTRODUCCION

II. OBJETIVOS

III. FUNDAMENTO TEÓRICO

IV. EQUIPOS UTILIZADOS

V. PROCEDIMIENTO

VI. HOJA DE DATOS

VII. EJEMPLO DE CALCULO

VIII. OBSERVACIONES Y CONCLUSIONES

IX. BIBLIOGRAFÍA



I. INTRODUCCION

A pesar de la diversidad de equipos usados para la compresión de gases o vapores, su funcionamiento se

fundamenta en algunos principios que les son comunes y se desprenden de la termodinámica aplicada.

La importancia de los compresores se justifica por el rol que cumplen estos en la industria, en efecto, la

evolución de las necesidades en el sector de los gases comprimidos esta caracterizado sobre todo por un

incremento de caudales, y no por una elevación de las presiones necesarias.

Los compresores tienen múltiples aplicaciones, destacando entre ellas; la refrigeración, turbo compresores de

motores. Estos a la vez se derivan de las bombas ya que estas tienen por objeto aumentar la presión de un

líquido.

II. OBJETIVOS

Conocer en forma objetiva el funcionamiento de un compresor alternativo y además aplicar los

conceptos teóricos.

Conocer el esquema de todo el equipo, sus parámetros e instrumentos de medición, utilizados en la

experiencia.



III. FUNDAMENTO TEORICO

Compresor De Desplazamiento Positivo: Un compresor de desplazamiento positivo es una máquina donde

se obtiene un aumento en la presión estática cuando se succiona sucesivamente un cierto volumen de aire

dentro de un espacio cerrado y luego se le expulsa, todo esto ocurre por el desplazamiento de un elemento

móvil dentro del espacio cerrado.

La compresión de aire u otros gases mediante compresores alternativos (compresores de desplazamiento

positivo) se puede considerar como un proceso de flujo y estado estable (FEES).

La primera ley de la Termodinámica aplicada a un FEES es:

Hs - Hi = W - Q (KJ)

Donde:

Hi = entalpía del aire que ingresa al sistema.

Hs = entalpía del aire que sale del sistema.

W = trabajo del eje o indicado realizado sobre el sistema.

Q = pérdida de calor del sistema.

La ecuación anterior aplicada a compresores es:

H5 - H1 = W1 + W2 - Q1 - Q2 - Q3 - Q4 - Q (kJ)

Donde:

H1 = entalpía del aire a la entrada de la primera etapa.

H2 = entalpía del aire a la salida de la primera etapa.

H3 = entalpía del aire a la entrada de la segunda etapa.

H4 = entalpía del aire a la salida de la segunda etapa.

H5 = entalpía del aire a la salida del postenfriador.

W1 = trabajo específico entregado a la primera etapa.

W2 = trabajo específico entregado a la segunda etapa.

Q1 = calor entregado al agua de refrigeración de la primera etapa.

Q2 = calor entregado al agua de refrigeración del ínter enfriador.

Q3 = calor entregado al agua de refrigeración de la segunda etapa.

Q4 = calor entregado al agua de refrigeración de la postenfriador.

Q = pérdidas de calor por convección y radiación.

Se debe observar que se debe tomar a W1 y W2 como el trabajo entregado al compresor o como el trabajo

indicado en el cilindro del compresor. En el primer caso incluimos las pérdidas mecánicas del compresor, en

el segundo las excluimos; estas pérdidas aparecen como calores parciales en la camiseta de agua y

parcialmente al medio ambiente. Consideremos un compresor ideal, sin volumen muerto y que no presente

pérdidas de presión en la succión y descarga. El trabajo total en una compresión adiabática es:



W = kk−1

∗R∗M∗T 1∗[(P 2P 1 )

kk−1−1]

Donde:

W = potencia en una compresión adiabática (W)

M = flujo de masa de aire (kg/s)

T1 = temperatura de succión del aire.

Q=Cv∗n−kn−1

∗M∗(T 2−T 1)

En un proceso politrópico el calor entregado por el aire es cuando se desea comprimir aire a altas presiones se

utilizan compresores de varias etapas. Si no hubiese enfriamiento intermedio el proceso de compresión

seguiría una trayectoria continua. La curva de compresión por etapas con interenfriamiento se acerca al

proceso isotérmico. Para realizar el mínimo trabajo en la compresión es necesario que la relación de presiones

en todas las etapas sean iguales:

P 2P 1

= P 4P 3

En un compresor de dos etapas la presión intermedio óptima es:

P 2=√ P 1∗P 4El trabajo y la potencia entregados a un compresor real son diferentes a los obtenidos en el compresor ideal,

ya que un remanente de gas que queda en el volumen muerto se expande cuando las válvulas están cerradas.

El volumen muerto reduce la capacidad del compresor, esta reducción aumenta a medida que aumenta la

relación de compresión. Además debido a las perdidas de presión en las válvulas y tuberías, la presión del aire

durante la succión es menor que la presión del medio de donde es succionado y durante la descarga la presión

es mayor que la presión en la tubería de descarga.

El funcionamiento de un compresor alternativo esta caracterizado por los siguientes parámetros:

1) El porcentaje de volumen muerto, es la relación entre el volumen muerto Vo y el volumen de

desplazamiento Vd.

En compresores de baja presión E (2 – 5%).

En compresores de alta presión E (5 – 10%).

La eficiencia volumétrica aparente tomando en cuenta la perdida de presión la entrada se obtiene del diagrama

indicado.


E=VoVd


2) Eficiencia volumétrica real o total, esta eficiencia difiere de la anterior por los siguientes motivos:

a) El fluido se calienta durante toda la carrera de succión. Cuando se pone en contacto con las válvulas,

paredes del cilindro y pistón.

b) Existen fugas por los anillos del pistón, válvulas y uniones.

En compresores multietapas la disminución de la eficiencia volumétrica es más acentuada debido a la

precipitación de la humedad en el interenfriador.

Esta eficiencia se define como la relación entre peso de fluido descargado durante la revolución del eje del

compresor y el peso de fluido a las condiciones de la línea de succión, que ocuparía un volumen igual al

desplazamiento total de una revolución.

Se utilizan además las siguientes eficiencias para determinar la potencia realmente entregada al compresor.

La eficiencia isotérmica isot. Es la relación de la potencia isotérmica Wisot y la potencia indicada PI.

La eficiencia mecánica m. Es la relación entre la potencia indicada Wi y la potencia en el eje del compresor

Weje.

La eficiencia efectiva efec. O eficiencia en el eje es el producto de la eficiencia isotérmica isot o adiabática y

la eficiencia mecánica m.

La potencia real para mover el compresor es mayor que la potencia teórica y esta determinada por las

siguientes fórmulas.

Weisot=Wisot

ηisot . ηm ;Weisot=

160∗η eisot

∗ηv∗Vd∗N∗P 1 *ln(P 2P 1 )

Donde:

N = velocidad del eje del compresor (rpm).

Vd = volumen de desplazamiento (m3).


η vr= mrmd

(0 . 65−0 . 85 )


IV. EQUIPOS UTILIZADOS

-Compresores de alta y baja

-Ínter enfriador

-Post enfriador

-Caja de estancamiento

-Termómetros

-Planímetro

-Resortes estándar de 72Psi/Pulg. Y 180Psi/Pulg.

-Tubos de Reynols

-Manometro

Primera etapa (Baja presión)

Numero de cilindros 2Carrera 101.6 mm.Diámetro interior 101.6 mm.Volumen de desplazamiento 1.647 lVolumen muerto 29.5 cm3

Presión máxima 10.3 barRelación de velocidades motor / compresor 3 : 1Eficiencia de la transmisión 0.98Rango de velocidades 300 – 500 rpm

Segunda etapa (Alta presión)

Numero de cilindros 1Carrera 101.6 mmDiámetro interior 76.2 mmVolumen de desplazamiento 0.463 lVolumen muerto 28.2 cm3

Presión máxima 13.8 barRelación de velocidades motor / compresor 3 : 1Eficiencia de la transmisión 0.98Rango de velocidades 300 – 500 rpm

6 termómetros de bulbo sin coraza Rango 0 – 200 ºC

6 termómetros de bulbo con corazaRango -1 – 110 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 H2OAprox. 0.5 mm H2O

2 Dinamómetros Rango 0 – 30 Kg.Aprox. 100 g.

2 Tacómetros Rango 0 – 200 rpmAprox. 25 rpm

2 Contómetros Rango 999.999 Rev.Aprox. 1 Rev.2 Voltímetros Rango 0 – 350V



Aprox. 10V2 Amperímetros Rango 0 – 25ªAprox. 0.5ª1 Indicador de diagrama NAIHACK

V. PROCEDIMIENTO

Antes del encendido:

Observar si los manómetros inclinados se encuentran en cero.

Drenar el condensado del ínter enfriador, postenfriador y tanque de almacenamiento.

Procedimiento de encendido

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

Ajustar los fluidos de agua de refrigeración hasta obtener lectura comprendidas entre 10 y 25 cm es

los tubos de Reynols.

Accionar las llaves de funcionamiento en vació.

Ubicar los reguladores de velocidad en su posición mínima.

Encender primeramente el compresor de alta presión, luego el compresor de baja, manejando

lentamente los arrancadores.

Cuando la presión en el tanque de almacenamiento se acerca el valor deseado 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.

VI. DATOS OBTENIDOS

Punt

o

Presión

de Aire

(Kg/c

m2)

Temperaturas del aire ( ºC )

Manómetro

s (mm

H2O)

Dinamómetro de Baja

Presión

P

6 P2

T

A

T

1 T2

T

3 T4 T5

T

6 T7 ho ht

RP

M

Fza.

(Kg)

Volts

.

Amps

.

1 81.7 25

22 89

41 119 73

28 22 15 12

1250 5 209 12.1

2 82.3 25

23

106

38 120 82

30

24.5 20.5

24.5

1300 5.75 251 13.5

3 83 25

23

119

39 100

76.5

31

25.5 19.5

21.5

1325 6.5 255 15.1

4 8 4 25 2 13 4 84. 66 3 26 22 19 143 7.2 280 17



3 5 1 5 2 0

Dinamómetro de Alta

Presión

Alturas de los

medidores de agua

(cm. de H2O)

Temperaturas del agua

de Refrigeración

Áreas de

diagrama

indicado

RP

M

Fza

(Kg) V I

CB

P I.E. CAP P.E. Tia T1a T2a T3a T4a

CBP

(cm2)

CAP

(cm2)

1480 3.8

295

10.2 19.6 22 21.5 22 26 37 28 26 31 3.5 3.1

1375 3.8

209 9.8 18.4

21.8 21

21.7 26 41 29 26 32 2 3

1100 3.6

163 9.8 17.2

21.6 20.5

21.2 26 43 30 26 31 3 1.9

950 3.413

9 9 15.221.

4 20.521.

3 26 47 32 26 30 1.6 3

VIII. CALCULOS Y RESULTADOS

Cálculo de los flujos de agua de refrigeración:

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

Q = K H n

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)

Postenfriador : 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:

TABLA 1

Q(caudal) kg/s de agua de enfriamiento

Presión CPB IE CAP PE

1.7 0.01386

0.01616 0.01227 0.01496

2.3 0.01341

0.01608 0.01212 0.01486

3 0.01294

0.01601 0.01196 0.01469



4 0.01212

0.01593 0.01196 0.01473

Cálculo del flujo de aire:

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

ma=1.2577 √ H o P A

T A( kg

s )(6)

Donde:

H0 : en metros de agua

PA: en bar

TA : en K

Reemplazando datos en las ecuaciones anteriores:

Para 3 Kg./cm2

H0 = 0.0105 m H2O

PA = 0,99 bar

TA= 291 K

Flujo de masa ma = 0.00752 kg/s

Para 2 Kg./cm2

H0 = 0.0135 m H2O

PA = 0,99 bar

TA= 291 K


Para 1.75 Kg./cm2

H0 = 0.0145 m H2O

PA = 0,99 bar

TA= 291 K


Cálculo de la potencia eléctrica suministrada a cada motor:

Para ambos motores de corriente continua

PEL = V I (watts) ...(7)

Donde :

V: en voltios

I : en amperios

TABLA 2


Potencia EléctricaPresión (kg/cm2) CBP (KW) CAP (KW)

1.7 2.52890 3.009002.3 3.38850 2.048203 3.85050 1.597404 4.76000 1.25100


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

PEM= FxN3.0592

(WATTS )(8)

Donde:

F: kilogramos fuerza

N: en r.p.m.

TABLA 3

Potencia Al EjePresión (kg/cm2) CBP (KW) CAP (KW)

1.7 2.04302 1.83839

2.3 2.44345 1.70796

3 2.81528 1.29446

4 3.36559 1.05583

Potencia entregada al compresor (PE) :

Siendo la eficiencia mecánica de la transmisión 0,98 tenemos que:

PE = 0,98 PEM ...(9)

Donde : 0.98 eficiencia de la transmisión

TABLA 4

Potencia EntregadaPresión (kg/cm2) CBP (KW) CAP (KW) Total (KW)

1.7 2.00216 1.80162 3.80378

2.3 2.39458 1.67380 4.06838

3 2.75897 1.26857 4.02754

4 3.29827 1.03471 4.33299

Cálculo de la potencia indicada (PI):

PI = p x Vd (Watts) ...(10)

Donde.

p: presión indicada en N/m2

Vd : volumen desplazado por unidad de tiempo m3/s

Primero se calculará p :

P= KxLA



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/m2

KBaja= 72 Psi /pulg.=19544.88*103 N/m2

Además:

El volumen de desplazamiento se calcula de la siguiente manera:

Vd = L * N/(60*n)

Donde:

l: carrera del pistón(m)

baja: 1.647cm

alta: 0.463cm

N: RPM

n: relación de transmisión

TABLA 4

Compresor de Baja Compresor de Alta

Pres. L(m) A (m2) K(N/m3) P(BAR) Vd(m3/s) L(m) A (m2) K(N/m3) P(BAR) Vd(m3/s)

1.7 0.1 3.5 *10-4 19544.8*103 1.36808 0.01144 0.1 3.1*10-4 48862*103 1.21173 0.00381

2.3 0.1 2*10-4 19544.8*103 0.78176 0.01190 0.1 3*10-4 48862*103 1.17264 0.00354

3 0.1 3*10-4 19544.8*103 1.17264 0.01212 0.1 1.9*10-4 48862*103 0.74267 0.00283

4 0.1 1.6*10-4 19544.8*103 0.62541 0.01308 0.1 3*10-4 48862*103 1.17264 0.00244

Con lo resultados obtenidos podemos determinar el valor de la potencia indicada pera cada

compresor y a diferentes presiones:

TABLA 5

Presión PI

CBP(KW)

PI CAP (KW)

1.7 1.56474 0.46129

2.3 0.92990 0.41474

3 1.42168 0.21013

4 0.81832 0.28655

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

Para el compresor de baja:

TABLA 6

Presión(kgf/cm2)

M(kg/s) Ce(KJ/kg.°C) Q(KW)

1.7 0.01386 4.18 0.63726

2.3 0.01341 4.18 0.84054

3 0.01294 4.18 0.91935

4 0.01212 4.18 1.06404

Para el ínter enfriador:

TABLA 7

Presión(kgf/cm2)

M(kg/s) Ce(kJ/kg.°C) Q(KW)

1.7 0.01616 4.18 0.11587

2.3 0.01608 4.18 0.16811

3 0.01601 4.18 0.21632

4 0.01593 4.18 0.30401

Para el compresor de alta:

TABLA 8

Presión(kgf/cm2)


1.7 0.01227 4.18 0.05130

2.3 0.01212 4.18 0.10130

3 0.01196 4.18 0.14996

4 0.01196 4.18 0.19995

Para el post enfriador:

TABLA 9

Presión(kgf/cm2)


1.7 0.01496 4.18 0.31274

2.3 0.01486 4.18 0.62126

3 0.01469 4.18 0.55273

4 0.01473 4.18 0.49246



El calor total absorbido por el agua de refrigeración es.

TABLA 10

Presión(kgf/cm2)

Q(KW)

1.7 1.117172.3 1.73120

3 1.83835

4 2.06046

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)

Para 3 kg/cm2:

h1 - h5 = 1,0035 (21 – 17.5) = 3.5123 kJ/kg

H5 - H1 = m (h5 - h1)

H5 - H1 = 0,00752 (3.5123) = 0,0264 Kw.

Para 2 Kg./cm2

h1 - h5 = 1,0035 (23 – 18) = 5.0175kJ/kg

H5 - H1 = m (h5 - h1)

H5 - H1 = 0,008523 (5.0175) = 0,04276 Kw.

Para 1.75 Kg./cm2

h1 - h5 = 1,0035 (27 – 18.5) = 8.5298kJ/kg

H5 - H1 = m (h5 - h1)

H5 - H1 = 0,008833 (8.5298) = 0,07534 Kw.

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:

TABLA 11

Presión H5 - H1 (Kw.) W(Kw.) Qrecha (Kw.) Qrad-co (Kw.)



1.7 1.75011 3.80378

1.11717 0.93650

2.3 2.02794 4.06838

1.73120 0.30925

3 1.79182 4.02754

1.83835 0.39736

4 1.60413 4.33299

2.06046 0.66840

Cálculo de las eficiencias mecánicas:

m= PI / PE

TABLA 12

Potencia Entregada

Presión (kg/cm2)

PE(Kw.) PI (Kw.) (%)

1.7 1.56474 2.00216 78.15277

2.3 0.92990 2.39458 38.83367

3 1.42168 2.75897 51.52930

4 0.81832 3.29827 24.81040

VIII. OBSERVACIONES Y CONCLUSIONES En el presente laboratorio se puede observar y concluir lo siguiente:

1. Los calores absorbidos por los equipos son menores conforme nos acercamos a la presión

intermedia teórica.

2. La eficiencia aumenta conforme la relación de presiones (Pi*Pf) se acerca a la presión

intermedia ideal (2.828 kg/cm2)

3. Las altura en los tubos de Reynolds fueron mayores a 10 cm, y es lo común.

4. Con esta experiencia podemos comprobar que el trabajo de compresión disminuye a medida que

la presión intermedia se acerca al valor teórico.

5. Una vez mas nos damos cuenta de la importancia de la primera ley de termodinámica en este

caso para un proceso de flujo de estado estable(FEES) ya que a sido una de las ecuaciones

fundamentales en este informe.



IX. BIBLIOGRAFIA

- “COMPRESORES DE AIRE” AUTOR: Augene Feller

- “MANUAL DE LABORATORIO DE INGENIERIA MECANICA” TOMO III, Profesores de Dpto. de Energía –FIM

- “FUNDAMENTOS DE TERMODINÁMICA TÉCNICA”TOMOS I Y II M.J. MORAN y H.N. SHAPIRO

- FÍSICA PARA CIENCIAS E INGENIERIA

JOHN P. Mc KELVEY – HOWARD GROTCH (Tomo I)

- MANUAL DEL INGENIERO

SYMOOR

- TABLAS TERMODINÁMICAS DE LAS CONSTANTES DE LOS GASES Y

Y SUSTANCIAS PURAS

TOMADOS DE FUNDAMENTALS OF CLASSICAL THERMODYNAMICS


labo compresor

Documents

Transcript of labo compresor