47

Capitulo IV. Desarrollo y resultados del plan de trabajo

Desarrollo de las etapas del Proyecto

A continuación se explica el desarrollo de las etapas del proyecto de forma

secuencial y ordenada según fueron planteadas en el marco metodológico, además de

los resultados obtenidos a lo largo de la ejecución del trabajo de pasantías que se

realizó en la empresa Smurfit Kappa Cartones Nacionales S.A.

Selección del compresor requerido en CARTOVEN.

En esta fase, se realizaron los cálculos correspondientes para poder

seleccionar el compresor requerido en CARTOVEN, además de la localización y

selección del proveedor más adecuado. Por otra parte, el cálculo de la potencia de

compresión ofrece una idea de la potencia que requerirá el motor del compresor.

Cálculos concernientes a la selección del compresor.

Para seleccionar un compresor se requieren conocer varias propiedades:

- Presión de entrada al compresor: Pe = 90 psi (presión entregada por PDVSA

en el nuevo sitio de instalación).

- Presión de salida del compresor.

- Caudal de suministro de fluido.

La presión de salida del compresor no es la misma que la de entrada a las

turbinas, debido a que el fluido pierde presión por fricción con las paredes de la

tubería. Por ello, serán estimadas en primera instancia estas pérdidas:

48

Pérdidas por fricción en la tubería.

Los valores que se muestran a continuación, son datos suministrados por

ingenieros de la empresa; y corresponden a las características reales de operación de

ambas turbinas:

- Temperatura del gas (promedio suministrada por PDVSA en nuevo sitio de

instalación) T = 60 °F = 15,56 ºC

- Presión de operación de las turbinas P = 180 psi

- Temperatura de entrada del aire: T1 = 80ºF = 26.67ºC.

- Potencia de salida: W s = 2500 KW.

Debido a que ambas turbinas funcionarán en condiciones diferentes de

operación a las actuales, el consumo de gas (caudal) debe ser re-calculado. Para esto

se utilizan las Figuras 25 y 26, que fueron extraídas de los manuales de operación de

las turbinas.

49

Figura 25. Gráfico de funcionamiento de una turbina Solar Centaur T4500

Fuente. Operation and Maintenance Instructions. Solar Turbines Inc. (2000)

50

En la Figura 25 se obtiene la rata de flujo de gas Wf en millones de Btu por

hora que requiere la turbina, para una potencia de salida W sy una temperatura de

entrada del aire T1 conocidas.

Intersectando T1 y W s en la Figura 25 se obtiene que:

Wf/ δ = 31.5x10⁶ Btu /hora

Nota: el factor Wf/ δ se encuentra en el eje derecho de la Figura 25

El factor δ, es llamado “factor de corrección por altitud” y se obtiene de la

Figura 26 interceptando la curva señalada con el valor de altitud promedio del sitio en

que se instalarán las turbinas.

Figura 26. Factor de corrección por altitud.

Fuente. Operation and Maintenance Instructions. Solar Turbines Inc. (2000)

51

Según datos suministrados por la empresa, las turbinas operarán a 900 metros

(2953 pies) de altitud, con lo que se obtiene que:

δ = 0.9

Wf = 31.5x10⁶ Btu /hr *0.9 = 28.35x10⁶ Btu /hr

Como ya se conoce el consumo en Btu/hr de cada turbina, deberá relacionarse

este valor con el Poder Calorífico Inferior PCI del gas para así obtener el flujo másico

de gas consumido.

El PCI es obtenido del Anexo 2:

PCI = 20 000 Btu/lb de gas.

Por tanto el flujo másico consumido será:

m=WfPCI

=28.35 x106 Btu

h r

20000Btu

lb de gas

=1417.5lb de gas

h r

Relacionando el flujo másico con la densidad ρ del gas que es un dato

suministrado también por la empresa y que se muestra en la Tabla 1, puede calcularse

el caudal demandado de gas por turbina:

Q= mρ=644,3 Kg de gas /hr

0.7058 Kg /m ³=912,9

m ³hr

52

Tabla 1. Composición y propiedades del gas de suministro en CARTOVEN.

Nitrógeno N2 0.12 %

CO2 7.50 %

Metano CH4 84.55 %

Etano C2H6 6.96 %

Propano C3H8 0.59 %

Butano C4H10 0.28 %

Viscosidad μ 0,02799 centiPoise

Densidad ρ 0,7058 Kg/m³

Temperatura 60 ºF

Fuente. Estudio de Gas realizado por el Ing. Roberto Guilarte para Smurfit Kappa Cartón de Venezuela (2012)

Para tomar en consideración cualquier sobrecarga, se tomará un caudal de

1000 m³/hr de gas por cada turbina.

Como el flujo de gas que circulará por la red ya ha sido estimado, se

procederá a calcular la caída de presión que sufre el gas debido a la fricción con las

paredes de la tubería:

Para determinar el estado en que se encuentra el fluido (laminar, transitorio o

turbulento), se empleará el número de Reynolds:

ℜ=V∗Dν

(1)

ν=μρ

(2)

Donde:

53

ν=¿Viscosidad cinemática.

μ=¿Viscosidad absoluta.

ρ=¿Densidad del gas.

ν=0,02799 cP

0,7058Kgm3

=3,966 x10−5 ft2

seg

1 centiPiose=10−3 Pa · seg

La velocidad del fluido se determina por medio de:

Q=V∗A=Vπ D2

4⇒V= 4 Q

πD ² (3)

Donde:

D=¿Diámetro de la tubería.

Q=¿Caudal.

De Cengel & Cimbala (2006) se obtienen las condiciones para conocer el tipo

de flujo:

- ℜ≤ 2300: Flujo laminar.- 2300<ℜ<4000: Flujo transitorio.- ℜ≥ 4000 : Flujo turbulento.

La caída de presión puede obtenerse por medio de:

ΔP=P1−P2 (4)

Donde:

P1=¿Presión a la entrada de la tubería.

P2=¿Presión a la salida de la tubería (180 psi).

54

Las pérdidas en las tuberías se calculan usando:

Δ PL ,mayor=fLD

ρV ²2

(5)

Donde:

L=¿Longitud de la tubería.

f =¿Factor de fricción de Darcy. (Diagrama de Moody, Anexo 1)

Las pérdidas menores que ocurren en los accesorios pueden estimarse por

medio de:

Δ PL ,menor=fL¿

DρV ²

2 (6)

L¿=Df

KL (7)

Donde:

K L=¿ Coeficiente de resistencia (Anexo 6)

De esta forma, la pérdida total de presión sería:

ΔPTOTAL= f FLD

ρV ²2

+∑ KLρV ²

2 (8)

f F es llamado “coeficiente de fricción de Fanning” y es:

f F=f4

(9)

En la Tabla 2 se muestran las caídas de presión que sufre el gas. Los

denominados “Tramo 1” y “Tramo 2” corresponden a las tuberías de 3” y 2” de

diámetro respectivamente. Mientras las alternativas “Con Pulmón” y “Sin Pulmón”

corresponden a las alternativas de instalar o no instalar el acumulador (Pulmón) de

gas que se ubicaría a la salida del compresor y que se muestran en la Figura 32.

55

Tabla 2. Caída total de presión.

Turbina

Tramo Alternativa KL LΔP[Pa]

ΔP[psi]

ΔPT [psi]

P1 [psi]

T7

1 1,05 0,45 7238,74 1,052 Con Pulmón 6,77 26,4

510852,43 1,57 2,62

182,6

Sin Pulmón 4,07 23,45 7091,75 1,03 2,08

182,1

T6

1 1,05 0,45 7238,74 1,052 Con Pulmón 6,23 21,9

9803,36 1,40 2,45182,5

Sin Pulmón 3,53 18,56012,61 0,87 1,92

181,9

Fuente. El autor.

En la Tabla 2 se puede observar lo siguiente:

Alternativa con pulmón: Presión de salida del compresor ≈ 183 psi.

Alternativa sin pulmón: Presión de salida del compresor ≈ 182 psi.

Por tanto, para ambas alternativas el compresor debe producir como mínimo

183 psi de presión.

Cálculos referentes al compresor.

Selección de los posibles tipos de compresores.

Anteriormente se calculó que cada turbina consumiría 1000 m³ de gas por

hora. Por lo que el compresor debería enviar 2000 m³/hr de gas.

56

Los posibles tipos de compresores se obtienen intercectando el caudal de

compresión con la presión de salida del compresor (183 psi) en la Figura 27:

Figura 27. Rango de aplicación de los diferentes compresores.Fuente. Gas conditioning and processing. Vol. 2. Campbell, J (1992)

Los diferentes compresores que cumplen los requerimientos de caudal y

presión que demanda la aplicación se muestran a continuación:

- Tornillo

- Centrífugo de una etapa.

- Centrífugo múltiples etapas.

- Reciprocante de una etapa.

- Reciprocante de múltiples etapas

57

Selección del compresor y motor más adecuados.

Debido a que cada compresor tiene características diferentes de construcción,

costo, eficiencia y confiabilidad. Debe compararse cada una de estas características

para lograr seleccionar de forma objetiva el compresor más idóneo para la aplicación.

Utilizando como referencia a Campbell, Jhon (1992), se construyó la Tabla 3

donde se muestran las comparaciones entre los tipos de compresores. En ella se

asignan las calificaciones de E (excelente = 4 puntos), B (bueno = 3 puntos), R

(regular = 2 puntos) y D (deficiente = 1 punto); y al mismo tiempo se asignan los

puntajes descritos para cada calificación. Lográndose obtener al final el total de

puntos para la selección.

Tabla 3. Comparación entre tipos de compresores

Tipo

de

compresor

ConfiabilidadCosto

inicialEficiencia

Costo

de

mantenimiento

Total

(Puntos)

Tornillo E R B E 13

Paleta

deslizanteR R B R 9

Reciprocante E E B B 14

Centrífugo E B B E 14

Fuente. El autor.

Según la tabla anterior, los compresores más adecuados son:

Reciprocante.

Centrífugo.

58

Basado en consultas en internet, libros y discusiones con los ingenieros del

departamento de la empresa, se concluye que el compresor más adecuado es el tipo

Reciprocante, debido a su sencillez, facilidad de mantenimiento y confiabilidad,

además de ser uno de los más disponibles en el mercado.

Para seleccionar el motor que impulsará el compresor, se hará la comparación

entre los motores eléctricos y reciprocantes (gasolina o diesel) en la Tabla 4,

utilizando la misma metodología que en la Tabla 3.

Tabla 4. Comparación entre tipos de motores para los compresores

Tipo de motor

Confiabilida

d

Costo

inicialEficiencia

Costo

de

mantenimiento

Total

(Puntos)

Reciprocante B E B B 13Eléctrico E B E E 15

Fuente. El autor.

Por tanto, de la Tabla 4 se obtiene que el motor más adecuado es:

Motor Eléctrico.

Localización de fabricantes de compresores.

Como el compresor que requiere la aplicación debe suministrar gran caudal,

fue necesaria la búsqueda de diversos fabricantes en internet para así disponer de

varias alternativas. A continuación se muestra la lista de fabricantes construida:

- Agira – Compresores reciprocantes

- Aspro – Compresores reciprocantes

- AdiComp – Compresores Reciprocantes, de Tornillo y Centrífugos.

- General Electric Co – Compresores Reciprocantes y Centrífugos.

59

- Susuki – Compresores Reciprocantes y Centrífugos.

- Kawasaki – Compresores Reciprocantes y Centrífugos.

- Siemens – Compresores Reciprocantes y Centrífugos.

- Soljet Energía (Representantes de Cameron)

- Cameron – Compresores Reciprocantes y Centrífugos.

- Ellicomp – Compresores Reciprocantes y Centrífugos.

- Elliot – Compresores Reciprocantes y Centrífugos.

- Quincy – Compresores Reciprocantes y Centrífugos.

- Garner Denver – Compresores Reciprocantes y Centrífugos.

- Frick – Compresores Reciprocantes y Centrífugos.

Selección del fabricante más adecuado:

Tomando en consideración la ubicación geográfica de los fabricantes de

compresores, se determina que los más adecuados son aquellos que tienen agencias

de venta en Venezuela, en segundo lugar se hallan los ubicados en países de América

Latina, en tercer lugar un país de América del Norte y cuarto lugar los otros países de

otros continentes. Además de la comparación de precios para compresores similares,

se llega a la conclusión de que los proveedores más adecuados son:

Agira: fabricante Argentino de compresores para gas natural.

Aspro: fabricante mundial de compresores para gas natural con sede en

Argentina, Brasil, Holanda, Italia y China.

Agira y Aspro fueron elegidos principalmente por tener agencias en Venezuela y

porque consultando en sus páginas web, fueron las que ofrecieron mejores relaciones

calidad – precio.

Elaboración del plano de los turbogeneradores y componentes periféricos.

El plano desarrollado en esta fase se muestra en la Figura 28. Este plano

60

incluye una vista lateral izquierda de uno de los turbogeneradores, además de varios

detalles correspondientes a los diversos componentes, entre los cuales se destacan:

- Cabina del turbogenerador.

- Unidad de filtros de aire para la combustión.

- Estructura de acceso a la unidad de filtrado de aire.

- Dámper.

- Chimenea.

- Caldera de recuperación

El plano consta de diferentes escalas que son indicadas para cada detalle.

61

Figura 28. Plano de la vista lateral izquierda de un Turbogenerador. Fuente. El autor (2013)

62

Elaboración de los planos isométricos de la red actual de suministro de gas de los

turbogeneradores.

En esta fase fueron desarrollados varios planos que darán una idea gráfica de

la red de gas existente en el Molino de Valencia de la empresa. Los planos constan

de una vista isométrica acotada y sin escala de la red, pudiendo observarse los

distintos accesorios (codos, tees, válvulas, bridas, etc.).

La Figura 29 muestra el plano correspondiente a la estación de filtrado de gas

y la estación de separación gas-líquido de la red.

La Figura 30 contiene el plano de continuación de la red, además de contener

una lista de los accesorios que componen el sistema.

La Figura 31 corresponde al plano de la sección final de la red, donde ocurre

el acople con las turbinas.

Por último, la Figura 32 exhibe el plano 3D a escala de todo el sistema,

proporcionando una idea más clara de la red de distribución real.

63

Figura 29. Plano de la Estación de filtrado de gas y separación gas-líquido de la red actual de gas.

Fuente: El autor (2013)

64

Figura 30. Plano de la continuación de la red actual y lista de accesorios del sistema.

Fuente. El autor (2013)

65

Figura 31. Plano de la sección de acople con las turbinas de la red actual de suministro de gas.

Fuente. El autor (2013)

66

Figura 32. Plano en 3D de la red actual de suministro de gas.

Fuente. El autor (2013)

67

Diseño de la red de de suministro de gas de los turbogeneradores para su instalación

en CARTOVEN.

Esta fase comprende el desarrollo de los cálculos y actividades requeridas por

la red de suministro de gas, para seleccionar el material, tuberías, accesorios y

soportes más adecuados, mediante la utilización de la información recopilada y según

el procedimiento metodológico planteado.

Todos estos cálculos servirán para finalmente elaborar una lista con todas las

especificaciones de los materiales necesarios para la construcción de la red de gas.

La Figura 33 muestra el plano elaborado correspondiente a la red de

CARTOVEN. Este incluye la ubicación del compresor y el pulmón (acumulador) de

gas. Considerando en el plano las dos alternativas de diseño (con y sin pulmón),

debido a que el departamento tiene incertidumbre sobre el alcance de los fondos

destinados al proyecto.

En la Figura 34 puede observarse el plano del pulmón de gas que el fabricante

Venezolana de Tanques C.A proporcionó a la empresa. Y en la Figura 35 el plano del

compresor seleccionado que el fabricante Agira proporcionó a Smurfit Kappa, S.A.

Para la elaboración del ruteo de tuberías, se utilizó como guía el plano P01L-

032 (Figura 36) correspondiente al proyecto “Turbogenerators to Ccs Mill” y que fue

desarrollado por los proyectistas del departamento. Este plano ofrece en detalle la

ubicación de los turbogeneradores y sus periféricos, el galpón y la tanquilla por la

cual deberán ir dirigidas las tuberías.

68

Figura 33. Plano de la red de suministro de gas para la re-instalación de los turbogeneradores en

CARTOVEN.

Fuente. El autor (2013)

69

Figura 34. Acumulador de gas (pulmón) para la nueva red de gas.

Fuente. Plano suministrado por Venezolana de Tanques, C.A. a Smurfit Kappa Cartones Nacionales

S.A.

70

Figura 35. Compresor de gas seleccionado para la nueva red de gas.

Fuente. Plano suministrado por Agira, S.A a Smurfit Kappa Cartones Nacionales S.A.

71

Figura 36. Ubicación futura de los turbogeneradores en CARTOVEN.

Fuente. Departamento de Ingeniería de Smurfit Kappa Cartón de Venezuela, S.A.

72

Para el desarrollo de los cálculos referidos a la red de gas, se consultaron las

Secciones B16.5, B31.1, B31.4 y B31.8 del Código ASME.

Los valores establecidos para la operación de las red son:

- Presión de operación: 185 psi.

- Temperatura de operación: 60 °F = 15,56 ºC

- Tubería sin costura (criterio de la empresa debido a cuestiones de seguridad).

Selección del material de la tubería.

Con base en el Anexo 20, los materiales más adecuados son:

- ASTM A 53

- ASTM A 106

Cálculo de la temperatura y presión de diseño.

Según el código ASME B31.4, la presión de diseño debe ser un 10 % superior

a la máxima presión de operación.

PD = 185*1,1 ≈ 204 psi

Y según el mismo código, la temperatura de diseño debe ser 15 °C superior a

la máxima temperatura de operación.

T D =15,56° C +15°C = 30,56°C = 87 °F.

Selección del schedule más adecuado para la tubería y accesorios.

Según el código ASME B31.8 2010 en su capítulo IV la presión de diseño

debe cumplir con:

P=2∗S∗tmin∗F∗E∗T

D (10)

Donde:

S = esfuerzo de fluencia mínimo, psi (Anexo 19)

73

tmin = espesor mínimo de la tubería, pulg

D = diámetro externo de la tubería, pulg

F = factor de diseño (Anexo 9)

E = factor de junta longitudinal (Anexo 7)

T = factor de reducción por temperatura (Anexo 10)

Por lo que el espesor debe cumplir con:

t >P∗D /(2∗S∗F∗E∗T ) (11)

Por otra parte, Antaki (2003) establece que el espesor de la tubería debe ser

sobredimensionado tomando en cuenta un factor de seguridad por corrosión y

tolerancia de fabricación:

t=(tmin+C )(1+ f ) (12)

Donde:C = espesor por corrosión, in. (C=0,1 pulg).

f = tolerancia de fabricación, pulg. (f= 12,5 %)

En la Tabla 5 se muestran los cálculos realizados para la estimación del

espesor mínimo requerido por la tubería para soportar la presión de operación.

Tabla 5. Cálculos del espesor de la tubería para los diámetros de la red.

D [ pulg ]

Sy

[ psi ] F E T Su

[ psi ]tmin

[ pulg ] t[ pulg]

4,5 31900 0,6 1 1 19140 0,024 0,139 3,5 31900 0,6 1 1 19140 0,019 0,133 2,375 31900 0,6 1 1 19140 0,013 0,127

Fuente. El autor

74

La obtención del Schedule de la tubería se hace para cuando el espesor t

obtenido en la Tabla 5 sea menor que el espesor estipulado en el Anexo 11 para cada

diámetro.

En la Tabla 6 se muestra el Schedule requerido por cada diámetro de tubería:

Tabla 6. Schedule requerido por las tuberías y accesorios para soportar la presión de

diseño.

DN[ pulg ]

Sch. t[ pulg ]

4 40 0,2373 40 0,2162 40 0,154

Fuente. El autor.

Selección de los soportes.

La finalidad de estos es soportar el peso de la tubería evitando la flexión de

esta. De los tipos de soportes existentes, los más idóneos para esta aplicación son los

empotrados en el suelo del tipo pilar o durmiente como se muestra en la Figura 9 del

Capítulo II del presente trabajo.

Del Código ASME B31.1 se extrajo el Anexo 12 que muestra la distancia

entre los soportes del tipo pilar requerida para soportar el peso de la tubería y evitar

su flexión. En la Tabla 7 pueden observarse las distancia que se requieren entre

soportes según el diámetro de la tubería.

Tabla 7. Distancia entre soportes.

DN[ pulg ]

Gas[ pie]

2 133 154 17

Fuente. El autor.

75

Selección de las bridas.

En primera instancia, debe conocerse el “rating” de las bridas que es una de

las características más importantes para su selección. Del Anexo 13, con la presión y

temperatura de diseño como datos de entrada se obtiene:

Rating requerido: 150

Presión soportada por la clase 150: P150 = 285 psi.

Usando como referencia a Antaki (2003) se determina que el tipo de brida

más apropiada para esta aplicación es la Welding neck (en el Anexo 3 puede

observarse este tipo de brida), debido a que tiene sobre los demás tipos las siguientes

ventajas:

- Pequeña concentración de esfuerzos.

- La conexión soldada a la tubería es fuerte.

- Trabaja bien en condiciones severas a altas temperaturas, altas presiones y

bajo grandes cargas.

Selección de las empaquetaduras.

Tomando como referencia a Antaki (2003), se construye la Tabla 8 que

resume los materiales más adecuados que deberían constituir las empaquetaduras de

las bridas de la presente aplicación, tomando como referencia la temperatura y

presión de operación de la red de gas.

76

Tabla 8. Materiales más adecuados para las empaquetaduras.

Material Temperatura Presión

Nitrilo reforzado con fibra

de Aramida

Máx. 500 °F Máx. 1200 psi

Teflón -350 °F a 50 °F Máx. 800 psi

SBR (butadieno-estireno) -60°F a 250°F Máx. 1200 psi

Fuente. El autor.

Las Figuras 37 y 38 muestran dos tipos de empaquetaduras que cumplen con

los requerimientos establecidos por Antaki (2003) y que fueron resumidos en la Tabla

8:

Figura 37. Empaquetadura de Butadieno-Estireno.

Fuente. Catálogo de Empaques Mecánicos y Juntas CHESTERTON.

77

Figura 38. Empaquetadura de Neopreno reforzada con nylon.

Fuente. Catálogo de Empaques Mecánicos y Juntas CHESTERTON.

Especificaciones de los pernos que requieren las bridas y cálculo del torque de

apriete mínimo necesario para soportar la presión de diseño del sistema.

Según el Anexo 15, los pernos deben cumplir con las especificaciones

resumidas en la Tabla 9 según el diámetro de la tubería:

Tabla 9. Especificaciones de pernos requeridos por las uniones bridadas.

DN[ pulg ]

N dn

[ pulg ]Ln

[ pulg ]2 4 5/8 2.753 4 5/8 34 8 5/8 3

DN: diámetro nominal de la brida.N: número de pernos.dn: diámetro nominal de los pernos.Ln: longitud nominal de los pernos.

Fuente. El autor.

78

Los cálculos se harán tomando como base:

- Tipo de rosca: basta UNC, por ser la más idónea para esta aplicación.

- Grado: SAE 5, por ser el más fácilmente disponible en el almacén de la

Empresa.

El conjunto de fuerzas que resultan al momento del apriete de un perno se

muestran en el Anexo 5; y las ecuaciones usadas para calcular estas fuerzas y el par

de apriete fueron tomadas de Shigley (1985) y se muestran a continuación:

T=0,2∗dn∗Fb (13)

Fb=( Kb

K b+K m)∗Fe+Fi (14)

Fh=PD∗¿ A∫ ¿=

PD∗π

4∗D

i2¿¿ (15)

F e=Fh

N (16)

F i=(1,5 o2 )∗Fe∗( Km

K b+Km) (17)

Donde:

Di=¿ Diámetro interno de la tubería, pulg.

Fb=¿Carga resultante sobre el perno, lb

F h=¿Carga hidrostática total debida a la presión de gas, lb

Fe=¿Carga externa sobre un perno, lb

Fi=¿Precarga del perno debida al apriete, lb

La constante de rigidez del perno es:

Kb=A t∗Eb

Lb

(18)

79

Lb=2∗ebrida+eemp (19)

Donde:

At= área en tensión del perno, pulg² (Anexo 17)

Eb = módulo de elasticidad del perno, Mpsi

Lb=¿Longitud del perno en la unión, pulg.

ebrida = espesor de la cara de la brida, pulg.

eemp = espesor de la empaquetadura, pulg.

Para materiales compuestos, la constante de rigidez Km será:

1Km

= 1K brida

+ 1K emp

(20)

Kbrida=Abrida∗Ebrida

2∗ebrida

(21)

K emp=Aemp∗Eemp

eemp

(22)

Donde:

Eemp = módulo de elasticidad de la empaquetadura (Anexo 18)

La siguiente ecuación sirve para calcular el área de la empaquetadura y brida

bajo apriete:

Aemp=Abrida=π4

( De ,brida2−Di , brida

2 )−At∗N (23)

Donde:

De ,brida = diámetro exterior de la cara de la brida, pulg (Anexo 14)

Di , brida = diámetro interior de la cara de la brida, pulg.

80

En las Tablas 10 y 11, se encuentran en listas las diferentes características y

propiedades de las bridas, pernos y empaquetaduras para los diferentes diámetros de

tuberías de la red de gas:

Tabla 10. Datos de bridas y pernos.

DN[ pulg ]

De ,brida

[ pulg ]Di , brida

[ pulg ]ebrida

[ pulg ]At

[ pulg² ]Sy

[psi]Eb

[psi]2 6 3,62 0,75 0,226 8100

030,0 e+06

3 7,5 5 0,94 0,226 81000

30,0 e+06

4 9 6,19 0,94 0,226 81000

30,0 e+06

Fuente. El autor.

Tabla 11. Datos de las empaquetaduras.

DN[ pulg ]

eemp

[ pulg ]Eemp

[psi]2 0,125 100003 0,125 100004 0,125 10000

Fuente. El autor.

Las Tablas 12 y 13 corresponden a los cálculos sucesivos necesarios para conocer el torques de apriete de los pernos según cada diámetro de tubería:

Tabla 12. Cálculos de constantes de rigidez.

DN[pulg]

Abrida

[pulg² ]Kbrida

[lb/pulg]K emp

[lb/pulg]Km

[lb/pulg]Kb

[lb/pulg]2 17,08 3,416 e+08 1,366 e+06 1,361 e+06 4,172 e+063 23,64 3,772 e+08 1,891 e+06 1,882 e+06 3,382 e+064 31,72 5,061 e+08 2,537 e+06 2,525 e+06 3,382 e+06

Fuente. El autor.

Tabla 13. Cálculo de torque mínimo de apriete.

81

DN [pulg]

Fh

[lb] Fe [lb]

F i

[lb]Fb

[lb] T [lb-pie]

2 684,55 171,14 84,18 213,23 2,22 3 1508,11 377,03 269,59 511,82 5,33 4 2016,92 252,11 277,52 463,38 4,83

Fuente. El autor.

Selección de las válvulas.

El rating de las válvulas es equivalente al de las bridas, es decir 150.

Tomando como referencia a Antaki (2003), puede determinarse que el tipo de

válvula más adecuada es la de “bola”, debido a que posee las siguientes ventajas:

- Rápida apertura o cierre por ser de 90 ° de giro.

- Buenos resultados anti-fugas como válvula de bloqueo.

- Buenos resultados como válvula de control de flujo.

- Óptimo desempeño con fluidos limpios o sucios.

Características de la soldadura.

El mejor método es la soldadora por fusión, por medio del proceso de

soldadura por arco eléctrico con electrodo consumible (SMAW)

La nomenclatura del electrodo según la AWS (American Welding Society) es:

E7018.

Para realizar una soldadura de calidad, debe verificarse la calidad de esta

detectando las imperfecciones mediante alguno de los métodos expuestos en el Anexo

21 y posteriormente realizando ensayos no destructivos según el Anexo 22. Además

de una prueba de presión para asegurarse de que no hay fugas. Para cumplir así con

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los estándares exigidos por el código ASME B31.1 referido a inspección, exámenes y

pruebas.

Por último, la Tabla 14 muestra una lista compacta de los diferentes

componentes que requiere la red de gas para su diseño:

Tabla 14. Lista de materiales requeridos.

Item

Descripción Diámetro de la tubería

2”3” SinPulmón

3” Con Pulmón

4” 3” x 2”

1 Tubería Sch. 40 ASTM A53 1m 30 m 33 m 2 m2 Codo 90º Sch. 40 radio largo 2 u 8 u 13 u 2 u3 Tee Sch. 40 1 u 1 u 1 u4 Válvula de bola 150# bridada 2 u 2 u5 Brida welding neck 150 # 8 u 1 u 3 u 5 u6 Reducción concéntrica Sch 40 1 u7 Filtro de partículas tipo ‘Y’

150 #2”

8 Flujómetro turbomedidor 150 # 1 u 1 u9 Empaquetadura de neopreno o

butadieno- estireno 8 u 1 u 3 u 5 u

10 Pernos grado 5 5/8” x 2.75” 1611 Pernos grado 5 5/8” x 3” 4 8 2412 Electrodos de Acero

consumibles E7018

Fuente. El autor.