Máquina que eleva la presión de un gas, un vapor o una mezcla de gases y vapores. La presión del fluido se eleva reduciendo el volumen especifico del mismo

Retraso en la apertura de la válvula de admisión Hasta que la presión dentro del cilindro sea (pa - Δpa) (para vencer la tensión del resorte de la válvula de admisión) no se abrirá ésta; por lo tanto el vapor al entrar en el cilindro sufrirá una expansión Δpa (laminación) a su paso por el orificio de la válvula de admisión. Esto quiere decir que mientras dura la aspiración la presión del gas dentro del cilindro es menor que la reinante en la línea de aspiración. La consecuencia de este retraso en la apertura de la válvula de admisión es que el volumen admitido dentro es menor, pues parte de la carrera teórica de admisión del pistón se emplea en expansionar el gas desde pa hasta, pa - Δpa. Retraso en la apertura de la válvula de escape Por idéntico motivo, para que pueda salir el gas en el escape, deberá estar dentro del cilindro a una presión, pe + Δpe, ligeramente superior a la pe reinante en la línea de escape. En el supuesto de que en el punto muerto superior la presión dentro del espacio muerto no tenga tiempo material de igualarse a la pe de la línea de escape, el recorrido del pistón en el retroceso para la expansión del gas del espacio muerto, no ya desde pe hasta, pa - Δpa, sino desde, pe + Δpe, hasta, pa - Δpa, deberá ser mayor, disminuyendo también por este concepto la carrera útil de admisión del pistón, y por lo tanto el volumen realmente admitido en el cilindro. A señalar que los efectos debidos a los retrasos de apertura en las dos válvulas no están influenciados por el valor de la relación de compresión. Calentamiento del cilindro El gas admitido en el cilindro en la carrera de admisión, se calienta al ponerse en contacto con las paredes interiores del cilindro, que están a temperatura más elevada por el rozamiento, y también por el hecho de que el gas comprimido no es perfecto, disminuyendo su densidad, o lo que es lo mismo, aumentando su volumen específico. Por esta razón, al final de la carrera de admisión el peso total de vapor admitido en el punto muerto inferior será menor, o lo que es lo mismo, el volumen aspirado, medido en las condiciones reinantes en la línea de aspiración, será menor que el barrido por el pistón en su carrera útil de admisión. A señalar que este calentamiento del cilindro es función de la relación de compresión y aumenta al elevarse ésta. La pared del cilindro se calienta por doble motivo: por contacto directo con el gas a alta temperatura y por rozamiento mecánico entre pistón y cilindro. Inestanqueidad de válvulas y segmentos Por este concepto, el volumen que realmente llega a impulsar el compresor es todavía menor; la inestanqueidad aumenta igualmente al elevarse la relación de compresión. Eficiencia de la compresión La eficiencia de la compresión es una medida de las pérdidas que resultan de la divergencia entre el ciclo real o indicado y el ciclo teórico (isentrópico) de compresión. Estas pérdidas son debidas a que tanto el fluido como el compresor, no son ideales sino reales, es decir con imperfecciones y limitaciones tales como: a) Rozamiento interno a causa de no ser el fluido un gas perfecto y a causa también de las turbulencias b) Retraso en la apertura de las válvulas de admisión y escape c) Efecto pared del cilindro d) Compresión politrópica Los factores que determinan el valor del rendimiento de la compresión y del rendimiento volumétrico real del compresor, son los mismos. El diagrama del ciclo ideal de compresión se fija teóricamente y el del ciclo real de compresión se obtiene en el banco de ensayos mediante un sensor introducido en el volumen muerto del compresor, que transmite la presión reinante, que se registra en combinación con el movimiento del pistón, dando lugar al diagrama (p,v) interno de la máquina.   Fig I.5.- Diagrama real de trabajo de un compresor Fig I.6.- Diagrama indicado del compresor real, con igualación de presiones en los puntos muertos Fig I.7.- Diagrama indicado del compresor real, caso de no igualación de presiones en los puntos muertos Fig I.8.- Diagrama teórico y real de trabajo de un compresor de una etapa. DIAGRAMA INDICADO DEL COMPRESOR REAL Las áreas A, B, C y D que diferencian el ciclo real del ideal vienen motivadas por: A) La refrigeración, permite una aproximación del ciclo a una transformación isotérmica. Por falta de refrigeración, o por un calentamiento excesivo a causa de rozamientos, dicha área puede desaparecer. B) El trabajo necesario para efectuar la descarga del cilindro. C) El trabajo que el volumen perjudicial no devuelve al expansionarse el gas residual, y que es absorbido en la compresión. D) El trabajo perdido en el ciclo de aspiración. Las áreas rayadas B, C, D expresan las diferencias de trabajo efectuado en cada etapa del ciclo, entre el diagrama teórico y el diagrama real. El diagrama estudiado corresponde a un compresor de una sola etapa, cuyo ciclo de compresión se realiza rápidamente, sin dar tiempo a que el calor generado en la compresión del aire pueda disiparse a un refrigerante o intercambiador de calor, pudiéndose decir que el aire durante su compresión sigue una evolución adiabática. Si el área (12341) del diagrama indicado ideal representa el trabajo teórico de compresión, el área comprendida dentro del diagrama indicado real (sombreado), representará el trabajo real necesario para efectuar la compresión real; para obtener el valor del trabajo absorbido en el eje del compresor, a este trabajo hay que sumarle el perdido en vencer los rozamientos mecánicos del compresor. - Al final de la carrera de admisión, punto 1 muerto inferior, la velocidad del pistón disminuye hasta cero, igualándose las presiones del exterior pext y del interior del cilindro pa (aunque por la velocidad del pistón no exista tiempo material a que éste equilibrio se establezca); la válvula de admisión está cerrada, así como la de descarga. - Al final de la carrera de escape, punto 3 muerto superior, la velocidad del pistón disminuye igualmente hasta cero, tendiendo la presión dentro del cilindro a regresar al valor de pe; la válvula de escape esta cerrada, así como la de admisión. - Para que la válvula de admisión abra durante la carrera de retroceso, es necesario que la presión reinante en el interior del cilindro sea inferior a la pa del vapor de admisión; esto ocurre por ejemplo en el punto 4', en donde, p4´ = pa - Δpa, Fig I.6. En el instante de la apertura, la válvula se abre de golpe, tendiendo luego a cerrarse algo (supuesta eliminada la posibilidad real de que la válvula comience a vibrar, abriéndose-cerrándose- abriéndose, etc...) , con lo que la presión dentro del cilindro aún bajará algo más, hasta el punto 4" por ejemplo; por lo tanto, V1 - V4´, será el volumen ocupado al final de la admisión por el gas aspirado al interior del cilindro, medido a la presión de aspiración pa, pero a una temperatura superior, debido al efecto pared del cilindro, que se podría interpretar como que el cilindro permanece durante la compresión a una temperatura media, mientras que el fluido al comienzo de la compresión estará por debajo de ella y al final estará por encima, por lo que se puede considerar representado por dos calores, uno entrante y otro saliente. - En la carrera de compresión, para que la válvula de escape se abra, es necesario que la presión reinante dentro del cilindro sea superior a la pe de la línea de descarga; esto ocurre por ejemplo en el punto 2', en donde, p2 = pe + Δp, Fig I.6. En el instante de la apertura, ésta se producirá igualmente de golpe, volviendo a cerrarse y originando que la presión en el interior del cilindro suba algo más, hasta 2" por ejemplo; en la carrera de expulsión al estar el gas a mayor temperatura que la pared, ésta absorberá el calor del fluido. - En los procesos de compresión y expansión, el sentido de la transmisión del calor entre el vapor y las paredes del cilindro se invierte; en todo este razonamiento se ha supuesto que el compresor real carece de camisa de agua. Durante la última parte del proceso de expansión y en la inicial del de compresión, hemos visto que la temperatura de la pared era mayor que la del vapor, pasando por lo tanto calor de aquélla a éste; en la parte inicial del proceso de expansión y la final del de compresión, la temperatura del vapor es superior a la de la pared, por lo que el calor pasará de aquél a ésta; ésto se puede interpretar como si el gas funcionase con un coeficiente politrópico variable. - Si se pretende representar todo ésto en un diagrama termodinámico, resulta más sencillo y correcto definir los estados inicial y final 1 y 2, justo antes y después del compresor, como puntos de equilibrio termodinámico Así en el punto 1, antes de la válvula de admisión, las condiciones del gas o vapor son las existentes y conocidas de la línea de admisión. En el punto 2 (justo después de la válvula de escape a través de la cual el gas se habrá laminado, expandiéndose isentálpicamente desde una presión comprendida entre, pe + Δpe, y pe, a otra que es la reinante pe en la línea de descarga; la presión es pe pero la temperatura, (valor que junto a la pe permite determinar la posición del punto 2 en el diagrama termodinámico correspondiente), será función de todas las aportaciones y cesiones caloríficas, así como de las dos laminaciones que sufre el gas a lo largo de todo el ciclo interno del compresor real. Supuesto fijado correctamente el punto 2, midiendo por ejemplo su temperatura T2, de la transformación (1-2) sólo conocemos sus puntos inicial y final en el diagrama termodinámico, no pudiendo ser considerada como una politrópica, como hasta ahora se ha venido haciendo, pues como se ha descrito en el ciclo real indicado, tienen lugar operaciones que termodinamicamente no tienen sentido incluirlas en una politrópica. Lo que sí es cierto, supuesto correctamente fijado el punto 2, es que, i2 - i1, representa el trabajo neto realizado por el compresor real y que este valor coincide con el área que el diagrama indicado real proporciona, por lo que se tiene otra forma diferente de determinar el punto 2, mediante el diagrama indicado real referido a 1 Kg de gas en la admisión y escape, calculando su superficie a, por lo que: i2 - i1 = a >> i2 = a + i1 La camisa de agua de refrigeración en un cilindro hace que T2 sea menor, disminuyendo el valor de, i2 - i1. No es correcto representar en el diagrama termodinámico puntos tales como el 2", 2"' , etc..., que representan la presión de una parte del gas comprimido, y no la del resto que ya ha salido y estará por lo tanto a la presión de escape pe. 3. Distribución del aire comprimido Como resultado de la racionalización y automatización de los dispositivos de fabricación, las empresas precisan continuamente una mayor cantidad de aire. Cada máquina y mecanismo necesita una determinada cantidad de aire, siendo abastecido por un compresor, a través de una red de tuberías. El diámetro de las tuberías debe elegirse de manera que si el consumo aumenta, la pérdida de presión entre él depósito y el consumidor no sobrepase 10 kPa (0,1 bar). Si la caída de presión excede de este valor, la rentabilidad del sistema estará amenazada y el rendimiento disminuirá considerablemente. En la planificación de instalaciones nuevas debe preverse una futura ampliación de la demanda de aire, por cuyo motivo deberán dimensionarse generosamente las tuberías. El montaje posterior de una red más importante supone costos dignos de mención. Leer mas aquí .  3.1 Dimensionado de las tuberías El diámetro de las tuberías no debería elegirse conforme a otros tubos existentes ni de acuerdo con cualquier regla empírica, sino en conformidad con: - el caudal - la longitud de las tuberías - la pérdida de presión (admisible) la presión de servicio la cantidad de estrangulamientos en la red En la práctica se utilizan los valores reunidos con la experiencia. Un nomograma (figura 25) ayuda a encontrar el diámetro de la tubería de una forma rápida y sencilla. Cálculo de una tubería: El consumo de aire en una industria es de 4 m3/min (240 m3/h). En 3 años aumentará un 300%, lo que representa 12 m3/min (720 m3/h). El consumo global asciende a 16 m3/min (960 m3/h) La red tiene una longitud de 280 m; comprende 6 piezas en T, 5 codos normales, 1 válvula de cierre. La pérdida admisible de presión es de A p = 10 kPa (0,1 bar). La presión de servicio es de 800 kPa (S bar).   Se busca: El diámetro de la tubería El nomograma de la figura 25, con los datos dados, permite determinar el diámetro provisional de las tuberías. solución: En el nomograma, unir la línea A (longitud M tubo) con la B (cantidad de aire aspirado) y prolongar el trazo hasta C (eje l). Unir la línea E,(presión). En la línea F (eje 2) se obtiene una intersección. Unir los puntos de intersección de los ejes 1 y 2. Esta línea corta la D (diámetro nominal de la tubería) en un punto que proporciona el diámetro deseado. En este caso, se obtiene para el diámetro un valor de 90 mm. Tomado del manual de neumática de FMA Pokorny, Francfort Las resistencias de los elementos estranguladores (válvula de cierre, válvula esquinera, pieza en T, compuerta, codo normal) se indican en longitudes supletorias. Se entiende por longitud supletoria la longitud de una tubería recta que ofrece la misma resistencia al flujo que el elemento estrangulador o el punto de estrangulación. La sección de paso de la "tubería de longitud supletoria" es la misma que la tubería. Un segundo nomograma (figura 26) permite averiguar rápidamente las longitudes supletorias.   Con esta longitud total de tubería de 380 m, el consumo de aire, la pérdida de presión y la presión de servicio se puede determinar, como en el problema anterior, con ayuda del nomograma (figura 25) el diámetro definitivo de las tuberías. En este caso, el diámetro es de 95 mm.   3.2 Tendido de la red No solamente importa el dimensionado correcto de las tuberías, sino también el tendido de las mismas. Las tuberías requieren un mantenimiento y vigilancia regulares, por cuyo motivo no deben instalarse dentro de obras ni en emplazamientos demasiado estrechos. En estos casos, la detección de posibles fugas se hace difícil. Pequeñas faltas de estanqueidad ocasionan considerables pérdidas de presión. En el tendido de las tuberías debe cuidarse, sobre todo , de que la tubería tenga un descenso en el sentido de la corriente, del 1 al 2%. En consideración a la presencia de condensado , las derivaciones para las tomas aire en el caso de que las tuberías estén tendidas horizontalmente, se dispondrán siempre en la parte superior del tubo. Así se evita que el agua condensada que posiblemente en encuentre en la tubería principal llegue a través de las tomas. Para recoger y vaciar el agua condensada se disponen tuberías especiales en la parte inferior de la principal. En la mayoría de los casos, la red principal se monta en circuito cerrado. Desde la tubería principal se instalan las uniones de derivación. Con este tipo de montaje de la red de aire comprimido se obtiene una alimentación uniforme cuando el consumo de aire es alto. El aire puede pasar en dos direcciones. En la red cerrada con interconexiones hay un circuito cerrado, que permite trabajar en cualquier sitio con aire, mediante las conexiones longitudinales y transversales de la tubería de aire comprimido, Ciertas tuberías de aire comprimido pueden ser bloqueadas mediante válvulas de cierre (correderas) si no se necesitan o si hay que separarlas para efectuar reparaciones y trabajos de mantenimiento. También existe la posibilidad de comprobar faltas de estanqueidad. 3.3 Material de tuberías 3.3.1 Tuberías principales Para la elección de los materiales brutos, tenemos diversas posibilidades: Cobre Tubo de acero negro Latón Tubo de acero galvanizado Acero fino Plástico Las tuberías deben poderse desarmar fácilmente, ser resistentes a la corrosión y de precio módico. Las tuberías que se instalen de modo permanente se montan preferentemente con uniones soldadas. Estas tuberías así unidas son estancas y, además de precio económico. El inconveniente de estas uniones consiste en que al soldar se producen cascarillas que deben retirarse de las tuberías. De la costura de soldadura se desprenden también fragmentos de oxidación; por eso, conviene y es necesario incorporar una unidad de mantenimiento. En las tuberías de acero galvanizado, los empalmes de rosca no siempre son totalmente herméticos. La resistencia a la corrosión de estas tuberías de acero no es mucho mejor que la del tubo negro. Los lugares desnudos (roscas) también se oxidan, por lo que también en este caso es importante emplear unidades de mantenimiento. Para casos especiales se montan tuberías de cobre o plástico. 3.3.2 Derivaciones hacia los receptores Los tubos flexibles de goma solamente han de emplearse en aquellos casos en que se exija una flexibilidad en la tubería y no sea posible instalar tuberías de plástico por los esfuerzos mecánicos existentes. Son más caros y no son tan manipulables como las tuberías de plástico. Las tuberías de polietileno y poliamida se utilizan cada vez más en la actualidad para unir equipos de maquinaria. Con racores rápidos se pueden tender de forma rápida, sencilla y económica. 3.4 Uniones Describimos en lo sucesivo los dispositivos de uso común en neumática basándonos básicamente en los modelos Festo , para mas información sobre esta marca ingresar a su página web .  3.4.1 Racores para tubos Aplicables sobre todo para tubos de acero y de cobre Figura 30: Racores de anillo cortante. El empalme puede soltarse y unirse varias veces. figura 31: Racor con anillo de sujeción para tubos de acero y cobre, con anillo interior especial (bicono) también para tubos de plástico . Figura 32: Racor con borde recalcado Figura 33: Racor especial con reborde (para tubo de cobre con collarín) 3.4.2 Acoplamientos Figura 34: Base de enchufe rápido Figura 35: Racor de enchufe rápido 3.4.3 Racores para tubos flexibles Figura 36: Boquilla con tuerca de racor Figura 37: Boquilla Figura 38: Racores rápidos para tubos flexibles de plástico Racor CS 4. Preparación del aire comprimido 4.1 Impurezas En la práctica se presentan muy a menudo los casos en que la calidad del aire comprimido desempeña un papel primordial. Las impurezas en forma de partículas de suciedad u óxido, residuos de aceite lubricante y humedad dan origen muchas veces a averías en las instalaciones neumáticas y a la destrucción de los elementos neumáticos. Deben eliminarse todas las impurezas del aire, ya se antes de su introducción en la red distribuidora o antes de su utilización. Las impurezas que contiene el aire pueden ser: Sólidas. Polvo atmosférico y partículas del interior de las instalaciones Líquidas. Agua y niebla de aceite Gaseosas. Vapor de agua y aceite Los inconvenientes que estas partículas pueden generar son: Sólidas. Desgaste y abrasiones, obstrucciones en los conductos pequeños. Líquidas y gaseosas. El aceite que proviene de la lubricación de los compresores provoca: formación de partículas carbonases y depósitos gomosos por oxidación y contaminación del ambiente al descargar las válvulas. Por otro lado el agua en forma de vapor provoca: oxidación de tuberías y elementos, disminución de los pasos efectivos de las tuberías y elementos al acumularse las condensaciones, mal acabado en operaciones de pintura. En la actualidad se ha desarrollado y se está difundiendo cada vez con mayor velocidad los compresores libre de aceite, especialmente desarrollado para la industria alimenticia y farmacéutica, estos pueden ser del tipo pistón o tornillo, la gran ventaja de estos equipos es la entrega de un aire limpio, de alta pureza, pero siempre necesita un sistema de filtración posterior. Mientras que la mayor separación del agua de condensación tiene lugar en el separador, después de la refrigeración, la separación fina, el filtrado y otros tratamientos del aire comprimido se efectúan en el puesto de aplicación. Hay que dedicar especial atención a la humedad que contiene el aire comprimido. El agua (humedad) llega al interior de la red con el. aire que aspira el compresor. La cantidad de humedad depende en primer lugar de la humedad relativa del aire, que -a su vez depende de la temperatura del aire y de las condiciones climatológicas. La humedad absoluta es la cantidad de agua contenida en un m3 de aire. El grado de saturación es la cantidad de agua que un m3 de aire puede absorber, como máximo, a la temperatura considerada. La humedad es entonces del 100% , como máximo (temperatura del punto de rocío). El diagrama de la figura 39 muestra la saturación del aire en función de la temperatura. Ejemplo: Para un punto de rocío de 293 K (20'C), la humedad contenida en un m3 de aire es de 17,3 g. Remedio: Filtrado correcto del aire aspirado por el compresor Utilización de compresores exentos de aceite. Si el aire comprimido contiene humedad, habrá de someterse a un secado. Existen varios procedimientos:

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