Informe Compresor Dos Etapas

UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERÍA

LABORATORIO DE INGENIERIA MECÁNICA

INTEGRANTES:

TEMA:

DOCENTE:

UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERÍA 2

Contenido

I. INTRODUCCIÓN....................................................................................................................3

II. OBJETIVOS............................................................................................................................4

III. FUNDAMENTO TEÓRICO..................................................................................................5

IV. EQUIPO UTILIZADO...........................................................................................................9

V. PROCEDIMIENTO................................................................................................................12

VI. CÁLCULOS Y RESULTADOS..............................................................................................16

VII. OBSERVACIONES - CONCLUSIONES................................................................................32

7.1 Observaciones............................................................................................................32

7.2 Conclusiones...............................................................................................................33

VIII. MATERIAL DE REFERENCIA.............................................................................................34

2015-II COMPRESOR EXPERIMENTAL DE AIRE (2 ETAPAS)


I. INTRODUCCIÓN

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 está caracterizada 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.

Por ejemplo contar con un compresor de aire comprimido confiable y que consuma la energía eléctrica adecuada a la generación de aire garantiza que la producción no se detendrá, evitará desperdicio de material y más importante aún no generara costos adicionales de producción.



II. OBJETIVOS

Conocer el funcionamiento de un compresor de dos etapas mediante la experiencia del mismo, para lo cual se aplicará los conocimientos adquiridos en el curso de termodinámica a fin de conocer los indicadores tales como potencia y rendimiento.

Determinacion la potencia al eje que entrega el motor Ruston y calculo develocidades en este y determinar de la potencia indicada en el Broom Wade.



III. FUNDAMENTO TEÓRICO

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)

Ecuación (1)

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)

Ecuación (2)

Donde:

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

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

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

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

H5 = entalpía del aire a la salida del post enfriador.

W1 = trabajo específico entregado a la primera etapa.

W2 = trabajo específico entregado a la segunda etapa.



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

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

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

Q4 = calor entregado al agua de refrigeración de la post enfriador.

Q = pérdidas de calor por convección y radiación.

Se debe observar que se debe tomar a 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:

Ecuación (3)

Dónde:

W = potencia en una compresión adiabática (W)

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

En un proceso politrópico el calor entregado por el aire es:

Ecuación (4)

T1 = temperatura de succión del aire.

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 inter enfriamiento se acerca al proceso isotérmico.

Para realizar el mínimo trabajo en la compresión es necesario que la relación de presiones en todas las etapas sea iguales:


W= kk−1

∗R∗M∗T 1∗[(P2P1 )

kk−1−1]

Q=Cv∗n−kn−1

∗M∗(T 2−T 1)

P2P1

= P4P3


Ecuación (5)

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

Ecuación (6)

El trabajo y la potencia entregados a un compresor real son diferentes a los obtenidos en el compresor ideal, ya que un remanente de gas que queda en el volumen muerto se expande cuando las válvulas están cerradas.

El volumen muerto reduce la capacidad del compresor, esta reducción aumenta a medida que aumenta la relación de compresión.

Además debido a las pérdidas 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 está 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.

Ecuación (7)

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

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

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

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

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 los interenfriadores.


P2=√P1∗P4

E=VoVd


Ecuación (8)

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 W isot y la potencia indicada PI.

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

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

La potencia real para mover el compresor es mayor que la potencia teórica y está determinada por las siguientes fórmulas.

Ecuación (9)

Ecuación (10)

Donde:

N = velocidad del eje del compresor (rpm).

Vd = volumen de desplazamiento (m3).

3)POTENCIA INDICADA (Ni)


η vr=mrmd

(0 . 65−0 . 85 )

Weisot= Wisotη isot .ηm

Weisot= 160∗ηeisot

∗ηv∗Vd∗N∗P1*ln( P2P1 )


La potencia indicada que es la que se le entrega a la sustancia que se comprime en el compresor. La potencia se define como:Presión: Usamos la presion media indicada de un ciclo termodinámico obtenida con ayuda del diagrama indicado proporcionado por el indicador del tipo piston (pmi).Volumen: Se toma el volumen de desplazamiento maximo del cilindro.Tiempo: Es el tiempo para un ciclo termodinamico. Por lo tanto la potencia indicada sera igual a:Donde:Pmi: Presión media indicada de un ciclo en N/m2A: Área del pistónL: Carrera del pistónN: RPM (o ciclo/min): Dos (para ciclo de 4 tiempos), Uno (para ciclo de 2 tiempos)La presión media indicada se obtiene con el indicador de diagrama que es un instrumento proveído de un soporte que nos registra el ciclo termodinámico que se suscita en escala reducida y se define como la presión constante que durante una carrera produce un trabajo igual al trabajo indicado.Diagrama que se obtiene:



IV. EQUIPO UTILIZADO

Manómetro de Bourdon

Figura N°1: Manómetro de Bourdon

Manómetro diferencial de rama inclinada

Figura N°2: Manómetro diferencial de rama inclinada

Dinamómetro



Figura N°3: Dinamómetro del laboratorio.

Regla metálica

Figura N°4: Regla metálica

Motor eléctrico

Figura N°5: Motor eléctrico de compresor de baja presión

Termómetro



Figura N°6: Termómetro

Tubo de Reynolds en cm de agua.

Figura N°7: Tubo de Reynolds Panel eléctrico del motor

Figura N°8: Panel eléctrico del motor



V. PROCEDIMIENTO

1. Se enciende los motores de compresión alta y baja, luego empezamos a incrementar el voltaje hasta llegar al punto de operación.

2. Se hace circular primero el fluido frío, en nuestro caso agua.

3. A continuación se incrementar el voltaje de la fuente del motor y con ello se incrementará la presión en el calentador hasta llegar a 4psi, una vez llegado a este debemos esperar a que el manómetro ubicado en el ventilador registre 8psi, una vez logrado esto se empezará a tomar los datos.



4. Conectamos el contador de revoluciones, cronometramos 1 minuto y observamos el número de revoluciones para obtener las RPM del motor.


Hasta obtener

4psi

Luego esperaremos a que marque 8

psi


5. Tomar datos de Temperaturas (aire y agua) a la salida y entrada del intercambiador y superficie del tubo, así como el flujo del agua; para una posición dada del calentador del aire y del ventilador.

6. Debido a la alta presión, colocamos un resorte en el compresor de baja y luego en alta presión, ajustándolo. Del tambor le sale un pasador el cual se va a conectar a un eje que transmite el movimiento alternativo del pistón.

7. Esto va a dar un diagrama presión volumen específico, cuya área nos da el trabajo. Para calcular el área de este diagrama usamos el limnímetro.

8. Variar la posición del ventilador y repetir los dos pasos anteriores



VI. CÁLCULOS Y RESULTADOS

Punto

Presión de aire (

kg /cm2)Temperatura del aire (℃) Manómetro (

mmH 2O)

P6 P2 T A T 1 T 2 T 3 T 4 T 5 T 6 T 7 h0 hT

1 8 4.5 20.5 20 130 35 70 27 25.5 21.5 17 22

2 8 3 20.5 20 121 37 98 35 33 20.5 20 26

Para los diferentes datos tomados se procederá a realizar los cálculos necesarios para llegar a establecer conclusiones y contrastar lo teórico con lo práctico.

Punto

Presión de aire (

kg /cm2)

Temperatura del aire (℃) Manómetro (mmH 2O)

Dinamómetro de baja presión

P6 P2 T A T 1 T 2 T 3 T 4 T 5 T 6 T 7 h0 hT RPM Fuerza (kg) Volt. Amp.

1 8 4.5 20.5 20 130 35 70 27 25.5 21.5 17 22 1214 7.3 200 17

2 8 3 20.5 20 121 37 98 35 33 20.5 20 26 1245 6.5 240 15.5

Punto

Dinamómetro de alta presión Altura de los medidores de agua (cm H 2O )

Temperatura de agua de refrigeración (℃)

Área del diagrama indicado

RPM Fuerza (kg)

Volt. Amp. CBP IE CAP PE T ia T 1a T 2a T 3a CBP (cm2) CAP (cm2)

1 776 3.3 115 9 26 26.4 31.2 31.9 21.5 42 29.6 25 3.3601 2.8568

2 1174 3.8 175 10 26.4 26.5 31.5 31.7 22.5 40 29.5 32 4.1840 3.2070



a) Flujos de agua de refrigeración

Fórmula para determinar los flujos en función de la altura del agua alcanzada en los medidores.

Q=k H n

a.1) Para el primer punto

Compresor de baja:

Q1=10.4 x H 0.527 ¿h=10.4 x 220.527=53.026 ¿

h=0.0146

kgs

Compresor de alta:

Q2=8.3 x H 0.545 ¿h=8.3 x180.545=40.11 ¿

h=0.0111

kgs

Interenfriador:

Q3=12.4 x H 0.5 ¿h=12.4 x210.5=56.82 ¿

h=0.0157

kgs

Postenfriador:

Q4=11.7 x H 0.494 ¿h=11.7 x190.494=64.72 ¿

h=0.0138

kgs



a.2) Para el segundo puntoCompresor de baja:

Q1=10.4 x H 0.527 ¿h=10.4 x 220.527=53.026 ¿

h=0.0146

kgs

Compresor de alta:

Q2=8.3 x H 0.545 ¿h=8.3 x180.545=40.11 ¿

h=0.0111

kgs

Interenfriador:

Q3=12.4 x H 0.5 ¿h=12.4 x210.5=56.82 ¿

h=0.0157

kgs

Postenfriador:

Q4=11.7 x H 0.494 ¿h=11.7 x190.494=64.72 ¿

h=0.0138

kgs

a.3) Para el tercer puntoCompresor de baja:

Q1=10.4 x H 0.527 ¿h=10.4 x 220.527=53.026 ¿

h=0.0146

kgs

Compresor de alta:

Q2=8.3 x H 0.545 ¿h=8.3 x180.545=40.11 ¿

h=0.0111

kgs

Interenfriador:

Q3=12.4 x H 0.5 ¿h=12.4 x210.5=56.82 ¿

h=0.0157

kgs

Postenfriador:

Q4=11.7 x H 0.494 ¿h=11.7 x190.494=64.72 ¿

h=0.0138

kgs

PUNTO CAUDAL DEL AGUA DE ENFRIAMIENTO (Kg/s)

CBP IE CAP PE

1 0.0146 0.0157 0.0111 0.0138



2 0.0146 0.0157 0.0111 0.0138

3 0.0146 0.0157 0.0111 0.0138

b) Flujo de aire

Si utilizamos el medidor de la caja de aire cuyo diámetro de orificio es 32 mm.

Qaire=36.094 x 10−4 √ H T A

P0

m3

s

maire=1.2577√ P0 HT A

kgs

Dónde:PA→Presión barométrica¿H→h0(mdeH 2O)T A→T .B .S .(en%)

b.1) Para el primer punto

Qaire=36.094 x 10−4 √ 0.0115 x290.50.8

=0.007375m3

s

maire=1.2577√ 0.8 x 0.0115290.5

=0.007077kgs

b.2) Para el segundo punto

Qaire=36.094 x 10−4 √ 0.013x 290.50.8

=0.007842m3

s

maire=1.2577√ 0.8 x 0.013290.5

=0.007525kgs

b.3) Para el tercer punto

Qaire=36.094 x 10−4 √ 0.016 x290.50.8

=0.0087m3

s

maire=1.2577√ 0.8 x 0.016290.5

=0.008348kgs



Punto

Medidor de la Caja

Q (m3/s) m (kg/s)

1 0.007375 0.007077

2 0.007842 0.007525

3 0.0087 0.008348

c) Potencia eléctrica

Para ambos motores Pelect .=VI (watts)

Dónde:

V →envoltios I→enamperios

c.1) Para el primer punto

Pelect CBP=140x 12.5=1.75kW

Pelect CAP=220x 10.5=3.939 kW

c.2) Para el segundo punto


Pelect CAP=175x 10=1.75kW

Pelect CAP=220x 10.5=3.939 kW



Pelect CAP=175x 10=1.75kW

Punto Potencia Eléctrica

CBP (W) CAP (W)



1 3400 1035

2 3720 1750

3

d) Potencia le eje

Peje=FxN

3.0592watts

Dónde:

F→en kg

N→enRPM

c.1) Para el primer punto

PejeCBP=7.3x 1214

3.0592=2896.901watts

PejeCAP=3.3x 776

3.0592=837.081watts


PejeCBP=6.5x 1245

3.0592=2645.299watts

PejeCAP=3.8x 1174

3.0592=1458.289watts

Punto Potencia al Eje

CBP (W) CAP (W)

1 2896.901 837.081

2 2645.299 1458.289



e) Potencia entregada

Siendo la eficiencia mecánica 0.98 de la transmisión:

e.1) Para el primer punto

Pent CBP=0.98 x2896.901=2.838kW

Pent CAP=0.98 x 837.081=0.820kW

Ptoral entregada=3.658kW

e.1) Para el segundo punto

Pent CBP=0.98 x2645.299=2.592kW

Pent CAP=0.98 x1458.289=1.429kW

Ptoral entregada=4.021kW

PuntoPotencia entregada

CBP (kW) CAP (kW)Total (kW)

1 2.838 0.8203.658

2 2.592 1.4294.021

f) Potencia indicada

Pot ind .=pV d(watts)



p= kAL

Dónde:

p→presiónmedia indicadaen N /m2

V d→volumen desplazado por unidad de tiempo enm3/s

k→cte del resorte ¿ /m¿

A→áreadeli diagramaenm2

L→longitud del diagramaen m

Constantes del resorte:

CBP→k=48psipulg

=130.29 ¿ /m¿

CAP→k=180psipulg

=488.6 ¿ /m ¿

f.1) Para el primer punto

Compresor de baja:

p=130.29 x3.3601 x10−4

4 x10−2 =1.0944 ¿

Compresor de alta:

p= 488.6x 2.8568 x10−4

4.5 x10−2 =3.1018 ¿

Debido a la relación de velocidades motor/compresor es 3:1

Compresor de baja:

V d=1.647 x1214

3=0.0111

m3

s

Compresor de alta:

V d=0.463 x776

3=0.00199

m3

s

Pot . indCBP .=1.0944 x 105 x 0.0111=1.2147kW



Pot . indCAP .=3.1018 x105 x 0.00199=0.6172kW

f.2) Para el segundo punto

Compresor de baja:

p=130.29 x 4.1840x 10−4

4 x10−2 =1.3628 ¿

Compresor de alta:

p= 488.6x 3.2070 x10−4

4.5 x10−2 =3.4820 ¿

Debido a la relación de velocidades motor/compresor es 3:1

Compresor de baja:

V d=1.647 x1245

3=0.0113

m3

s

Compresor de alta:

V d=0.463 x1174

3=0.00301

m3

s

Pot . indCBP .=1.3628 x105 x 0.0113=1.5399kW

Pot . indCAP .=3.4820 x105 x 0.00301=1.0480kW

Punto Potencia indicada

CBP (kW) CAP (kW)

1 1.2147 0.6172

2 1.5399 1.0480



g) 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 específico para el agua a 27°C y 1atm. a condiciones ambientales.

CeH 2O=4.18kJ /kg℃

g.1) Para el primer punto

QCBP=0.0160 x 4.18x (42−21.5 )=2.8223 kW

QCAP=0.0150 x 4.18x (25−21.5 )=0.2194 kW

Q IE=0.0176 x 4.18 x (29.6−21.5 )=0.5959kW

QPE=0.0179 x 4.18 x (27.5−21.5 )=0.4489 kW

El calor total absorbido por el agua de refrigeración es:

QCBP+QCAP+QIE+QPE=4.0865kW

g.2) Para el segundo punto

QCBP=0.0162 x4.18 x (40−22.5 )=1.1850kW

QCAP=0.0151 x4.18 x (32−22.5 )=0.5996kW

Q IE=0.0177 x 4.18 x (29.5−22.5 )=0.5179kW

QPE=0.0179 x 4.18 x (33.5−22.5 )=0.8230 kW

El calor total absorbido por el agua de refrigeración es:

QCBP+QCAP+QIE+QPE=3.1255kW

PuntoCalores absorbidos por el agua de refrigeración

CBP (W) CAP (W) IE (W) PE (W)TOTAL



(W)

12.8223 0.2194

0.5959 0.44894.0865

21.1850 0.5996

0.5179 0.82303.1255

h) Energía aprovechable

H 5−H 1

Dónde:

H 1→entalpía a laentradadel compresor

H 5→entalpía a la salidadel compresor

h.1) Para el primer punto

H 5−H 1=m (h5−h1 )=mC p (T5−T 1 )=(0.009521)(1.0035)(27−20)

H 5−H 1=0.0668kW

h.2) Para el primer punto

H 5−H 1=m (h5−h1 )=mC p (T5−T 1 )=(0.010327)(1.0035)(35−20)

H 5−H 1=0.1554kW

i) Eficiencias mecánicas

i.1) Para el primer punto

ηMCBP=

PindCBP

PentregadaCBP

=1.21472.838

=0.428

ηMCAP=

PindCAP

PentregadaCAP

=0.61720.820

=0.752

i.2) Para el segundo punto



ηMCBP=

PindCBP

PentregadaCBP

=1.53992.592

=0.594

ηMCAP=

PindCAP

PentregadaCAP

=1.04801.429

=0.733

PuntoEficiencia Mecánica

CBPCAP

1 0.428 0.752

2 0.594 0.733

j) Eficiencias volumétricas aparentes

ηv=1−ε [( P2

P1)

1/m

−1]De acuerdo a datos experimentales obtenidos por Frankel:

1era etapam=1.20 2daetapam=1.25

j.1) Para el primer punto

ηv(CBP)=1−0.02951.647 [( 5.5

0.99 )1

1.2−1]=0.9431

ηv(CAP)=1−0.02820.463 [( 9

5.5 )1

1.25−1]=0.9705



j.2) Para el segundo punto

ηv(CBP)=1−0.02951.647 [( 4

0.99 )1

1.2−1]=0.9605

ηv(CAP)=1−0.02820.463 [( 9

4 )1

1.25−1]=0.9443

PUNTOEficiencia Volumétrica Aparente

CBP CAP

1 0.9431 0.9705

2 0.9605 0.9443

k) Eficiencias volumétricas reales

k.1) Para el primer punto

En el compresor de baja presión la masa de aire que ocuparía todo el volumen de desplazamiento sería:

md=ρV d=( PRT )V d

md=( 0.99 x105

287 x 300 )x 1.647 x10−3=0.00189937kg deairerevolución

La masa por unidad de tiempo

md=mdN60

kgs

=(0.00189 )( 12143 x 60 )=0.012747kg /s



La eficiencia volumétrica real

ηv R (CBP )=mreal

md

=0.0095210.012747

=0.7469

Análogamente para el compresor de alta (presión de ingreso es la presión intermedia de 5.5 bar y la temperatura de ingreso 35℃) el volumen específico para estas condiciones es 0.2m3/kg.

md=V d

V 2

=0.463x 10−3m3

0.2m3/kg=2.315x 10−3 kg /rev

md=md N=(2.315 x 10−3 )kg /rev x ( 7763x 60 ) revs =0.00998 kg/ s

ηv R (CAP )=mreal

md

=0.0095210.00998

=0.9540

k.2) Para el segundo punto

En el compresor de baja presión la masa de aire que ocuparía todo el volumen de desplazamiento sería:

md=ρV d=( PRT )V d

md=( 0.99 x105

287 x 300 )x 1.647 x10−3=0.00189937kg deairerevolución

La masa por unidad de tiempo

md=mdN60

kgs

=(0.00189 )( 12453 x 60 )=0.013072kg/s



La eficiencia volumétrica real

ηv R (CBP )=mreal

md

=0.0103270.013072

=0.7900

Análogamente para el compresor de alta (presión de ingreso es la presión intermedia de 5.5 bar y la temperatura de ingreso 35℃) el volumen específico para estas condiciones es 0.2m3/kg.

md=V d

V 2

=0.463x 10−3m3

0.2m3/kg=2.315x 10−3 kg /rev

md=md N=(2.315 x 10−3 )kg /rev x ( 11743x 60 ) revs =0.01509kg /s

ηv R (CAP )=mreal

md

=0.0103270.01509

=0.6843

PuntoEficiencia Volumétrica Real

CBP CAP

1 0.7469 0.9540

2 0.7900 0.6843

l) Potencia isotérmica y eficiencia isotérmica



W isot .=P1V 1 ln( P2

P1)kW

Dónde:

V 1→caudal real deaire quecircula por el compresor

P1→ presiónde entrada enkN /m2

l.1) Para el primer punto

Para el compresor de baja

W isot (CBP )=(0.99 x102 kN

m2 )[ηv R (CBP ) xV d ] ln( 5.50.99 )


m2 )[0.7469 x (1.647 x10−3x

1214180

)] ln( 5.50.99 )

W isot (CBP)=1.4084 kW

ηisot (CBP )=W isot (CBP)

Pot .indCBP .

=1.4084kW1.2147kW

=1.1594

Para el compresor de alta

W isot (CAP)=(4.2 x102 kNm2 ) [0.9540 x 0.00199

m3

s ] ln( 95.5 )=0.3926kW

ηisot (CAP)=W isot (CAP)

Pot .indCAP .

=0.3926kW0.6172kW

=0.6360

l.2) Para el segundo punto



Para el compresor de baja


m2 )[ηv R (CBP ) xV d ] ln( 5.50.99 )


m2 )[0.7900 x (1.647 x10−3x

1245180

)] ln( 40.99 )

W isot (CBP)=1.2440kW

ηisot (CBP )=W isot (CBP)

Pot .indCBP .

=1.2440kW1.5399kW

=0.8078

Para el compresor de alta

W isot (CAP)=(4 x 102 kNm2 )[0.6843 x0.00301

m3

s ] ln( 94 )=0.6681kW

ηisot (CAP )=W isot (CAP)

Pot .indCAP .

=0.6681kW1.0480kW

=0.6375



VII. OBSERVACIONES - CONCLUSIONES

1.1 Observaciones

La eficiencia volumétrica real aumenta en el compresor de baja presión y disminuye en el de alta presión debido a que la compresión de alta presión aumenta sus revoluciones teniendo menos tiempo para comprimir por cada ciclo disminuyendo así su eficiencia volumétrica real y aumentando en el compresor de baja presión.

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

La eficiencia aumenta conforme la relación de presiones (√Pi∗Pf ) se acerca a la presión intermedia ideal.

Las alturas en los tubos de Reynolds fueron mayores a 10 cm, y es lo común. Si comparamos los calores absorbidos en cada etapa del sistema podemos decir:

QCBP>QPE>QCAP>QIE

Con respecto al ahorro de trabajo del compresor nos damos cuenta, que trabajando con un compresor de dos etapas se ahorra el trabajo del compresor a diferencia de trabajar con un compresor de una etapa (ver cálculos y resultados).

El post enfriador tiene también la función de enfriar el aire que significa reducir la densidad logrando así un menor volumen de almacenamiento.



1.2 Conclusiones

El post enfriador no incluye en la eficiencia térmica de la prueba realiza el post enfriador permite mayor almacenamiento de aire debido a que aumenta la densidad de masa de aire.

En el proceso de compresión de 2 etapas se realiza un ahorro de trabajo con respecto a un compresor de una sola etapa, esto debido al inter enfriamiento que realiza en etapas de compresión obteniéndose así mayores presiones estas se mantienen.

Se verifica con los intercambiadores de calor (inter enfriador y post enfriador) se logra una mayor aproximación a la curva isoentrópica real obteniéndose así un mayor ahorro de trabajo de parte de los compresores.

La magnitud del ahorro en el trabajo de compresión depende del valor de presión de refrigeración (presión intermedia).

Con esta experiencia podemos comprobar que el trabajo de compresión disminuye a medida que la presión intermedia se acerca al valor teórico.

Una vez más 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 ha sido una de las ecuaciones fundamentales en este informe.



VIII. MATERIAL DE REFERENCIA

Manual de Laboratorio de Ingeniería Mecánica III UNI-FIM AVALLONE, Eugene A. Manual de Ingeniero Mecánico. México. Mc Graw Hill. 1996.

Novena Edición. BOLINAGA, Juan. Mecánica elemental de los fluidos. Caracas. Universidad Católica

Andrés. Fundación Polar. 1992. MOTT, Robert. Mecánica de los Fluidos. México. Prentice Hall. 1996. Cuarta Edición.


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