COMPRESOR DE 2 ETAPAS
1) 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 está 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.
El empleo de compresores en la industria es de gran importancia, debido al gran uso de gases
comprimidos. Por lo que se busca presiones lo más altas posibles y con una temperatura no muy
grande, y es por ello que se necesita de la compresión en etapas para subir la presión y también
se necesita de los intercambiadores de calor a presión constante (aproximadamente), para
mantener la temperatura baja.
2) OBJETIVOS DE LA EXPERIENCIA
•
Estudiar el funcionamiento del compresor de 2 etapas y realizar los
cálculos característicos
para dicha máquina.
•
Reconocer las diferentes partes del compresor de 2 etapas
3) FUNDAMENTO TEORICO
Un compresor de dos etapas 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 para comprimirlo y luego expulsarlo, todo esto ocurre por el desplazamiento de un
elemento móvil dentro del espacio cerrado (pistón).
En estos compresores alternativos podemos considerar a los flujos de trabajo y refrigeración
(aire y agua), como flujos estables y que pueden ser analizados como FEES.
La primera ley de la Termodinámica aplicada a un FEES es:
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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 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 postenfriador.
Qrad = 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.
Cuando se desea comprimir aire a altas presiones se utilizan compresores de varias etapas.
4
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.
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 de 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.
Potencia Indicada
Es una potencia aproximada que va a desarrollar el compresor y que se mide gracias a la ayuda
del “Indicador de Diagrama” (el cual es posible utilizar en máquinas de relativa baja velocidad
como: bombas, compresores, etc.). Este indicador de diagrama nos construye una gráfica P vs
volumen en el cilindro del compresor.
Para el cálculo de la potencia indicada será necesario un parámetro característico del indicador,
como lo es la constante de rigidez del resorte (k), la longitud (“De carrera”), del diagrama y el
área del diagrama indicado, el cual se puede medir gracias a un planímetro. Usamos la siguiente
formula en el caso de nuestro experimento.
PI = P  Vd ; [Watts]………….(θ)
Donde.
P : Presión media indicada en N/m2
𝑉𝑑̇ : Volumen desplazado por unidad de tiempo m3/s
Además:
P=
KA
L
Donde:
K: constante del resorte del indicador de diagrama
A: área del diagrama
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L: longitud del diagrama
Las constantes de los resortes del indicador de diagrama son:
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
=
En compresores de baja presión ε
Vo
Vd
(2 – 5%).
En compresores de alta presión ε (5 – 10%).
La eficiencia volumétrica aparente tomando en cuenta la perdida de presión la entrada
se obtiene del diagrama indicado.
 P 2 1 / m 
v = 1 −  .  − 1
 P1 

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 multietapicos la disminución de la eficiencia volumétrica es más acentuada
debido a la precipitación de la humedad en el ínterenfriador.
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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.
nVr =
mr
md
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.
nisot =
Wisot
PI
La eficiencia mecánica m.
Es la relación entre la potencia indicada 𝑊𝑖 y la potencia en el eje del compresor 𝑊𝑒𝑗𝑒 .
nm =
PI
PE
4) EQUIPOS
a) COMPRESOR DE AIRE DE DOS ETAPAS
•
PRIMERA ETAPA (BAJA PRESION)
Número de cilindros
Carrera
...........................................................
....................................................................................
Diámetro interior
...................................................................
Volumen de desplazamiento
2
101.6mm
101,6 mm
..................................................
1,647 l lit
Volumen muerto
..................................................................
29,5 cm3
Presión máxima
......................................................................
10,3 bar
7
Relación de velocidades, motor / compresor ............................
3 :1
Eficiencia de la transmisión
0,98
Rango de velocidades
•
....................................................
..............................................
300 - 500 RPM
SEGUNDA ETAPA ( ALTA PRESION )
Número de cilindros
Carrera
............................................................
.....................................................................................
Diámetro interior
.....................................................................
Volumen de desplazamiento
1
101,6mm
76,2 mm
..................................................
0,463 l lit
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
b) 2 termómetros de bulbo.
5) PROCEDIMIENTO 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)
Durante el funcionamiento:
a)
Verificar que las válvulas de 3 vías estén 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.
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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.
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6) CUADRO DE DATOS DE LA EXPERIENCIA
Presión
Aire
Punto
de
Manómetros
Temperaturas del aire ( ºC )
(mm H2O)
(Kg./cm2)
P6
1
8
2
8
3
8
4
8
P2
TA T1 T2
Dinamómetro de Alta Presión
T3 T4
T5 T6 T7
ho
ht
Dinamómetro de Baja Presión
RPM
Fza. (Kg)
Volts.
Amps.
Alturas de los medidores de
Temperaturas del agua de
Áreas de diagrama
agua (cm. de H2O)
Refrigeración
indicado
10
RPM Fza. (Kg)
Volts.
Amps.
C.B.P
I.E.
C.A.P.
P.E.
11
Tia
T1a
T2a
T3a
T4a
C.B.P. (cm2) C.A:P (cm2)
Longitud de carrera
En el diagrama
CBP
CAP
(cm)
(cm)
7) CALCULOS
a) Cálculo del flujo másico de agua de refrigeración:
Las fórmulas para determinar los flujos en función de las alturas del agua alcanzada en los
medidores tienen la siguiente forma:
𝑙𝑡
Q = KH n ; [𝐻𝑟
] (Volumétrico)
Para que sea flujo másico hay que multiplicarlo por la densidad y convertir las horas en
segundos:
KH n 
m =
; [kg/s] (másico)
3600
b)
Cálculo del flujo de aire
Para calcular el flujo de aire vamos a usar la caja de aire cuyo diámetro del orificio es 31.95 mm
y cuya fórmula de cálculo es:
Qaire = 36.904  10 −4 
H  TA
; [ m3/s]
PA
m aire = 1.2577  10 −4 
PA  H
; [Kg/s]
TA
Donde:
𝐻: en metros de agua
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𝑃𝐴 : en ( bar )
𝑇𝐴 : en ( °K )
c)
Cálculo de la potencia eléctrica suministrada a cada motor
Para ambos motores de corriente continua tenemos:
Pelect = V  I ; [watts]
Donde:
V: en voltios
I: en amperios
d)
Cálculo de la potencia al eje entregada por el motor eléctrico
Para su cálculo utilizaremos la siguiente expresión:
Peje =
FN
; [ watts ]
3.0592
Donde:
F: kilogramos fuerza
N: en r.p.m.
e)
Potencia entregada al compresor
Considerando que la eficiencia mecánica de la transmisión es 0.98
PentregadaCBP = 0.98  Peje
PentregadaCAP = 0.98  Peje
f)
Cálculo de la potencia indicada (𝑷𝑰):
PI = P  Vd ; [Watts]…………. (θ)
Donde.
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P : Presión media indicada en N/m2
𝑉𝑑̇ : Volumen desplazado por unidad de tiempo m3/s
Además:
P=
KA
L
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:
Calculo de 𝑉𝑑̇ :
N
Vd = Vd 
3
Esto debido a que la relación de velocidades entre el motor y el compresor es de 3:1; es decir el
compresor se mueve 3 veces menos que el motor.
g)
Calores absorbidos por el agua de refrigeración
  CP  (Ta − Tia ) ; [kW].
Q REF = m
 : Flujo másico
m
CP = 4.18 Kj Kg º C
Ta : Temperatura del agua
Tia : Temperatura del agua a la entrada
Calcularemos los calores absorbidos por el agua de refrigeración que pasan por ambos
compresores, el intercambiador y el postenfriador.
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h)
Calculo de la energía aprovechable
Energía aprovechable = H 5 − H 1
Donde:
H 5 : Entalpia a la entrada del compresor
H 1 : Entalpia a la salida de postenfriador:
H 5 − H 1 = m aire  C P  (T5 − T1 ) = 0.008551  1.0035  (26 − 19)
i)
Perdidas de calor por radiación y convección
H 5 − H 1 =  Pentregada −  Q R −Q RAD
j)
Eficiencia Mecánica
nm −CBP =
nm −CAP =
k)
Pindicada
Pentregada−CBP
Pindicada
Pentregada−CAP
Eficiencia volumétrica aparente:
 P 2 1 / n 
v = 1 −  .  − 1
 P1 

De acuerdo a datos experimentales obtenidos por Frankel
1er etapa n=1.20
2da etapa n=1.25
=
l)
Vm
VD
cálculo de las eficiencias volumétricas reales:
En el compresor de baja presión la masa de aire que ocuparía
desplazamiento seria:
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todo el volumen de
 P1 
 Vd
 RT 1
𝑚𝑑 =  Vd = 
La masa por unidad de tiempo es:
𝑁
𝑚𝑑̇ = 𝑚𝑑 . 60 (kg/s)
Donde N = RPM del compresor
nrealV − CBP =
m real
m d
nrealV − CAP =
m real
m d
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