INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL

ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA UNIDAD PROFESIONAL AZCAPOTZALCO

“ANÁLISIS Y DISEÑO DE UN RECIPIENTE A PRESIÓN PARA EL ALMACENAJE DE GAS NATURAL, UTILIZANDO

UN MATERIAL ALTERNATIVO (SA-283-C)”

TESIS

QUE PARA OBTENER EL TITULO DE INGENIERO MECÁNICO

PRESENTA:

GUILLERMO ROMÁN PORTILLO GARCÍA

ASESORES

M. EN C. RICARDO SÁNCHEZ MARTÍNEZ M. EN C. RICARDO CORTEZ OLIVERA

MÉXICO, D.F. 2008

DEDICATORIA

A mí mamá:

Quiero agradecerte el gran sacrificio que has hecho para sacar a mi hermano y a mí a delante siendo el único soporte de la familia. Todo lo que he logrado, sin duda esta cimentado en los principios y valores que me has inculcado, pero sobre todo, el amor que siempre le has conservado a tu familia es definitivamente el más grande incentivo en mi vida.

Te amo.

A mí Hermano:

Te agradezco la gran disposición que siempre has tenido para apoyarme cuando lo he necesitado. Siempre has sido el mejor hermano.

A mis tíos Alfredo y Salvador:

Gracias por ser la inspiración que ha moldeado mi forma de ver la vida, siempre tendré el gran orgullo de ser su sobrino. Tengo que agradecerles también su apoyo incondicional y los buenos consejos que me han motivado para dar lo mejor de mí.

Los quiero muchísimo

A mis primos:

Gracias por los ánimos que siempre me han dado y las buenas experiencias que hemos pasado.

A todos y a cada uno de los que contribuyeron en este trabajo y me acompañaron en ésta etapa de mi vida, gracias, a aquellas personas que me ayudaron a madurar y a ser mejor persona.

TABLA DE CONTENIDO

Descripción de la Investigación……………………………………………………… …….1

Introducción…………………………………………………………………………………1

Justificación…………….……..……………………………………......2

Objetivo……….…………..…………………………...……………….2

Alcances y Restricciones……….……………………………..………..3

Gas Natural (Antecedentes y características)…..……………..………..4

CAPITULO I GENERALIDADES SOBRE RECIPIENTES A PRESIÓN

Tipos de recipientes………...……………………………………………………………...8

Clasificación de recipientes de acuerdo a su uso…………………….…………………….8

Clasificación de recipientes de acuerdo a su forma…………………..........……………....9

Código A.S.M.E……………………………………………………………………...........9

Clasificación del código A.S.M.E …………………...................................……………...11

Limitaciones que presenta el código A. S M. E.….………….…………………………...13

CAPÍTULO II. CÁLCULO Y SELECCIÓN DE UN RECIPIENTE A PRESIÓN (CILÍNDRICO HORIZONTAL)

Materiales en recipientes a presión………………………………………………………...14

Materiales más comunes………………….………………………………………….…….14

Propiedades que deben tener y requisitos que deben llenar los materiales para satisfacer las condiciones de servicio…………………………………………….…….....……………...14

Evaluación de los materiales sugeridos……………………..………………………..........16

Selección del material (Acero al carbón SA – 283 C)…………………………………......16

Margen de Corrosión requerido ……………………………………………….………......17

Presión de operación (Po)………………….………………………………………………17

Presión de diseño (P)………………….....………………………………………………...17

Presión de prueba (Pp)…………………………….............................................................18

Presión de trabajo máxima permisible..….………….……………….…………………....18

Esfuerzo de diseño a la tensión (S)………...……………………………………………....19

Eficiencia de las soldaduras (E)………………………………….….……………………..19

Características iniciales del proyecto……………………...................................................21

Tamaño óptimo del recipiente………………….....…………………………….………...21

Cálculo del espesor del cuerpo y tapas por Presión Interna.................................................23

Cálculo del espesor del cuerpo y tapas por Presión Externa (vacío)……………………..26

Selección del perfil de los anillos atiesadotes………………………………………….....35

Cálculo de los soportes (silletas)………………………………………………………….38

Reacción en las silletas……………………………………………………………………38

Localización de las silletas……………………………………………………………….41

Ángulo de agarre………………………………………………………………………….42

Esfuerzos en los Soportes…………………………………………………………………42

Esfuerzos longitudinales por flexión……………………………………………………..42

Esfuerzos de corte tangenciales…………………………………………………………..43

Esfuerzos circunferenciales………………………………………………………………43

Máximos esfuerzos permisibles………………………………………………………….48

Diseño de los soportes……………………………………………………………………51

Cálculo de orejas de izaje………………………………………………………………..54

Boquillas en el recipiente a presión…………..………………………………………….58

Cálculo de la brida para el registro de hombre.………………………………………….65

Accesorios del recipiente………………………………………………………………...77

CAPÍTULO III SOLDADURA, PINTURA Y PRUEBAS EN EL RECIPIENTE A PRESIÓN

Soldabilidad……………………………………………………………………………....81

Pintura en el recipiente a presión…………………………………………………………90

Preparación de la superficie………………………………………………………………90

Consideración económica…………………………………………………………...……90

Selección de un sistema de pintura……………………………………………………….90

Pruebas en recipientes a presión………………………………………………………….91

Prueba hidrostática……………….……………………………………………………….91

Pruebas neumáticas……………………………………………………………………….91

Prueba de elasticidad……………………………………………………………………..92

Costos del Proyecto………………………………………………………………………93

CAPÍTULO IV ESQUEMAS Y DIBUJOS DEL RECIPIENTE

(CAD Y ELEMENTO FINITO)

Diseño del Recipiente en Mechanical Desktop…………………………………………...95

Análisis de Elemento finito (ANSYS)……………………………………………………101

Conclusiones……………………………………………………………………………...114

Glosario…...………………………………………………………………………………115

Lista de Organizaciones……………………………..……………………………………117

Bibliografía……………………………………………………………………………….118

Anexos (Planos)………..…………………………………………………………………119

ÍNDICE DE FIGURAS

Figura 1: Eficiencia de Soldaduras (Valores de “E”)….……………………...20

Figura 2: Propiedades de algunos materiales de Acero al carbón….................21

Figura 3: Tabla para establecer las medidas adecuadas en el recipiente a presión………………………………………………….……………………...22

Figura 4: Cuerpo cilíndrico con presión interna…….…………………...........24

Figura 5: Memoria de cálculos para espesor de cabeza semielíptica 2:1 bajo presión interna….……………………………………………………………………...25

Figura 6: Valores del Factor A que se usan en fórmulas para recipientes sujetos a presión Externa…………………………………………………..….................28

Figura 7: Valores del Factor B que se usan en fórmulas para recipientes sujetos a presión Externa ….………………………………………………………….....29

Figura 8: Tabla para determinar el espesor de pared de recipientes sometidos a vacío total……………………………..…………………….…….….........................34

Figura 9: Cálculo de anillos atiesadores….……………….…………………...36

Figura 10: Reacción en las silletas……………………………….….................40

Figura 11: Valores de la constante “K”……………..….……………………...45

Figura 12: Esfuerzos en recipientes grandes soportados por dos silletas…………………………………………………………....….................46

Figura 13: Análisis de esfuerzos en recipientes cilíndricos horizontales soportados en dos silletas……………………………….………………………..………...47

Figura 14: Diseño de silletas……………………………………..….................50

Figura 15: Soportes para recipientes horizontales…...….……………………...52

Figura 16: Expansión y contracciones en recipientes a presión….….................53

Figura 17: Orejas de Izaje………………………………………...….................56

Figura 18: Orejas de Izaje (Dimensiones)…………...….……………………...57

Figura 19: Ancho efectivo del asentamiento del empaque “b”…..….................60

Figura 20: Bridas estándar con cara realzada o plana….……………………....61

Figura 21: Tipos de bridas………………………………………..….................62

Figura 22: Accesorios en el recipiente a presión…….….……………………...76

Figura 23: Símbolos gráficos para la representación de soldaduras………………………………………………………...….................82

Figura 24: Símbolos gráficos para la representación de soldaduras………………………………………………………...….................83

Figura 25: Símbolos básicos de soldaduras de arco y de gas…….….................84

Figura 26: Soldadura en boquillas…………………...….……………………...85

Figura 27: Soldadura en placas…………………………………...….................86

Figura 28: Soldadura de unión tapa – cuerpo………..….……………………...87

Figura 29: Soldadura en los soportes……………………………..….................88

Figura 30: Soldadura en las orejas de Izaje………….….……………………...89

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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PRESENTACIÓN Título de la Investigación “Análisis y Diseño de un Recipiente a Presión para el almacenaje de Gas Natural, utilizando un material alternativo (SA – 283 C)” Descripción de la Investigación Este proyecto presenta de una manera completa, detallada y comprensible cómo realizar el análisis y diseño de un recipiente a presión utilizando el método de L. P. Zick •a través del manual de recipientes a presión (Pressure Vessel Handbook) que se sustenta, principalmente, bajo las normas del código ASME, sección VIII, referente a la fabricación de recipientes a presión. Introducción La presente tesis se desarrolló en cinco capítulos; el primero está referido las generalidades del proyecto, Para la realización de este capítulo fue necesario abordar conceptos teóricos importantes como definir qué es un recipiente a presión, su clasificación y uso dentro de la industria. Además se hace una breve reseña de la historia del código ASME y su utilización en la fabricación de recipientes a presión. En el segundo capítulo, se trabaja con la memoria de cálculo requerida para el proyecto. Se determinará el diseño óptimo del recipiente en base a los requerimientos iniciales del fluido a almacenar y la presión a la que este debe ser manejado. También se hará el cálculo y selección adecuada de los componentes que constituyen a un recipiente a presión; como son tapas, anillos atiesadores, silletas, orejas de izaje, accesorios (boquillas, válvulas, coples, etc.). El tercer capítulo hace referencia al tipo de soldadura que el recipiente deberá llevar en cada una de las uniones que este requiera, así como su adecuada señalización. En esta parte del proyecto se define el tipo de pintura que se aplicará en el recipiente y así mismo se considerarán las pruebas pertinentes para verificar la efectividad del recipiente. En el cuarto capítulo se presenta el desarrollo de dibujos técnicos asistidos por computadora (CAD) del recipiente a presión mediante la utilización del software Autodesk Mechanical Desktop. En este capítulo se realizará un análisis del recipiente por elemento finito, lo cual permitirá visualizar los esfuerzos en el recipiente. También se presenta una cotización detallada de los costos de fabricación del recipiente a presión

• Ingeniero Mecánico que desarrolló el método para calcular los soportes en un recipiente a presión.

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Justificación Existen varios tipos de recipientes a presión los cuales son utilizados en las plantas industriales o de procesos, algunos de estos tienen la finalidad de almacenar sustancias que se dirigen o convergen de algún proceso.

El manejo de fluidos es indispensable dentro de ciertas actividades industriales. La inestabilidad de algunos fluidos representa un problema en la manipulación de los mismos, por lo que la necesidad de utilizar un recipiente a presión se justifica para poder evitar riesgos de cualquier índole. Haciendo uso de recipientes bien calculados, será posible para llevar acabo procesos específicos, teniendo la seguridad de que se reducirá al mínimo la probabilidad de tener algún accidente en el manejo de fluidos inestables.

Existen fluidos que por su naturaleza no pueden permanecer almacenados en cualquier tipo de recipiente, por lo que es necesario hacer un estudio de sus características físicas y químicas para así determinar por medio de cálculos y experimentaciones que tipo de recipiente es el idóneo para almacenar dicho fluido. Objetivo General Desarrollar el diseño, cálculo y selección de un recipiente a presión capaz de almacenar gas natural, de manera eficiente y económica, tomando como base el código ASME sección VIII, División 1. Objetivos Específicos.

• Diseñar y calcular un recipiente a presión capaz de brindar eficiencia y seguridad en el almacenamiento de gas natural el cual tendrá una determinada presión, y temperatura.

• Se buscara que al fabricar este recipiente no solo tenga seguridad sino

que también cuente una fabricación sencilla y de un costo accesible teniendo como prioridad calidad, durabilidad y sobre todo seguridad.

• Así también se buscara facilitar el almacenaje de gas natural mediante un

diseño sencillo y práctico utilizando acero SA – 283 C como material base, manteniéndonos bajo las normas de seguridad que se dictan en el código ASME sección VIII, teniendo como resultado un diseño de recipiente bastante aceptable.

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Alcances y Restricciones Como todo proyecto de investigación, este tiene alcances y restricciones que definen qué se desea alcanzar y qué no se pretende cubrir en él. En este proyecto se presenta una manera completa, detallada y comprensible de cómo realizar el análisis y diseño de un recipiente a presión, presentando los diferentes elementos, modelos y diagramas que lo componen, respaldando los resultados mediante un análisis de elemento finito que permita visualizar una emulación del probable comportamiento y funcionalidad del recipiente. Este proyecto no pretende profundizar en todas las variantes relacionadas a un recipiente a presión como lo son los distintos tipos de recipientes que existen (horizontales, verticales y esféricos) o las distintas formas de manufactura que se pueden elegir en la fabricación de un recipiente a presión. Además, no se pretende presentar toda la información existente, sino lo que se puede considerar que será útil para alcanzar el objetivo general de este proyecto. Este proyecto se limita al análisis del almacenaje de gas natural, ya que en caso de requerir la manipulación de cualquier otro fluido, sería necesario realizar un seguimiento análogo al presentado en este trabajo.

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Gas Natural (Antecedentes y características) El gas natural es la fuente de energía fósil que ha conocido el mayor avance desde los años 70 y representa actualmente la quinta parte del consumo energético mundial.

Gracias a sus ventajas económicas y ecológicas, el gas natural resulta cada día más atractivo para muchos países. Las características de este producto, como por ejemplo su reducido intervalo de combustión, hacen de esta fuente de energía una de las más seguras del momento. En la actualidad es la segunda fuente de energía de mayor utilización después del petróleo. Según EIA, departamento norteamericano de la energía, la participación del gas natural en la producción energética mundial era del 23% en 1999 y las perspectivas de desarrollo de la demanda son excelentes. El gas natural es considerado como el combustible fósil de este siglo, como lo fue el petróleo durante el siglo pasado y el carbón hace dos siglos.

El gas natural presenta una ventaja competitiva frente las otras fuentes de energía pues, solamente alrededor del 10% del gas natural producido se pierde antes de llegar al consumidor final. Además los avances tecnológicos mejoran constantemente la eficacia de las técnicas de extracción, de transporte y de almacenamiento así como el rendimiento energético de los equipos que funcionan con gas natural.

El gas natural es considerado como uno del combustible fósiles más limpios y respetuosos con el medio ambiente. Su ventaja comparativa en materia ambiental en comparación con el carbón o con el petróleo reside en el hecho de que las emisiones de dióxido de azufre son ínfimas y que los niveles de óxido nitroso y de dióxido de carbono son menores. Una mayor utilización de esta fuente de energía permitiría particularmente limitar los impactos negativos sobre el medio ambiente tales como: la lluvia ácida, la deterioración de la capa de ozono o los gases con efecto de invernadero.

El gas natural es igualmente una fuente de energía muy segura tanto en lo que concierne su transporte y su almacenamiento como su utilización.

Aunque las reservas de gas natural sean limitadas y que se trate de una energía no renovable, las reservas explotables son numerosas en el mundo entero y aumentan al mismo tiempo que se descubren nuevas técnicas de exploración y de extracción, permitiendo una perforación más amplia y profunda.

El nivel de las inversiones dedicadas a la industria del gas natural prueba la importancia creciente de este producto. Este sector muestra un dinamismo importante a principios de este nuevo milenio. Una demanda y un nivel de precios en aumento condujeron, en un pasado reciente, a emprender nuevos proyectos de expansión y de exploración. Fue así como se desarrollaron y se planificaron proyectos de construcción de nuevos gasoductos a través del mundo. Además, los gobiernos incluyen progresivamente al gas natural en el orden del día de su política energética, principalmente a través del seguimiento de políticas de liberalización del mercado (en particular después de las crisis petroleras de los años 70). Cada vez más, los usuarios finales muestran una preferencia por el gas natural por su limpieza, su seguridad, su fiabilidad y su interés económico. El gas natural se puede utilizar para la calefacción, la refrigeración (cooling) y varias otras aplicaciones de tipo industrial. Al mismo tiempo, tiende a convertirse en el combustible preferido para la producción de electricidad.

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El descubrimiento del gas natural data de la antigüedad en el Medio Oriente. Hace miles de años, se pudo comprobar que existían fugas de gas natural que prendian fuego cuando se encendían, dando lugar a las llamadas "fuentes ardientes". En Persia, Grecia o la India, de levantaron templos para prácticas religiosas alrededor de estas "llamas eternas". Sin embargo, estas civilizaciones no reconocieron inmediatamente la importancia de su descubrimiento. Fue en China, alrededor del año 900 antes de nuestra era, donde se comprendió la importancia de este producto. Los chinos perforaron el primer pozo de gas natural que se conoce en el año 211 antes de nuestra era.

En Europa no se conoció el gas natural hasta que fue descubierto en Gran Bretaña en 1659, aunque no se empezó a comercializar hasta 1790. En 1821, los habitantes de Fredonia (Estados Unidos) observaron burbujas de gas que remontaban hasta la superficie en un arroyo. William Hart, considerado como el "padre del gas natural", excavó el primer pozo norteamericano de gas natural.

Durante el siglo XIX el gas natural fue casi exclusivamente utilizado como fuente de luz. Su consumo permaneció muy localizado por la falta de infraestructuras de transporte que dificultaban el traslado de grandes cantidades de gas natural a grandes distancias. En 1890, se produjo un importante cambio con la invención de las juntas a prueba de fugas en los gasoductos. No obstante, las técnicas existentes no permitieron transportar el gas natural a más de 160 kilómetros de distancia por lo que el producto se quemaba o se dejaba en el mismo lugar. El transporte del gas natural a grandes distancias se generalizó en el transcurso de los años veinte, gracias a las mejoras tecnológicas aportadas a los gasoductos. Después de la segunda guerra mundial, el uso del gas natural creció rápidamente como consecuencia del desarrollo de las redes de gasoductos y de los sistemas de almacenamiento.

En los primeros tiempos de la exploración del petróleo, el gas natural era frecuentemente considerado como un subproducto sin interés que impedía el trabajo de los obreros forzados a parar de trabajar para dejar escapar el gas natural descubierto en el momento de la perforación. Hoy en día, en particular a partir de las crisis petroleras de los años 70, el gas natural se ha convertido en una importante fuente de energía en el mundo.

Durante muchos años, la industria del gas natural estuvo fuertemente regulada debido a que era considerada como un monopolio de Estado. En el transcurso de los últimos 30 años, se ha producido un movimiento hacia una mayor liberalización de los mercados del gas natural y una fuerte desregulación de los precios de este producto. Esta tendencia tuvo como consecuencia la apertura del mercado a una mayor competencia y la aparición de una industria de gas natural mucho más dinámica e innovadora. Además, gracias a numerosos avances tecnológicos se facilitó el descubrimiento, la extracción y el transporte de gas natural hasta los consumidores. Estas innovaciones permitieron también mejorar las aplicaciones existentes así como creas nuevas aplicaciones. El gas natural es cada vez más utilizado para la producción de electricidad.

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Descripción y características técnicas

El gas natural es incoloro, inodoro, insípido, sin forma particular y más ligero que el aire. Por razones de seguridad, se le añade mercaptan, un agente químico que le da un olor a huevo podrido, con el propósito de detectar una posible fuga de gas.

El gas natural es una mezcla de hidrocarburos ligeros compuesto principalmente de metano, etano, propano, butanos y pentanos. Otros componentes tales como el CO2, el helio, el sulfuro de hidrógeno y el nitrógeno se encuentran también en el gas natural. La composición del gas natural nunca es constante, sin embargo, se puede decir que su componente principal es el metano (como mínimo 90%). Posee una estructura de hidrocarburo simple, compuesto por un átomo de carbono y cuatro átomos de hidrógeno (CH4). El metano es altamente inflamable, se quema fácilmente y casi totalmente y emite muy poca contaminación. El gas natural no es ni corrosivo ni tóxico, su temperatura de combustión es elevada y posee un estrecho intervalo de inflamabilidad, lo que hace de él un combustible fósil seguro en comparación con otras fuentes de energía. Además, por su densidad de 0,60, inferior a la del aire (1,00), el gas natural tiene tendencia a elevarse y puede, consecuentemente, desaparecer fácilmente del sitio donde se encuentra por cualquier grieta.

Es generalmente admitido que el carbono y el hidrógeno contenidos en el gas natural provienen de restos de plantas y de animales que se juntaron en el fondo de los lagos y de los océanos durante millones de años. Después de haber sido cubierto por grandes capas de otros sedimentos, el material orgánico se transformó en petróleo bruto y en gas natural bajo el efecto de la presión ejercida por las capas de sedimentos y el calor emitido por el núcleo terrestre. El petróleo y el gas son entonces expulsados fuera de los esquitos arcillosos marinos en los cuales se habían depositado y de ahí penetran en las rocas sedimentarias porosas. Posteriormente el petróleo y el gas suben a través de la roca porosa, ya que son menos densos que el agua, y llenan los poros. Existen diferentes tipos de "trampas" de petróleo y gas.

El gas natural está presente por todo el mundo, ya sea en los depósitos situados en las profundidades de la superficie terrestre, o en los océanos. Las napas de gas pueden formarse encima de los depósitos de petróleo bruto, o estar atrapadas en el seno de las rocas porosas. El gas es llamado "asociado" cuando se encuentra en presencia de petróleo bruto y "no asociado" cuando se encuentra solo.

A una presión atmosférica normal, si el gas natural se enfría a una temperatura de - 161°C aproximadamente, se condensa bajo la forma de un líquido llamado gas natural licuado (GNL). Un volumen de este líquido ocupa casi 600 veces menos espacio que el gas natural y es dos veces menos pesado que el agua (45% aproximadamente). Es inodoro, incoloro, no es corrosivo ni tóxico .Cuando se evapora se quema solamente en concentraciones hasta un 15% mezclado con el aire. Ni el GNL ni su vapor pueden explotar al aire libre. Puesto que el gas natural licuado ocupa menos espacio, el gas natural se licúa para facilitar su transporte y almacenaje.

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El gas natural es considerado como un combustible limpio. Bajo su forma comercializada, casi no contiene azufre y virtualmente no genera dióxidos de azufre (SO2). Sus emisiones de óxidos de nitrógeno (No) son menores a las generadas por el petróleo y el carbón. Las emisiones de dióxido de carbono (CO2) son inferiores a la de otros combustibles fósiles (según Eurogas emite 40 à 50% menos que el carbón y 25 à 30% menos que el petróleo).

Sectores de utilización

Usuarios domésticos Aplicaciones comerciales Industria Generación de electricidad Vehículos de gas natural Pilas de combustible El gas natural es una fuente de energía versátil que puede ser utilizada en ámbitos muy variados. La producción de calefacción y la generación de electricidad son sus principales usos tradicionales. En el futuro, la problemática de la protección del medio ambiente podría conducir a una mayor utilización del gas natural en el sector transporte

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CAPÍTULO I. GENERALIDADES SOBRE RECIPIENTES A PRESIÓN

Un recipiente a presión se puede definir como cualquier contenedor cerrado que sea capaz de almacenar un fluido a presión manométrica, ya sea presión interna o vacío, sin importar la forma o dimensiones que el recipiente tenga. Tipos de recipientes Los recipientes a presión pueden ser clasificados por la forma que estos presentan o por el uso que a estos se les dé. De almacenamiento

Por su uso

Recipientes De proceso

a presión. Horizontales Cilíndricos

Por su forma Verticales

Esféricos

Clasificación de recipientes de acuerdo a su uso. Por su uso los recipientes a presión pueden ser clasificados como recipientes de almacenamiento y recipientes de proceso. Los primeros tienen como única finalidad almacenar fluidos a una presión establecida, y de acuerdo con su servicio son conocidos como tanques de almacenamiento, tanques acumuladores, etc. Los recipientes a presión de proceso, a diferencia de los tanques de almacenamiento, tienen múltiples y muy variadas aplicaciones, entre ellos podemos citar los cambiadores de calor, reactores, torres fraccionadoras, torres de destilación, etc.

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Clasificación de recipientes de acuerdo a su forma. Por su forma, los recipientes a presión, pueden ser esféricos o cilíndricos. Los recipientes esféricos se utilizan generalmente como tanques de almacenamiento, y se recomiendan para almacenar grandes volúmenes a altas presiones. Puesto que la forma esférica es la forma “natural” que toman los cuerpos al ser sometidos a presión interna, ésta sería la forma más económica para almacenar fluidos a presión, sin embargo, la fabricación de este tipo de recipientes es mucho más cara en comparación con los recipientes cilíndricos. Los recipientes cilíndricos pueden ser horizontales o verticales, y pueden tener, en algunos casos, chaquetas para incrementar o decrecer la temperatura de los fluidos según el caso. Código A. S. M. E. El Código para calderas y recipientes a presión de la Sociedad Americana de Ingenieros Mecánicos (A.S.M.E.), se originó por la necesidad de proteger a la sociedad de las continuas explosiones de calderas que se sucedían antes de reglamentar su diseño y construcción. Inglaterra fue uno de los primeros países que sintió esta necesidad, y fue después de uno de los más grandes desastres que sufrió la ciudad de Londres al explotar una caldera en el año de 1815. La investigación de las causas de esta explosión la llevó a cabo la Cámara de los Comunes por medio de un Comité, el cual, después de agotar todas sus pesquisas, logró establecer tres de las principales causas del desastre: Construcción inapropiada, material inadecuado y aumento gradual y excesivo de la presión. Al final de su informe, dicho Comité recomendaba el empleo de cabezas semiesféricas, el hierro forjado como material de construcción y el empleo de dos válvulas de seguridad. En los Estados Unidos de Norteamérica, las personas dedicadas a la fabricación de calderas, se agruparon en una asociación en el año de 1889. Esta Asociación nombró un Comité encargado de preparar reglas y especificaciones, en las que se basara la fabricación en taller de las calderas. Como resultado de los estudios hechos por este Comité, se presentó ante la Asociación un informe en el que se cubrían temas como: Especificaciones de materiales, armado por medio de remaches, factores de seguridad, tipos de cabezas y de bridas, así como reglas para la prueba hidrostática.

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No obstante, los dos intentos anteriores por evitar las explosiones de calderas, éstas seguían sucediendo; A principios de este siglo, tan sólo en los Estados Unidos de Norteamérica, ocurrieron entre 350 y 400, con tremendas pérdidas de vidas y propiedades, llegó a ser costumbre que la autorización para usar una caldera la diera el cuerpo de bomberos. Hasta la primera década de este siglo, las explosiones de calderas habían sido catalogadas como “Actos de Dios”. Era necesario, la existencia de un Código legal sobre calderas. El 10 de marzo de 1905, ocurrió la explosión de una caldera en una fábrica de zapatos en Crocktown, Massachussetts, matando a 58 personas, hiriendo a otras 117 y con pérdidas materiales de más de un cuarto de millón de dólares. Este accidente catastrófico hizo ver a las gentes de Massachussetts la imperiosa necesidad de legislar sobre la construcción de calderas para garantizar su seguridad. Después de muchos debates y discusiones públicas, el Estado promulgó, en 1907, el primer Código legal de reglas para la construcción de calderas de vapor, al año siguiente, el Estado de Ohio aprobó un reglamento similar. Otros Estados y Ciudades de la Unión Americana que habían padecido explosiones similares, se dieron cuenta que éstas podían evitarse mediante un buen diseño y una fabricación adecuada y también se dieron a la tarea de formular reglamentes para este propósito. De esta manera, se llegó a una situación tal, que cada Estado y aún cada ciudad interesada en este asunto, tenía su propio reglamento. Como los reglamentos diferían de un estado a otro, y a menudo estaban en desacuerdo, los fabricantes empezaron a encontrar difícil el fabricar un equipo con el reglamento de un Estado que pudiera ser aceptado por otro. Debido a esta falta de uniformidad, en 1911, los fabricantes y usuarios de caldera y recipiente s presión, apelaron ente el concilio de la A.S.M.E. para corregir esta situación. El concilio respondió a esto nombrando un comité para que formule especificaciones uniformes para la construcción de calderas de vapor y otros recipientes a presión especificados para su cuidado en servicio. El comité estaba formado por siete miembros, todos ellos de reconocido prestigio dentro de sus respectivos campos, un ingeniero de seguros para calderas, un fabricante de materiales, dos fabricantes de calderas, dos profesores de ingeniería y un ingeniero consultor. El comité fue asesorado por otro Comité en calidad de consejero, formado de 18 miembros que representaban varias fases del diseño, construcción, instalación y operación de calderas. Basándose en los reglamentos de Massachussetts y de Ohio y en otros datos de utilidad, el Comité presentó un informe preliminar en 1913 y envió 2,000 copias de él a los profesores de Ingeniería Mecánica a departamentos de Ingeniería de compañías de seguros de calderas, a jefes de inspectores de los departamentos de inspección de

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calderas de Estados y Ciudades, a fabricantes de calderas, a editores de revistas de Ingeniería y a todos los interesados en la construcción y operación de calderas, pidiendo sus comentarios. Después de tres años de innumerables reuniones y audiencias públicas, fue adoptado en la primavera de 1925, el primer Código A.S.M.E., “Reglas para la Construcción de Calderas Estacionarias y para las Presiones Permisibles de Trabajo”, conocido como la edición 1914. Desde entonces, el Código ha sufrido muchos cambios y se han agregado muchas secciones de acuerdo a las necesidades.

Clasificación del código A.S.M.E.

Sección I Calderas de Potencia

Sección II Especificación de Materiales

Sección III Requisitos generales para División 1 y División 2

Sección IV Calderas para Calefacción

Sección V Pruebas no Destructivas

Sección VI Reglas y Recomendaciones para el cuidado y operación de las Calderas de

calefacción.

Sección VII Guía y recomendaciones para el cuidado de Calderas de potencia

Sección VIII Recipientes a Presión

Sección IX Calificación de Soldadura

Sección X Recipientes a Presión de Plástico reforzado en fibra de vidrio

Sección XI Reglas para Inspección en servicio de Plantas Nucleares

El aumento de secciones en el Código, refleja el progreso de la industria en este campo. Se ha conservado un crecimiento espontáneo y se han requerido revisiones constantes. Como ilustración diremos que en 1914, las calderas se operaban a una presión máxima de 20 Kg/cm2 (285 psi) y a temperaturas de 300°C (572°F), actualmente éstas se diseñan para presiones tan altas como son 305 Kg/cm2 (4,331 psi), y a temperaturas de 600°C (1,112°F). Los recipientes se diseñan para presiones de 200 Kg/cm2 (2,845 psi) y a un rango de temperatura entre –210°C a 550°C (de –346°F a 1,022°F). Cada nuevo material, cada nuevo diseño, cada nuevo método de fabricación, cada nuevo sistema de protección, trae consigo nuevos problemas de estudio para el Comité del Código, exigiendo la experiencia técnica de muchos sub-Comités, para expedir nuevos suplementos y nuevas revisiones del Código.

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Como resultado del espléndido trabajo de esos sub-Comités, el Código A.S.M.E., ha desarrollado un conjunto de Normas que garantizan cualquier diseño y cualquier construcción de calderas y recipientes a presión dentro de los límites del propio Código. El Código A.S.M.E., ha tenido que mantenerse al día, dentro del cambiante mundo de la tecnología. Este grupo celebra seis reuniones anuales para adaptar el Código. Las ediciones del Código se hacen cada tres años, consta de once secciones en catorce tomos y son:

Sección I Calderas de Potencia

Sección II Especificaciones de Materiales Parte A: Especificaciones de Materiales ferrosos

Parte B: Especificaciones de Materiales no ferrosos. Parte C: Especificaciones de materiales de soldadura.

Sección III Plantas de Potencia Nuclear

Sección IV Calderas para Calefacción

Sección V Pruebas no Destructivas

Sección VI Reglas Recomendadas para el Cuidado y Operación de Calderas para Calefacción. Sección VII Reglas Sugeridas para el Cuidado de Calderas de Potencia Sección VIII División 1: Recipientes a Presión División 2: Reglas para Diferentes Alternativas para Recipientes a Presión. Sección IX Requisitos de Soldadura Sección X Recipientes a Presión de Plástico Reforzado y fibra de vidrio. Sección XI Reglas para Inspección en Servicio de Plantas de potencia Nuclear.

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La Sección VIII del Código A.S.M.E., contiene dos Divisiones, la División 1, que cubre el diseño de los recipientes a presión no sujetos a fuego directo y la División 2, que contiene otras alternativas para el cálculo de recipientes a presión. Las reglas de la División 1, de esta Sección del Código, cubren los requisitos mínimos para el diseño, fabricación, inspección y certificación de recipientes a presión, además de aquellas que están cubiertas por la Sección I. (Calderas de Potencia), Sección III (Componentes de Plantas Nucleares) y Sección IV (Calderas para Calefacción). Como se dijo anteriormente, el considerable avance tecnológico que se ha tenido en los últimos años, ha traído como consecuencia el incremento de nuevos Códigos y Normas, el Código A.S.M.E., consciente de ello, crea dentro de la Sección VIII de su Código, un nuevo tomo denominado, División 2. “Reglas alternativas para construcción de recipientes a presión”. En 1995, reconociendo el gran volumen de la nueva información desarrollada por el Comité de Investigación de Recipientes a Presión (P.V.C.R) y otras organizaciones, el Comité del A.S.M.E., para Calderas y Recipientes a Presión, organizó su Comité especial para revisar las bases de los esfuerzos del Código. El Comité fue consultado para desarrollar las bases lógicas para establecer los valores de esfuerzos permisibles de 1958 a 1962, el Comité especial interrumpió sus trabajos para preparar la Sección III, el Código para Recipientes Nucleares. Su labor original fue terminada en 1968 con la publicación de la Sección VIII División 2. En esta División, los esfuerzos permisibles están basados en un coeficiente de seguridad aproximadamente igual a tres. Limitaciones que presenta el código A. S M. E.

El Código A.S.M.E., Sección VIII División 1, específica claramente algunas limitaciones, entre las principales, las siguientes son: Espesor mínimo. Se establece que para recipientes construidos en acero al carbón, el espesor mínimo será de 3/32” (2.38 mm.). Independientemente de su uso, ya que para algunos usos particulares, se especifican espesores mínimos diferentes. Los recipientes diseñados y construidos bajo este Código, no deberán tener elementos principales móviles, ya sean rotatorios o reciprocantes, razón por la cual se excluyen del alcance del mismo las bombas, compresores, turbinas y cualquier equipo que tenga elementos principales móviles. El volumen mínimo que deberán tener los recipientes a presión diseñados y construidos bajo este Código, deberá ser de 120 galones. La presión mínima a que deberán diseñarse los recipientes será de 15 Psi. El diámetro interior mínimo será de 6 in. La presión máxima de diseño será de 3,000 Psi. Deberán ser estacionarios.

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CAPÍTULO II. CÁLCULO Y SELECCIÓN DE UN RECIPIENTE A PRESIÓN (CILÍNDRICO HORIZONTAL).

En este y en los siguientes capítulos, se presentará le procedimiento a seguir para efectuar los cálculos necesarios en el diseño de un recipiente cilíndrico horizontal con la capacidad de almacenar gas natural, con respecto a los siguientes datos:

• Presión de operación 100Psi. • Temperatura de trabajo -20° F (-28.8° C).

• Densidad del fluido (en estado líquido) 0.60 3mkg .

• Volumen del recipiente 500 3ft . • Margen de corrosión de 1/8” (3.175mm.) • Eficiencia de soldadura E = 0.85

Materiales en recipientes a presión En la etapa de diseño de recipientes a presión, la selección de los materiales de construcción es de relevante importancia, para lo cual, necesitamos definir una secuencia lógica en la selección de éstos. Cabe hacer la aclaración que éste es un tema muy amplio y complejo, por lo cual, será difícil llegar a dar recetas para la selección adecuada de los materiales a usar, en recipientes a presión.

Materiales más comunes El Código A.S.M.E. indica la forma de suministro de los materiales más utilizados, la cual va implícita en su especificación. Propiedades que deben tener y requisitos que deben llenar los materiales para satisfacer las condiciones de servicio Propiedades mecánicas Al considerar las propiedades mecánicas del material, es deseable que tenga buena resistencia a la tensión, alto punto de cedencia, por ciento de alargamiento alto y mínima reducción de área, con estas propiedades principalmente, se establecen los esfuerzos de diseño para el material en cuestión. Propiedades físicas En este tipo de propiedades, se buscará que el material deseado tenga bajo coeficiente de dilatación térmica.

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Propiedades químicas La principal propiedad química que debemos considerar en el material que utilizaremos en la fabricación de recipientes a presión, es su resistencia a la corrosión. Este factor es de muchísima importancia, ya que un material mal seleccionado nos causará múltiples problemas, las consecuencias que se derivan de ello son: I. Reposición del equipo corroído. Un material que no sea resistente al ataque corrosivo, puede corrroerse en poco tiempo de servicio. II. Sobre diseño en las dimensiones. Para materiales poco resistentes a la corrosión, es necesario dejar un excedente en los espesores, dejando margen para la corrosión, esto trae como consecuencia que los equipos resulten más pesados, encarecen el diseño y además de no ser siempre la mejor solución. III. Mantenimiento preventivo. Para proteger a los equipos del medio ambiente corrosivo es necesario usar pinturas protectoras. IV. Paros debidos a la corrosión de los equipos. Un recipiente a presión que ha sido atacado por la corrosión, necesariamente debe ser retirado de operación, lo cual implica pérdidas en la producción. V. Contaminación o pérdida del producto. Cuando en los componentes de los recipientes a presión se han llegado a producir perforaciones en las paredes metálicas, los productos de la corrosión contaminan el producto, lo cual en algunos casos es costosísimo. VII. Consecuencias de tipo social. La falla repentina de un recipiente a presión corroído, puede ocasionar desgracias personales, además de que los productos de la corrosión, pueden ser nocivos para la salud.

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Evaluación de los materiales sugeridos En esta etapa, se toman en cuenta los aspectos relacionados con la vida útil de la planta donde se instalarán los recipientes o equipos que se estén diseñando y se fija la atención en los siguientes puntos: I. Vida estimada de la planta. Una planta se proyecta para un determinado tiempo de vida útil, generalmente 10 años, esto sirve de base para formarnos un criterio sobre la clase de posibles materiales que podemos utilizar. II. Duración estimada del material. Para esto, es necesario auxiliarnos de la literatura existente sobre el comportamiento de los materiales en situaciones similares, reportes de experiencias de las personas que han operado y conocen los problemas que se presentan en plantas donde se manejen productos idénticos para hacer buenas estimaciones. III. Confiabilidad del material. Es necesario tener en cuenta las consecuencias económicas de seguridad del personal y del equipo en caso de que se llegaran a presentar fallas inesperadas. IV. Disponibilidad y tiempo de entrega del material. Es conveniente tener en cuenta la producción nacional de materiales para construcción de recipientes a presión, ya que existiría la posibilidad de utilizar los materiales de que se dispone sin tener grandes tiempos de entrega y a un costo menor que las importaciones. V. Costo del material y de fabricación. Por lo general, a un alto costo de material le corresponde un alto costo de fabricación. Un material de propiedades mecánicas y resistencia a la corrosión menores, requiere de mantenimientos e inspecciones frecuentes, lo cual implica tiempo fuera de servicio y mayores gastos por este concepto. Selección del material (Acero al carbón SA – 283 C) La decisión final sobre el material a utilizar será de acuerdo a los requisitos técnicos y económicos que el recipiente requiere, ya que cumpliendo de forma eficiente con tales requerimientos estaríamos asegurando el correcto funcionamiento del equipo con el menor gasto posible en operación y mantenimiento, esto se debe hacer sin sacrificar los aspectos técnicos que es lo más importante. Para este proyecto el material propuesto es el Acero al carbón SA – 283 C, esta selección fue tomada con respecto a las exigencias del fluido a almacenar y las propiedades que lo componen, estaremos, por tanto, cumpliendo con requerimientos técnicos indispensables para el almacenaje de gas natural con el menor costo posible.

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Margen de Corrosión requerido Las normas no prescriben la magnitud del margen de corrosión excepto para recipientes con espesor mínimo requerido menor a 0.25 pulgadas que han de utilizarse para servicio de vapor de agua o aire comprimido, para los cuales indica in margen de corrosión no menor de la sexta parte del espesor de la placa calculado. No es necesario que la suma del espesor más el margen de corrosión exceda 0.35 de pulgada. Para recipientes en los que es predecible el desgaste por corrosión, la vida de operación estará en función del margen elegido por el diseñador. Un desgaste por corrosión de 5 milésimas de pulgada por año (1/16 de pulgada por 12 años) generalmente es satisfactorio para recipientes a presión. La vida deseada en un recipiente es cuestión económica. Los recipientes principales se diseñan para una vida larga (15 a 20 años), mientras que recipientes secundarios se estiman para periodos más cortos (8 a 10 años).

Para el diseño de nuestro recipiente el margen utilizado será de 1/8 de pulgada (3.175mm), lo cual nos permite pronosticar una vida de operación de por lo menos 10 años.

Presión de operación (Po) La presión de operación es la presión de trabajo y es la presión manométrica a la cual estará sometido un equipo en condiciones de operación normal. Para este caso se ha definido una presión de operación de cien libras por pulgada cuadrada. Presión de diseño (P) Está definida como el valor que debe utilizarse en las ecuaciones para el cálculo de las partes constitutivas de los recipientes sometidos a presión, dicho valor será calculado mediante la siguiente ecuación:

Si Po > 300 lb/pulg2. Si Po ≤ 300 lb/pulg2.

P = 1.1. Po. P = Po + 30 lb/pulg2. Donde P es la presión de diseño, y Po es la presión de operación. Para este caso se tiene lo siguiente. Po= 100 lb/pulg2 < 300 lb/pulg2

Por lo tanto

P= 100 lb/pulg2 + 30 lb/pulg2 = 130 lb/pulg2

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Presión de prueba (Pp)

Se entenderá por presión hidrostática de prueba y se cuantificará por medio de la siguiente ecuación:

Pp = P (1.5) Sta/Std

Donde:

P = Presión de diseño. Sta = Esfuerzo a la tensión del material a la temperatura ambiente. Std = Esfuerzo a la tensión del material a la temperatura de diseño.

Presión de trabajo máxima permisible Es la presión máxima a la que se puede someter un recipiente, en condiciones de operación, suponiendo que él está: a) En condiciones después de haber sido corroído. b) Bajo los efectos de la temperatura de diseño. c) En la posición normal de operación. d) Bajo los efectos de otras cargas, tales como fuerza debida al viento, presión hidrostática, etc., cuyos efectos deben agregarse a los ocasionadas por la presión interna. Es una práctica común, seguida por los usuarios, diseñadores y fabricantes de recipientes a presión, limitar la presión de trabajo máxima permisible por la resistencia del cuerpo o las tapas, y no por elementos componentes pequeños tales como bridas, boquillas, etc. El término “Máxima presión de trabajo permisible nuevo y frío” es usado frecuentemente. Esto significa: La presión máxima permisible, cuando se encuentra en las siguientes condiciones: a) El recipiente no está corroído (nuevo). b) La temperatura no afecta a la resistencia a la tensión del material (temperatura ambiente) (frío). c) Tampoco se consideran los efectos producidos por la acción del viento,

presión hidrostática, etc.

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El valor de la presión de trabajo máxima permisible, se obtiene despejando “p” de las ecuaciones que determinan los espesores del cuerpo y las tapas, y usando como “t” el espesor real del equipo y su valor será el que resulte menor. Esfuerzo de diseño a la tensión (S) Es el valor máximo al que podemos someter un material, que forma parte de un recipiente a presión, en condiciones normales de operación. Su valor es aproximadamente el 25% del esfuerzo último a la tensión del material en cuestión.

Eficiencia de las soldaduras (E) Se puede definir la eficiencia de las soldaduras, como el grado de confiabilidad que se puede tener de ellas. Sus valores están de acuerdo a la confiabilidad de las mismas. Los tipos de unión más comúnmente usados en la fabricación de recipientes a presión son los que se muestran en la figura No. 1 Para este proyecto se ha contemplado una eficiencia en la soldadura de E=0.85 ya que el punto óptimo de eficiencia de soldaduras, por experiencia para los cuerpos cilíndricos, se obtiene cuando E = 0.85, es decir, el espesor no es muy grande y el costo del radiografiado es relativamente bajo.

20

21

Características iniciales del proyecto t = Espesor mínimo requerido en pulgadas = ? P = Presión de diseño = 130psi Po = Presión de operación = 100psi E = Eficiencia de las soldaduras = 0.85 S = Esfuerzo máximo permisible a tensión del material seleccionado. L1 = Longitud entre líneas de tangencia del recipiente T = Temperatura de diseño = -20°F= -28.8°C Tamaño óptimo del recipiente De acuerdo con el objetivo general de este proyecto, para construir un recipiente funcional con el mínimo de material, lo cual implica menor costo de fabricación, es necesario determinar las medidas que el recipiente requiere. Para determinar el diámetro que nuestro recipiente debe tener como mínimo con respecto al volumen a almacenar se debe emplear el siguiente cálculo.

Calcular el valor de F:

CSEPF =

Donde: P = presión de diseño (psi) C = corrosión máxima permitida (in) S = valor del esfuerzo del material (psi) E = eficiencia de soldadura

El esfuerzo lo encontramos en la tabla que se encuentra abajo dada la temperatura de diseño que no excede de -20°F:

22

En base a las propiedades del fluido a almacenar y el tipo de material utilizado se procede al cálculo del valor de F:

( )( )1

3

1.0096.085.0107.12

81

130 −≈=

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

= inpsixin

psiF

Una vez determinado el valor de F se verifica cuál será el diámetro idóneo mediante la tabla adjunta. Para el diseño óptimo del recipiente, en función del volumen del recipiente y el valor de F se determina el diámetro óptimo del recipiente.

Se recorre de manera horizontal el valor del volumen del recipiente hasta encontrar la línea que representa el valor de F una vez realizado esto, en la intersección se recorre de manera vertical para determinar el diámetro óptimo del recipiente:

Donde inftD 605 ==

De la figura No.3 se determina el valor del Diámetro conforme el valor encontrado que es (F=0.1) y un volumen del recipiente de 500 3ft

23

Una vez calculado el diámetro óptimo se prosigue a calcular el valor de la longitud del recipiente.

24

D

VLπ

=

Donde: L = longitud del recipiente (ft) V = volumen del recipiente (ft3) D = diámetro óptimo (ft)

Calcular la longitud del recipiente:

( )

( )( )minft

ft

ft

D

VL 77.730646.25251416.3

35004

24

===⎟⎠⎞⎜

⎝⎛

==π

inftLinftD

30646.25605⇒=

⇒=

Con los resultados obtenidos, ahora podemos empezar a realizar el diseño más adecuado para nuestro recipiente. Cálculo del espesor del cuerpo y tapas por Presión Interna A1 calcular un recipiente cilíndrico horizontal por presión interna, es necesario realizar independientemente el cálculo del cuerpo y las tapas. D = Diámetro interior en pulgadas = 60in t = Espesor mínimo requerido en pulgadas = ? P = Presión de diseño = 130psi Po = Presión de operación = 100psi R = Radio interior del cilindro = 30in E = Eficiencia de las soldaduras = 0.85 S = Esfuerzo máximo permisible a tensión del material seleccionado. L1 = Longitud entre líneas de tangencia del recipiente T = Temperatura de diseño = -20°F= -28.8°C

24

Cálculo del espesor de pared del cuerpo

Espesor requerido para la pared del cuerpo del recipiente.

PSEPRt

6.0−=

inpsix

inpsit 363.0)130(6.0)85.0)(3107.12(

)30)(130(=

−=

Al valor obtenido para el espesor de pared del cuerpo del recipiente se le suma el margen de corrosión y se eleva al valor comercial que sea inmediato superior al calculado.

intinininint215.0488.0125.0363.0 =∴≤=+=

25

Cálculo del espesor de pared de las tapas Semiéliptica 2:1

)1.0(2 PSEPDt−

=

Espesor requerido para las tapas elipsoidales 2:1

inpsix

inpsit 361.0)130(1.0)85.0)(3107.12(2

)60)(130(=

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡ −

=

Al valor obtenido para el espesor de pared de las tapas del recipiente se le suma el margen de corrosión y se eleva al valor comercial que sea inmediato superior al calculado.

intinininint215.0486.0125.0361.0 =∴≤=+=

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Para las tapas que se van a utilizar en este proyecto se podría considerar, también, una eficiencia en la soldadura del cien por ciento (E=1) ya que la manufactura de las mismas lo permita al ser troqueladas. En este caso el cálculo del espesor de las tapas sería el siguiente.

)1.0(2 PSEPDt−

=

inpsix

inpsit 307.0)130(1.0)1)(3107.12(2

)60)(130(=

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡ −

=

El valor del espesor de las tapas, obtenido con la eficiencia de la soldadura al cien por ciento puede mantenerse con el resultado antes calculado.

intinininint215.0432.0125.0307.0 =∴≤=+=

Cálculo del espesor del cuerpo y tapas por Presión Externa

Los parámetros usados en el cálculo de espesores en recipientes sometidos a presión externa son los siguientes: A = Factor determinado por medio de la gráfica mostrada en la As = Área de la reacción transversal del anillo atiesador en pulgadas2. B = Factor determinado por medio de la gráfica mostrada en

la Figura No 7 cuyo valor depende del material utilizado y la temperatura de diseño.

Do = Diámetro exterior del cilindro en pulgadas. E = Módulo de elasticidad del material.

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Is’ = Momento de inercia requerido en el anillo atiesador combinado con la sección del cilindro tomada para incrementar el momento de inercia. En pulgadas4. Is = Momento de inercia requerido en el anillo atiesador respecto a su eje neutro paralelo al eje del cilindro, en pulgadas4. L = Longitud de una de las secciones del recipiente tomada como la mayor de las siguientes: 1.- La distancia entre las líneas de tangencia de las tapas más un tercio de las flechas de las mismas, si no se usan anillos atiesadores. 2.- La mayor distancia entre dos anillos atiesadores adyacentes. 3.- La distancia entre la línea de centro del primer anillo atiesador a la línea de tangecia más próxima, más un tercio de la flecha de la tapa. 4.- La distancia del primer anillo atiesador en el cilindro a la unión cono cilindro. P = Presión exterior de diseño, en lb/in2. Pa = Valor calculado de la máxima presión exterior permisible para supuesto valor de t, en lb/pulg2. Ro = Radio exterior de la tapa esférica = 0.9 Do para tapas elípticas = radio de abombado para tapas toriesféricas.

28

29

30

El procedimiento para verificar el espesor del cilindro de un recipiente a presión externa es el siguiente: 1.- Suponemos un valor de “t” y calculamos las relaciones L/Do y Do/t. Cuando hayamos calculado un recipiente para soportar presión interna y tengamos un valor de “t”, usaremos este mismo valor para obtener la relación antes mencionada. 2.- Con el valor de L/Do entramos a la gráfica mostrada en la Figura No. 6, si L/Do es mayor que 50, entramos con este valor. Así mismo, si L/Do es menor que 0.5, usaremos este valor para entrar a la gráfica. 3.- A la altura del valor L/Do, nos movemos horizontalmente hacia la derecha hasta encontrar la línea representativa del valor Do/t, de esta intersección, nos moveremos verticalmente hacia abajo y determinaremos el valor del factor “A”. 4.- Entramos en la gráfica aplicable en la figura No. 7, para el material utilizado con el valor del factor “A”. Hasta la línea representativa de la temperatura de diseño, desde esta intersección nos movemos horizontalmente hacia la derecha y leemos el valor de “B”. 5.- Con el valor de “B”, calculamos la máxima presión exterior de trabajo permitida por medio de la ecuación:

Si el valor de “A” estubiera a la izquierda de la línea de temperatura indicada en el punto No. 4, el valor de la máxima presión exterior de trabajo permisible será calculada por medio de la ecuación:

Cálculos. L= 306in + (20/3) in = 312in Do= D + 2t = 60in + 1in = 61in

11.561

312/ ==ininDoL

1225.0

61/ ==inintDo

31

Con los valores antes obtenidos podemos identificar la magnitud que tendrá “A” graficando con respecto a la Figura No. 6. A= 0.00018 El siguiente paso es designar el valor de “B” a través de la Figura No. 7, pero como “A” con respecto al valor de la temperatura que se ha considerado en este proyecto queda del lado izquierdo de la gráfica, entonces la máxima presión exterior de trabajo se obtendrá con la siguiente ecuación:

psi

inin

XtDo

AEP 52.28)

5.061(3

)61029)(00018.0(2)/(3

2===α

psiPatmpsiP 1552.28 =≥=α Por lo tanto no es necesario el uso de anillos atiesadotes. Sin embargo se analizará el uso de los mismos. Con dos anillos, igualmente espaciados.

inL 1043

312== Esta distancia es el espaciamiento entre anillos atiesadores

70.161

104/ ==ininDoL

1225.0

61/ ==inintDo

Con los resultados registrados, podemos obtener el valor de A y B A=0.0006 Igual que en el caso anterior el valor de “B” no podrá ser graficado en la Figura No. 7 por lo que la máxima presión exterior de trabajo se obtendrá con la siguiente ecuación:

psi

inin

XtDo

AEP 08.95)

5.061(3

)61029)(0006.0(2)/(3

2===α

psiPatmpsiP 1508.95 =≥=α Por lo tanto el cálculo realizado es satisfactorio.

32

Cálculo del espesor de las tapas semielípticas 2:1 por Presión Externa

El cálculo de los espesores requeridos en las tapas, deberán cumplir con lo siguiente: Tapas semielípticas sometidas a presión externa. El espesor requerido para soportar presión por el lado convexo de una tapa semielíptica, deberá ser el mayor de los que siguen: a) El espesor calculado por las ecuaciones para soportar presión interna, usando como presión interna la presión exterior multiplicada por 1.67 y tomando como eficiencia de las soldaduras E = 1.0. b) El espesor usado en la ecuación Pa = B___ (Ro/t) Donde Ro = 0.9 D y “B” será determinado por el procedimiento indicado en el cálculo de las tapas semiesféricas. I.- Supondremos el valor del espesor “t” obtenido por presión interna y calcularemos el valor de “A” usando la ecuación:

II.- Entre a la gráfica del material correspondiente (Figura 6 y 7) con el valor de “A” y muévase verticalmente hasta la línea representativa de la temperatura de diseño. III.- Desde esta intersección muévase horizontalmente y encuentre el valor de “B”. Cuando el valor de “A” está a la izquierda de la línea de temperatura aplicable, el valor de Pa deberá de ser calculado por la ecuación:

Pa ERo t

=0 0625

2.

( / )

Si la máxima presión de trabajo permisible Pa calculada por las fórmulas anteriores es menor que la presión de diseño, deberá repetirse el procedimiento usando un valor de “t” mayor que el supuesto originalmente. También podremos corroborar el espesor de las tapas por presión externa mediante la figura No. 8 graficando el valor del radio interior de la tapa contra la temperatura a la que estará el recipiente sometido.

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El espesor de las tapas debe ser mayor igual o mayor al calculado por las siguientes condiciones: P= Presión externa de diseño Pα=Presión máxima permisible de trabajo Do=Diámetro exterior Ro= 0.9 Do t=Espesor mínimo requerido E= Módulo de Elasticidad Se utilizará una Presión de diseño 1.67 veces mayor a la requerida y una eficiencia en la soldadura de E=1.

2/25)2/15(67.1 inlbinlbP == Calculamos el espesor correcto con la siguiente fórmula

ininlbx

ininlbPES

PRt 059.0)2/25)(1.0()3107.12)(1(

)30)(2/25(1.0

=−

=−

=

El valor obtenido está por debajo del que resultó adecuado por presión interna, por lo que será este último el idóneo. Por lo anterior t=0.5in (1/2”) Ahora, solo debemos asegurarnos que este espesor es factible al exponerlo a presión externa.

ininDoRo 9.54)61(9.09.0 === Calculamos el valor de A con el valor de t obtenido por presión interna

0011.0)5.0/9.54(

125.0)/(

125.0===

inintRoA

Debido a que no es posible graficar el valor de “B” con respecto al valor de “A” y la temperatura de diseño, la máxima presión de diseño será la que marque la siguiente ecuación:

2/33.1502)5.0/9.54(

)61029(0625.02)/(

0625.0 inlbinin

X

tRo

EP ===α

Con esto, podemos constatar que Pα es mayor a 15 psi (presión atmosférica externa) lo que nos garantiza la factibilidad del espesor calculado t=1/2”.

34

35

Selección del perfil de los anillos atiesadotes Para este proyecto, el uso de anillos atiesadotes en innecesario, sin embargo, realizaremos proceso de selección del anillo como demostración. Los pasos para elegir el mejor perfil a utilizar es el siguiente: 1.- Seleccionar el tipo de anillo atiesador más económico y calcular sus áreas As. 2.- Suponer un número de anillos y distribuirlos uniformemente entre la sección enchaquetada, la unión cono-cilindro, o la distancia entre las líneas de tangencia más un tercio de la flecha de cada tapa y determine el valor de L. 3.- Calcular el momento de inercia del anillo propuesto (Is’) combinado con la sección del cuerpo mostrada en la Figura No. 9, o sin incluir la sección del cuerpo (Is). 4.- El momento de inercia requerido en el anillo atiesador no deberá ser menor que el determinado por una de las siguientes ecuaciones:

Donde As es el área transversal del anillo propuesto. El valor de “A” deberá ser calculado por el siguiente procedimiento: Calcule el factor “B” usando la ecuación:

Cuando el valor de “B” resulte menor a 2,500, “A” debe calcularse por la ecuación:

Calcule el momento de inercia requerido con las ecuaciones anteriormente mostradas. Si el momento de inercia del anillo, o de la combinación del anillo con la sección del cuerpo es mayor que el momento de inercia requerido, el atiesamiento del cuerpo es adecuado, en caso contrario, debemos proponer un anillo atiesador con un momento de inercia mayor, o debemos incrementar el número de anillos para disminuir el valor de L.

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Medidas del perfil propuestas

6.2)375.0)(375.30(78.078.0 1 === ininRdI b1= 5.7in d1= 0.375in b2= 0.5in d2= 3in

Área (a) y (a)y h h2 (a)h2 1 2.1375 0.1875 0.399 0.697 0.485 1.03 2 1.5 1.875 2.8125 0.995 0.99 1.485 total 3.6375 3.21 2.515

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Momento de Inercia

4333

223

11 15.112

)3)(5.0(12

)375.0)(7.5(1212

indbdbI g =+=+=

4442 665.3515.215.1 inininahII g =+=+=

Revisión de la selección de perfil

psiininin

inpsiLAst

PDB 94.1282)104/263.35.0(

)61(1543

)/(43

=⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢

⎣

⎡

+=⎥

⎦

⎤⎢⎣

⎡+

=

51084.8)61029(

)94.1282(22 −=== XpsiX

psiEBA

[ ] 467.19.10

0000884.0)104/263.3(5.0)104(2)61(

9.10)/(2

´ ininininininALAstLDosI =

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡ +

=+

= Utilizando 14 como divisor en lugar de 10.9 el resultado sería I´s=1.307in4. De cualquier forma I > I´s por lo que el diseño de anillo es correcto. A continuación, haremos algunas consideraciones que se deberán tomar en cuenta al usar las ecuaciones mostradas en la figura 9. 1.- En las ecuaciones de la figura 9, los signos positivos indican esfuerzos a tensión, y los negativos nos dicen que el elemento en estudio trabaja a compresión. 2.- La primera parte de la ecuación para obtener S6, nos da directamente el valor del esfuerzo y la segunda da el esfuerzo, circunferencial por flexión. 3.- Si el esfuerzo gobernante es el de tensión, se le agregará el esfuerzo debido a la presión interna Pr/ts.

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Cálculo de los soportes (silletas) El método de diseño de soportes para recipientes cilíndricos horizontales, está basado en el análisis presentado por L.P. Zick en 1951. El Código A.SM.E. publicó el trabajo de L.P. Zick, (Pressure vessel and piping desingn), como un método recomendable. El Estándar A.P.I. 2510, también recomienda el análisis de L.P. Zick. El estándar Británico 1515 adoptó este método con ligeras modificaciones, el trabajo de L.P. Zick ha sido utilizado también en diferentes estudios y publicaciones en varios libros y revistas técnicas de varios países. El método mostrado a continuación está basado en el análisis mencionado anteriormente (Pressure Vessel and piping design and analisis A.S.M.E., 1972). Un recipiente horizontal soportado en silletas se comporta como una viga simplemente apoyada con las siguientes consideraciones: 1.- Las condiciones de carga son diferentes cuando consideramos el recipiente total o parcialmente lleno. 2.- Los esfuerzos en el recipiente son función del “ángulo de agarre” de las silletas. 3.- Las cargas generadas por el peso propio del recipiente están combinadas con otras cargas. Reacción en las silletas Se recomienda calcular las reacciones en las silletas, considerando el peso del recipiente lleno de agua. Cálculo del peso del recipiente Material L=306in SA-283-C R= 30in S=12.7X103 psi t=1/2in D=60in WH2O= Peso del recipiente lleno de agua Wr= Recipiente vacío WR = Recipiente vacío más un 10% por consideración de accesorios. VT= Volumen del recipiente (cuerpo y tapas) Condiciones que se deben considerar: W = WH2O + WR WR = W Recip.vacio WR =1.1Wr W = WH2O + 1.1Wr

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Cálculo del equipo lleno de agua γH2O= 1.0 ton./ m3 (peso especifico del agua) γH2O= 0.036 lb/pgl3 γH2O= 16.0 Kg /Dm3 x 2.2 /1 lb/Kg x 1Dm3 /61.023in3

1Dm3 =1 LITRO = 1Kg = 61.023in3

γH2O =0.036lb/in3

El peso del recipiente lleno de agua será calculado con la siguiente ecuación W H2O = VT(γH2O) W H2O = VT (0.036lb/in3) VT = V CPO + Vtapas V CPO = π R2 L = π (30in) 2 (306in) =865.1946X103in3 Volumen de la tapa semielíptica (D=60in) VTAPA=122.4 Galones VTAPA = 244.8 Galones (Ambas tapas) VTAPA = 926.66Litros =56548.26 in3 VT = Vcpo + VTAPA = 865.1946X103in3 + 56548.26in3= 921742.86in3 WH2O = VT (γ) = (921742.86in3 )(0.036 lb/in3)= 33182.7 lb Cálculo del recipiente vacío (WR) WR = 1.1 (Wr) El 10% que se adicionan al peso del equipo es por concepto del peso de la soldadura y de los accesorios. Wr =Wcpo. + Wtapas Se sabe que: 1placa de acero de 1/5” de espesor pesa 100Kg/m2 =0.145lb/plg2

Wcpo = π DL (0.145lb/plg2) = π (61in)(306in)(0.145 lb/plg2) = 8503lb Una tapa semielíptica con espesor de 0.5in pesa 677lb, por lo que el peso de ambas tapas es de 1354lb Sustituyendo los resultados antes obtenidos: Wr =WCPO + Wtapas =8503lb + 1354lb= 9857lb WR = 1.1 Wr = 1.1 (9857lb) = 10842.7lb W = WH2O + WR = 33182.7 lbs + 10842.7lb = 44025lb

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Del cálculo anterior, se observa que el peso total del equipo pero lleno de agua, solo que en nuestro caso el fluido que se manejara es de mayor densidad, por lo que se realizan otros cálculos en función del producto que va a utilizarse. Densidad del gas natural = 0.60Kg /m3 = 2.16763 e-8 lb /in3

Gravedad =32.2 ft/s2 = 386.4 lb / in3

γgas natural = 5.886 kgf /m3 = 12.9764 lb / m3= 2.126e-4 lb/in3

Resolviendo la ecuación, se tiene: Wpdto. = VT (γ) = (921742.86in3)( 2.126e-4 lb/in3 )= 208.02lb Sustituyendo este valor en la ecuación se tiene: W = Wpdto + WR = 208.02lb + 10842.7lb W= 11050lb Es menor que el peso considerado con agua por lo tanto usaremos W = 44025lb Como se puede observar, el mayor peso del equipo se obtiene cuando se llena del producto a utilizarse, por lo que este será el valor que se utilizara en el diseño de las silletas. Con este valor se tiene:

Q = W0.5 = 44025lb (0.5)= 22012.5lb Q= Carga total en cada silleta. A continuación se muestra el diagrama de esfuerzo cortante y momento flexionante del recipiente, al considerarlo como una viga con dos apoyos y carga al centro.

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Presión interna en los soportes Ya que el esfuerzo longitudinal en los recipientes es sólo la mitad de los esfuerzos circunferenciales, aproximadamente la mitad del espesor del envolvente, nos sirve para soportar la carga debida al peso del equipo. Presión externa en los soportes Si el recipiente no ha sido diseñado para soportar vacío total, por que se espera que el vacío ocurra solamente en condiciones accidentales, se deberá instalar una válvula rompedora de vacío, especialmente cuando la descarga del recipiente esté conectada a una bomba. Cargas del viento en los soportes

Cuando la relación t/r es muy pequeña en recipientes a presión, están expuestos a sufrir distorsión debida a la presión ejercida por el viento. De acuerdo con el Método de Zick, las experiencias indican que un recipiente diseñado para soportar una presión exterior de 1 libra/pulg2., tendrá la resistencia suficiente para soportar las cargas externas a las que será sometido en condiciones de operación normales. Cargas por impacto en los soportes La experiencia nos ha demostrado que durante el embarque y transporte de los recipientes a presión, pueden sufrir daños, debidos a los golpes recibidos. Debemos tener esto en mente al diseñar el ancho de las silletas y las dimensiones de las soldaduras.

Localización de las silletas Desde el punto de vista estético y económico, es preferible el uso de dos silletas únicamente y esto es posible mediante el uso de anillos atiesadores en el recipiente, cuando usamos más de dos silletas como soporte, corremos el riesgo de que algunas de ellas se “sienten” y en vez de ayudarnos a soportar el equipo, los soportes serán soportados por éste, involucrando cargas que originalmente no habíamos considerado. La localización de las silletas está determinada algunas veces por la posición de boquillas o sumideros en el fondo del recipiente, si este no es nuestro caso, las silletas deberán ser localizadas en el lugar óptimo desde el punto de vista estético. En recipientes cuyo espesor de pared sea pequeño y su diámetro relativamente grande, se recomienda localizar los soportes cerca de las líneas de tangencia de las tapas, con el fin de utilizar éstas como atiesadores. El lugar óptimo para localizar las silletas en este tipo de recipientes, es aquel en el cual los momentos flexionantes resultantes son iguales tanto en los puntos donde están localizadas las silletas como en el centro de la distancia entre ellas, la localización de estos puntos es función del ángulo de agarre de las silletas.

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Al localizar las silletas, se recomienda que la distancia entre la línea de tangencia de las tapas y la silleta, nunca sea mayor de 0.2 veces la longitud del recipiente (L). Para este caso, el valor de L es igual a 306 pulgadas por lo que se ha considerado una distancia de 16 pulgadas entre la línea de tangencia de las tapas y la silleta, lo cual es aceptable debido a que dicha magnitud no rebasa el veinte por ciento de la longitud del recipiente. Ángulo de agarre en los soportes El valor del mínimo ángulo de contacto entre la silleta y el cuerpo es sugerido por el Código A.S.M.E. con una magnitud de 120°, con excepción de recipientes muy pequeños. Cuando diseñamos un cuerpo cilíndrico para soportar presión externa sin anillos atiesadores, el “ángulo de agarre” es mandatorio y está limitado por el Código A.S.M.E. a un valor de 120°. Esfuerzos en los soportes Los recipientes cilíndricos horizontales soportados por medio de silletas, están sometidos a los siguientes tipos de esfuerzos: 1.- Esfuerzos longitudinales por Flexión. 2.- Esfuerzos de Corte Tangenciales. 3.- Esfuerzos Circunferenciales. En la Figura No. 13, se muestra un formato diseñado para hacer el análisis de los esfuerzos generados en el cuerpo de un recipiente cilíndrico horizontal soportado por medio de dos silletas. Los valores positivos obtenidos indican que se trata de esfuerzos a tensión y los valores de signo negativo nos indican que son elementos que trabajan a compresión, “E” nos representa el Módulo de Elasticidad del material del cuerpo o anillo atiesador en lb/in2. Esfuerzos longitudinales por flexión 1.- El máximo esfuerzo longitudinal S1 puede ser de tensión o compresión. 2.- Cuando se calcule el esfuerzo a la tensión, en la ecuación de S1, debemos usar el valor de K1 en vez del factor K. 3.- Cuando se calcule el esfuerzo a compresión en la ecuación de S1, debemos usar el valor de K8 en vez del factor K. 4.- Cuando se usen anillos atiesadores en el cuerpo, el valor de K será igual a 3.14 en la ecuación para S1. 5.- Cuando la relación t/R sea mayor o igual a 0.005 en un recipiente de acero, el esfuerzo de compresión no se deberá tomar en consideración y el recipiente será diseñado para trabajar solamente a presión interna.

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Para este recipiente la relación t/R es igual a 0.0166 por lo que es mayor a (0.005) y por ello no aplica el esfuerzo a compresión. 6.- Si el valor del esfuerzo máximo permisible es excedido por el valor de S1, se deberán usar anillos atiesadores en el cilindro del recipiente. Esfuerzos de corte tangenciales 1.- Si se utilizan placas de respaldo en las silletas, el valor de la suma del espesor del cuerpo más el espesor de la placa de respaldo, deberá ser utilizado como ts, en las ecuaciones para calcular S2, haciendo que la placa de respaldo se proyecte R/10 sobre el extremo de la silleta y hacia los lados de la misma. 2.- En recipientes sin anillos atiesadores, el máximo esfuerzo cortante se presenta en la parte superior de las silletas. Cuando la tapa es usada como anillo atiesador, colocando las silletas cerca de las tapas, el esfuerzo de corte tangencial puede causar un esfuerzo adicional en las tapas (S3). Este esfuerzo debe considerarse sumándolo al causado por la presión interna en las tapas. 3.- Cuando se usan anillos atiesadores, el máximo esfuerzo cortante se presenta en la parte central del recipiente. Esfuerzos circunferenciales 1.- Si se utilizan placas de respaldo en las silletas, se puede usar el valor de la suma del espesor del cuerpo más el espesor de la placa de respaldo como ts, en las ecuaciones para calcular S4 y para el valor de ts

2, se deberá tomar la suma de los cuadrados de los espesores, tanto del cuerpo como de la placa de respaldo y se deberá dar a ésta una proyección R/10 sobre la parte superior de la silleta, además de que deberá cumplir con la relación A< R/12. Los esfuerzos combinados circunferenciales en la parte superior de la placa de respaldo, deberán ser revisados cuando se efectúe este chequeo tomaremos: ts = Espesor del envolvente. b = Ancho de la silleta. θ = Ángulo central de la placa de respaldo, el cual nunca será mayor que el ángulo de la silleta más 120°. 2.- Si se usa placa de respaldo en las silletas, el valor de ts, usado en la fórmula para obtener S5, puede ser tomado como la suma de los espesores del cuerpo y la placa de respaldo, siembre y cuando ésta tenga un ancho mínimo igual a:

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3.- Si el cuerpo no tiene anillo atiesador, el máximo esfuerzo se presentará en la parte superior de la silleta y su valor no se deberá agregar al esfuerzo producido por la presión interna. 4.- En un cilindro equipado con anillos atiesadores, los máximos valores del esfuerzo a compresión se presentan en el fondo del cuerpo. 5.- Si el esfuerzo circunferencial excede del máximo permisible según la Figura No.13, se deberán usar anillos atiesadores. En las Figuras No. 11, 12 respectivamente, se muestran los valores de K1 a K8, a continuación se tabulan los valores de K9 y K10, en los cuales se deberán hacer interpolaciones para valores intermedios. ÁNGULO DE CONTACTO 120° 130° 140° 150° 160° 170° 180° K9 0.34 0.33 0.32 0.30 0.29 0.27 0.25 K10 0.053 0.045 0.037 0.032 0.026 0.022 0.017 Finalmente, para determinar el cálculo de las silletas, es necesario definir las dimensiones de las mismas. En la Figura No. 14 se muestra un formato para calcular dichas dimensiones. Anteriormente, hemos enunciado la forma de llevar a cabo los cálculos necesarios para diseñar silletas y anillos atiesadores en recipientes a presión cilíndricos horizontales, sin embargo, cuando las dimensiones de nuestro recipiente son relativamente pequeñas, podemos usar las dimensiones para silletas mostradas en la Figura No. 15, aunque siempre debemos confirmar con nuestros cálculos si el diseño de las silletas es adecuado en cada caso.

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El valor de K6 está en función de la localización de las silletas como se muestra en la figura No 12 se debe graficar el valor del ángulo de contacto de la silleta, que para esta caso es de 120 grados contra el resultado de la razón dada por R/A, donde R es el radio del cuerpo y A es la distancia de la línea de tangencia al centro de la silleta. El valor de A, por norma debe estar por debajo de 0.2 veces la longitud del recipiente: Amáxima= 0.2 (306in)= 61.2in Para este proyecto se ha considerado un valor de A= 16in. Por lo anterior, la relación R/A será igual a 1.875. Por lo que graficando con respecto a un ángulo de contacto de 120 grados tenemos un valor de K6= 0.053

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El resultado de las constantes que se utilizarán será el siguiente. K1=0.335 (3.14 si se utilizan anillos) K2=1.171 K3=0.319 K4=0.880 K5=0.401 K6=0.053

K7=0.760 K8=0.603 K9=0.340 K10=0.053 K11=0.204

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Máximos esfuerzos permisibles Corroboremos que todos los esfuerzos obtenidos en la figura No.13 están por debajo de los máximos esfuerzos permisibles. Esfuerzo Longitudinal S1 a tensión, agregado al esfuerzo por presión interna PR/2t no deberá ser más grande que el valor del esfuerzo permisible del material del cuerpo considerando la eficiencia de la soldadura perimetral.

2/10795)2/12700(85.085.0 inlbinlbSpermS === El esfuerzo máximo en las silletas es de S1= 227.15lb/in2 El esfuerzo máximo en el centro del cuerpo es de S1= 807.35 lb/in2 El esfuerzo debido a la presión interna es:

2/57.2228)875.0(2

)30)(2/130(2int inlbininlb

stPRS ===

La suma de S1 y el esfuerzo por presión interna será: S1 + Sint= (227.15lb/in2)+ (2228.57 lb/in2) = 2455.73 lb/in2 (En silletas) S1 + Sint= (807.35 lb/in2) + (2228.57 lb/in2) = 3035.92 lb/in2 (En el centro del cuerpo) La condición a cumplir es S1< Sperm S1 + Sint= 2455.73 lb/in2 < Sperm

S1 + Sint=3035.92 lb/in2 < Sperm Por lo anterior se puede concluir que no es necesario el uso de anillos atiesadores en este recipiente. El esfuerzo a compresión no es factor ya que t/R = 0. 0166 > 0.005 Esfuerzo Tangencial Para considerar el esfuerzo de tipo tangencial que se tendrá en este proyecto es necesario saber si la colocación de las silletas es lejana o cercana a las tapas, para esto se aplica la razón de R/2 = 15in, y se compara con el valor de A = 16 in, entonces se considerará S2 para silletas con colocación lejana a las tapas ya que A > R/2

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S2 no debe ser mayor a 0.8 veces el esfuerzo a tensión permisible por el material. S2= 843 lb/in2, este resultado no excede el valor del esfuerzo a tensión permitido por el material multiplicado por 0.8 0.8S= 0.8 (12700 lb/in2)=10160 lb/in2 S3 debe sumársele el valor de la presión interna y este resultado no deberá exceder 1.25 veces el esfuerzo a tensión del material.

2/57.2228)875.0(2

)30)(2/130(2int inlbininlb

stPRS ===

S3=588.46 lb/in2

+ (2228.57 lb/in2) = 2817.03 lb/in2 < 1.25 S= 15875 lb/in2 Esfuerzo circunferencial El valor de S4 no será mayor a 1.5 veces el esfuerzo a la tensión del material. Para este recipiente L (306in) > 8R (240in), por lo que con respecto a la figura No. 13, el valor de S4= 2678.7 lb/in2 < 1.5 S = 19050 lb/in2 En la parte inferior del cuerpo el esfuerzo circunferencial no debe ser mayor a 0.5 veces el esfuerzo a la cadencia del material. Para el acero SA – 283 C el esfuerzo de cadencia es igual a Sy = 30000 lb/in2

S5= 1195.54 lb/in2 < 15000 lb/in2

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Diseño de los soportes Debido a que la sección más baja de la silleta debe resistir la fuerza horizontal se debe calcular lo siguiente: t=0.5in (espesor involucrado en el área efectiva)

lblbQkF 55.4490)204.0)(5.22012(11 === El área efectiva en la silleta será:

25)5.0)(3/30()3/( ininintRA === El esfuerzo que se tendrá será

2/11.898)25/()55.4490(/ inlbinlbAFS === El promedio de los esfuerzos no excederá dos tercios del esfuerzo a la tensión del material. Para el acero al carbón SA – 283 C el esfuerzo a la tensión es de 30000psi.

2/200002/11.898

2/20000)2/30000)(32()

32(

inlbinlbS

inlbinlbtensionSpermS

<=

===

Por lo tanto el espesor t seleccionado es satisfactorio para soportar la carga F.

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Para absorber las dilataciones y expansiones en el recipiente, debidos a los cambios de temperatura, es necesario permitir el deslizamiento de una de las silletas, preferentemente, la silleta situada del lado contrario a la instalación o tuberías. En la figura No. 16 se muestra una tabla donde la dimensión “a” es calculada para absorber las dilataciones del recipiente con forme a la temperatura de este, así pues, cuando la dilatación es mayor a 3/8 será necesaria una placa de deslizamiento se debe instalar una cama de material elástico con espesor mínimo de ¼ de pulgada. En vez de barreno, la silleta tendrá una ranura de acuerdo al coeficiente de dilatación del material de la silleta. En la figura No 16. Podemos obtener la longitud mínima que la ranura debe tener, esto, con respecto a la distancia que existe entre la colocación de las silletas; para este caso la distancia entre silletas es de 22.83ft a temperatura de -20 F el valor de “a” puede ser omitido, si se ocupara, el ancho de la ranura sería igual al diámetro de los tornillos utilizados más un cuarto de pulgada.

El diámetro del tornillo será de 411 ”

Por lo tanto el ancho de la ranura es de 21

1 ”

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Cálculo de orejas de izaje Con el fin de transportar, localizar, dar mantenimiento, etc,. a los recipientes a presión, es necesario equiparlos por lo menos con dos orejas de izaje, el espesor de éstas se calcula por medio de la siguiente ecuación:

Donde: to = Espesor mínimo requerido en la oreja de izaje. W = Peso del equipo vacío. S = Esfuerzo a la tensión del material de la oreja. D = Distancia mostrada en la Figura No. 18 El espesor mínimo en las orejas de izaje será el dado por la siguiente ecuación.

ininpsiX

lbSDWt 56.0

)5.1)(3107.12(

7.108420 ===

Es conveniente verificar que el espesor del recipiente soportará las cargas aplicadas en la oreja, por lo que se calcula el espesor mínimo que el cuerpo del recipiente debe tener. Es conveniente verificar que el espesor del recipiente será suficiente para soportar las fuerzas aplicadas en la oreja de izaje, el espesor mínimo requerido en el cuerpo o en la placa de respaldo de la oreja está dado por la ecuación:

Donde: tc = Espesor mínimo requerido en la placa de respaldo o en el cuerpo. W = Peso del equipo vacío. S = Esfuerzo a la tensión del material del cuerpo o placa de respaldo. C = Longitud mostrada en la Figura No. 18 to = Espesor de la oreja de izaje.

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inininpsiX

lbtCS

Wct 051.0

2)56.075.7(3107.12

7.108422)0(

=+

=+

=

Por lo anterior y en base a la Figura No.18, se puede utilizar una oreja con espesor igual a 3/4 de pulgada ya que 0.75in>0.056in Por tanto se puede seleccionar una oreja con capacidad de soportar una carga máxima de 4500kg con C=7.75in. Finalmente, debemos verificar que la soldadura aplicada para fijar la oreja de izaje sea suficiente, ello lo haremos con las siguientes ecuaciones:

Donde: As = Área de soldadura aplicada. Ar = Área mínima de soldadura requerida.

20 22.8)75.7)(75.0(4142.1)(4142.1 inininCtAS ===

285.03107.12

7.10842 inpsiX

lbSW

rA ===

Siempre se deberá cumplir con la condición As > Ar. En este caso 8.22>0.85 por lo tanto cumple de manera sobrada con la condición. Debido a que el cálculo anterior está sobrado de material, se pude elegir una opción más adecuada. Se optará por una oreja de menor capacidad de carga (2000kg), donde C =4.5in, al verificar la eficiencia de esta selección se obtiene lo siguiente.

inininpsiX

lbtCS

Wct 084.0

2)56.05.4(3107.12

7.108422)0(

=+

=+

=

2

0 77.4)5.4)(75.0(4142.1)(4142.1 inininCtAS ===

56

285.03107.12

7.10842 inpsiX

lbSW

rA ===

As > Ar. En este caso 4.77>0.85 cumple con la condición Por lo anterior se tomará el último valor calculado como el adecuado para este proyecto.

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Boquillas en recipientes a presión Todos los recipientes a presión deberán estar provistos de boquillas y conexiones de entrada y salida del producto, válvula de seguridad, entrada de hombre, venteo, etc; A continuación se enlistan algunas de las boquillas que se han considerado para este proyecto: A.- Válvula de llenado B.- válvula de seguridad C.- Drene E.- Entrada de hombre. G.- Conexión para manómetro. H.- Conexión para termómetro I.- Conexiones para indicadores de nivel. En concordancia con el Código A.S.M.E., Sección VIII División 1, todas las boquillas mayores de 3 pulgadas de diámetro, instaladas en recipientes a presión, deberán tener una placa de refuerzo en la unión del cuello de la boquilla con el recipiente. En México, se ha hecho una costumbre reforzar también las boquillas de 3 pulgadas, lo cual es aconsejable. Todas las placas de refuerzo de boquillas de 12 pulgadas de diámetro y menores, deberán llevar un barreno de prueba de 1/4” de diámetro con cuerda NPT•, las placas de refuerzo de boquillas de 14” de diámetro y mayores, deberán tener dos barrenos de prueba. Para instalar una boquilla, en un recipiente a presión, es necesario hacer un agujero en el cuerpo o tapa en que se vaya a instalar. Al efectuar este agujero estamos “quitando área” y las líneas de esfuerzos que pasaban por el área que quitamos pasarán tangentes al agujero practicado. Para evitar fallas en la periferia de donde practicamos el agujero, es necesario reponer el material que quitamos, lo anterior se realizara tomando en cuenta una placa de refuerzo para el recipiente. • Nacional Pipe Thread. Cuerdas cónicas estándar para conexiones.

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Selección de bridas para boquillas Se recomienda que las boquillas de 1-1/4” de diámetro y menores sean instaladas por medio de coples roscados de 3,000 y 6,000 libras/pulgada2. Las boquillas de 1 - 1/2” y mayores deberán ser bridadas. De acuerdo a la forma de unir las bridas a los cuellos de las boquillas, existen los siguientes tipos de bridas: 1.- Brida de cuello soldable. (Welding Neck). 2.- Brida deslizable (Slip-On). 3.- Brida de traslape (lap-Joint). Tubos de cédula Especificación SA-106-B SA-53 SA-333-1 Composición nominal C-Si C-Si C-Si Esfuerzo de cedencia en KPSI 30 30 30 Esfuerzo último en PKSI 48 48 55 Esfuerzo de diseño en KPSI 15 15 13.7 (de - 20 a 650ºF)

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(1) (2)

t d C P S E= ′ / Ó t d C P S E W hg S E d= ′ +( / ) . /19 3 Las ecuaciones anteriores serán usadas con las siguientes restricciones: 1.- La tapa deberá ser ciega, es decir, no deberá tener aberturas ni boquillas. 2.- Deberá ser circular. 3.- Deberá ser fabricada con alguno de los materiales ferrosos listados en las normas ANSI B-16.5. 4.- Deberá estar entre los rangos de presión y temperatura mostrados en la tabla B-16.5 de las normas ANSI. 5.- El espesor obtenido, de la ecuación correspondiente, deberá considerarse como mínimo y deberá agregarse la tolerancia por corrosión si existiera. 6.- La ecuación (2) se usará para calcular bridas ciegas atornilladas y se deberán considerar independientemente las condiciones de operación y las condiciones de sello de empaque, usando la mayor de ellas. Para las condiciones de operación, el valor de “P” será dado por la presión de diseño, el valor de “S” se tomará a la temperatura de diseño y el valor de “W” será el que resulte mayor de:

Wm1 = 0.785 G2P + 2b ( π ) Gm P ó Wm2 = ( π) b Gy Para las condiciones de sello del empaque, se tomará P = 0, el valor de “S” a la temperatura ambiente y “W será:

Ab = Área transversal neta de los tornillos en Pulg.2 (mm2.). Am = Área transversal requerida de los tornillos tomada como la que resulte mayor de Am1 y Am2 en Pulg.2 (mm2.). Am1 = Área transversal neta requerida de los tornillos en condiciones de operaciones en Pulg.2 (mm2.) = Wm1 / Sb Am2 = Área neta de los tornillos = Wm2 / Sa b = Ancho efectivo de contacto del empaque. (Figura No. 19) bo = Ancho básico del empaque. (Figura No. 19)

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C’ = Constante adimensional que depende de la forma de unión entre la tapa y el cilindro. (Figura No. 20) d = Diámetro medido como se indica en la figura No. 20 E = Eficiencia de soldaduras. G = Diámetro donde se localiza la reacción del empaque en pulgadas (mm.). (Figura No. 19)

hg = Brazo de palanca, distancia radial de la línea de centros de barrenos a la línea de reacción del empaque, en pulgadas (mm.).

m = Relación tr/ts adimensional. P = Presión de diseño, en lb/pulg.2 (KPa). S = Esfuerzo máximo permisible del material de la tapa a tensión y a la temperatura de diseño, en lb/pulg.2 (KPa). tr = Espesor requerido en el cuerpo. ts = Espesor real del cuerpo. Sa = Esfuerzo máximo permisible del material de los tornillos, a temperatura ambiente en lb/pulg.2 (MPa). Sb = Esfuerzo máximo permisible del material de los tornillos, a la temperatura de diseño, en lb/pulg.2 (Mpa). t = Espesor mínimo requerido en la tapa, sin considerar corrosión, en pulgadas (mm.). W = Carga total de los tornillos, en libras. (N). y = Carga máxima permisible en el empaque o en la superficie de sello, en lb/pulg.2 (Mpa), su valor depende de la forma y material del empaque.

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Cálculo de la brida para el registro de hombre P= Presión máxima de trabajo= 464 lb/in2 (Cédula 30) S= Esfuerzo del material A 106B = 15000 lb/in2 Eficiencia de la soldadura= 0.85 D= diámetro interior t= espesor requerido Material A 106B ØNom = 24” Øext = 32” Número de barrenos= 20

ØBarreno = "411

Espesores de pared de tubo

int Nom 562.0= intMin 492.0=

Cédula 30. Presión máxima de 464psi. Presión Máxima de Trabajo

PSEPRt

tDSEtP

6.02.12

−=∴

+=

Sustituyendo datos, se tiene lo siguiente:

ininlbinlb

ininlbrt 446.0

)2/464(6.0)85.0)(2/15000(

)12)(2/464(=

−= Sin corrosión.

Tomando en cuenta que el margen de corrosión es de 1/8 de pulgada se tiene un espesor tr= 0.446in + 0.125in= 0.571in; elevando el resultado obtenido al valor inmediato superior, que sea comercial, se tendrá que te= 0.625in Cálculo del espesor real del cuerpo

inininCtet 5.0125.0625.0 =−=−= Cálculo del espesor del cuello de boquilla por presión interna

PSEPR

t nrn 6.0−

=

Cálculo de Rn, si la boquilla es de 24”, entonces

ininindd 876.22)562.0(2242t-Øext Nom =−=∴=

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Considerando el margen de corrosión, el valor de d será la suma del resultado antes dado y dos veces el dicho margen.

ind 126.232(0.125in) 22.876in =+=

indRn 563.112

==

Ahora, ya es posible calcular trn

ininlbinlb

ininlbrnt 430.0

)2/464(6.0)85.0)(2/15000(

)563.11)(2/464(=

−=

Espesor real de la boquilla

ininintn 437.02

126.23242

d-Øext=

−==

Cálculo de la penetración del cuello de boquilla en el recipiente h ≤ H2-2C El valor de H2 se considerará el menor de las siguientes dos ecuaciones:

ininntHinintH09.1)437(.5.25.22

25.1)5.0(5.25.22===

===

H2= 1.09in h ≤ 1.09in – 2(.125in) = 0.84in h= 0.84in Cálculo de la altura límite de la boquilla que actúa como refuerzo Se tomará el menor de los valores dados por las siguientes dos ecuaciones.

inintentHinintH

717.1625.0)437(.5.25.225.1)5.0(5.25.2

=+=+====

H= 1.25in Cálculo del radio de la placa de refuerzo Se toma el mayor de los valores que se dan en las siguientes dos ecuaciones.

inininintntdWindW

5.125.0437.02/126.232/126.23

=++=++===

W=23.126 in

67

Área del agujero del recipiente 2314.10)446.0)(126.23( inininrdtA ===

Áreas de esfuerzo A1 Será la mayor de las ecuaciones siguientes.

2248.11

205.0))((1

2248.1)(1

inA

intntrttA

indrttA

=

=+−=

=−=

A2 Será la menor de las ecuaciones siguientes.

2015.02

2015.05)(2

2017.05)(2

inA

inntrntntA

intrntntA

=

=−=

=−=

A3 se calcula como sigue

2524.0)125.0437.0)(84.0(2)(23 ininininCnthA =−=−= A4 entonces será

222

4 381.02

)437.0(42

4inint

A n ===

A5 se calcula de la siguiente forma

2145.8)2381.02524.02015.02248.1(2314.10)4...1(5 ininininininAAAA =+++−=−= ∑ Diámetro de la placa de refuerzo

inininin

inntd

teADp 03.37)437.0(2126.23

625.0

2145.85 =++=++=

68

Cálculo de la Brida para el Registro de hombre

ØExt = 32”

ØBarreno = "411

Ancho del empaque

inininN 5.42

876.2232=

−=

Ancho real del empaque

"65.0271.1

25.0

71.18562.4(3

83

==

⟩

===

inbo

inboCuando

ininNbo

Se utilizará un empaque de asbesto con un ligado aceptable a las condiciones de operación. Donde se tendrá y= 1600 (esfuerzo de Y) y m=2 (factor de empaque), estos factores se observan en la figura No. 20. Localización de cara de reacción

inininG 438.272

876.2232=

+=

Cálculo del espesor de la tapa plana Para esto se tienen las siguientes premisas:

• La tapa es ciega, sin aberturas o boquillas • Será circular • Estará regulada por ANSI B-165 • Se considerará margen de corrosión

Carga total en los tornillos Se tomará el valor más grande entre Wm1 y Wm2

lbWmWlbbGyWm

lbWmGmPbPGWm

98.105962198.89646)1600)(438.27)(65.0(2

98.1059621)130(2)438.27()65.0()130(2)438.27)(785.0(22785.01

=====

=+=+=

ππ

ππ

ininintnom 876.22)562.0(2242ØØInt Nom =−=−=

69

Se usarán tornillos SA-193 con un esfuerzo máximo permisible de Sa= 25ksi El brazo de palanca, distancia radial de la línea de centros de barrenos a la línea de reacción del empaque Øcírculo de Barrenos =29.5in

corrosionconint

corrosionint

inSEd

WhgSE

PCdt

Segundo

inSE

PCdt

imeroC

inininhg

25.2125.04509.1

sin12.2

12.23)126.23)(12700(

)187.3)(98.105962(9.1)85.0(12700

130)3.0(5.2739.1'

28.1)85.0)(12700(

)130(3.0126.23'

Pr3.0'

187.32

126.235.292

d- Barrenos de Øcírculo

=+=

=

=+=+=

===

=

=−

==

"966.0"51.1"966.00625.0903.0

sin"903.03)5.27)(25000(

)1)(5.295412(9.15.27

>==+=

==

tt

corrosiont

Para el sello de empaque

SaAbAmW2+

=

Área transversal requerida

223 23.4

/102598.1059621 in

inlbxlb

SaWAm ===

70

Área del tornillo

295.0 inAb = por tornillo, por lo que se tendrá 22 19)95.0(20 ininAb ==

lbinlbininSaAbAmW 290375)/25000(2

)1923.4()(2

222

=+

=+

=

Para la última condición P=0, se calculará t con la condición de que debe ser menor al espesor que se obtuvo de t=2.25in

inSEd

Whgdt 89.13)126.23)(85.0)(25000(

)187.3)(98.105962(9.1126.2339.1

=== Sin corrosión

ininint 2125.089.1 =+=

int 25.2= es mayor a int 2= por tanto el diseño es satisfactorio.

Boquilla de 5 pulgadas Cédula 120 Material A 106B P= Presión máxima de trabajo= 1767 lb/in2 (Cédula 120) S= Esfuerzo del material A 106B = 15000 lb/in2 Eficiencia de la soldadura= 0.85 D= diámetro interior t= espesor requerido ØNom = 5in Espesores de pared de tubo

inNomt 5.0= inMint 438.0=

Presión Máxima de Trabajo

PSEPRt

tDSEtP

6.02.12

−=∴

+=

71

Sustituyendo datos, se tiene lo siguiente:

ininlbinlb

ininlbtr 377.0)2/1767(6.0)85.0)(2/15000(

)5.2)(2/1767(=

−= Sin corrosión.

Tomando en cuenta que el margen de corrosión es de 1/8 de pulgada se tiene un espesor tr= 0.377in + 0.125in= 0.502in; elevando el resultado obtenido al valor inmediato superior, que sea comercial, se tendrá que te= 0.625in Cálculo del espesor real del cuerpo

inininCtet 5.0125.0625.0 =−=−= Cálculo del espesor del cuello de boquilla por presión interna

PSEPR

t nrn 6.0−

=

Cálculo de Rn Si la boquilla es de 5in, entonces

ininindd 4)5.0(25Nom2t-Øext =−=∴= Considerando el margen de corrosión, el valor de d será la suma del resultado antes dado y dos veces el dicho margen.

ind 25.42(0.125in) 4in =+=

indRn 125.22

== Ahora, ya es posible calcular tn

ininlbinlbx

ininlbrnt 321.0

)2/1767(6.0)85.0)(2/31015(

)125.2)(2/1767(=

−=

Espesor real de la boquilla

inininnt 375.0

225.45

2d-Øext

=−

== Cálculo de la penetración del cuello de boquilla en el recipiente h ≤ H2-2C El valor de H2 se considerará el menor de las siguientes dos ecuaciones:

ininntHinintH937.0)375(.5.25.22

25.1)5.0(5.25.22===

===

H2= 0.937in

72

h ≤ 0.937in – 2(.125in) = 0.687in h= 0.687in Cálculo del radio de la placa de refuerzo Se toma el mayor de los valores que se dan en las siguientes dos ecuaciones.

inininintntdWindW

35.0375.02/25.42/25.4

=++=++===

W=4.25in Área del agujero del recipiente

2602.1)377.0)(25.4( nininrdtA === Áreas de esfuerzo A1 Será la mayor de las ecuaciones siguientes.

2522.01

2107.0))((1

2522.0)(1

inA

intntrttA

indrttA

=

=+−=

=−=

A2 Será la menor de las ecuaciones siguientes.

2101.02

2101.05)(2

2135.05)(2

inA

inntrntntA

intrntntA

=

=−=

=−=

A3 se calcula como sigue

2343.0)125.0375.0)(687.0(2)(23 ininininCnthA =−=−= A4 entonces será

228.02

2)375.0(42

244 ininntA ===

A5 se calcula de la siguiente forma

2356.0)228.02343.02101.02522.0(2602.1)4...1(5 ininininininAAAA =+++−=−= ∑ Diámetro de la placa de refuerzo

inininin

inntd

teADp 584.5)375.0(225.4

625.0

2356.05 =++=++=

73

Boquilla de 3 pulgadas Cédula 120 Material A 106B Datos P= Presión máxima de trabajo= 2350 lb/in2 (Cédula 120) S= Esfuerzo del material A 106B = 15000 lb/in2 Eficiencia de la soldadura= 0.85 D= diámetro interior t= espesor requerido ØNom = 5in Espesores de pared de tubo

inNomt 438.0= inMint 383.0=

Presión Máxima de Trabajo

PSEPRt

tDSEtP

6.02.12

−=∴

+=

Sustituyendo datos, se tiene lo siguiente:

ininlbinlb

ininlbtr 310.0)2/2350(6.0)85.0)(2/15000(

)5.1)(2/2350(=

−= Sin corrosión.

Tomando en cuenta que el margen de corrosión es de 1/8 de pulgada se tiene un espesor tr= 0.310in + 0.125in= 0.435in; elevando el resultado obtenido al valor inmediato superior, que sea comercial, se tendrá que te= 0.5in Cálculo del espesor real del cuerpo

inininCtet 375.0125.05.0 =−=−= Cálculo del espesor del cuello de boquilla por presión interna

PSEPR

t nrn 6.0−

=

Cálculo de Rn Si la boquilla es de 3in, entonces

ininindd 124.2)438.0(23Nom2t-Øext =−=∴=

74

Considerando el margen de corrosión, el valor de d será la suma del resultado antes dado y dos veces el dicho margen.

ind 374.22(0.125in) 2.124in =+=

indRn 187.12

== Ahora, ya es posible calcular tn

ininlbinlbx

ininlbrnt 245.0

)2/2350(6.0)85.0)(2/31015(

)187.1)(2/2350(=

−=

Espesor real de la boquilla

inininnt 313.0

2374.23

2d-Øext

=−

== Cálculo de la penetración del cuello de boquilla en el recipiente h ≤ H2-2C El valor de H2 se considerará el menor de las siguientes dos ecuaciones:

ininntHinintH

782.0)313(.5.25.22

937.0)375.0(5.25.22======

H2= 0.782in h ≤ 0. 782in – 2(.125in) = 0.532in h= 0.532in Cálculo del radio de la placa de refuerzo Se toma el mayor de los valores que se dan en las siguientes dos ecuaciones.

inininintntdWindW

875.1375.0313.02/374.22/374.2

=++=++===

W=2.374in Área del agujero del recipiente

2736.0)310.0)(374.2( inininrdtA === Áreas de esfuerzo A1 Será la mayor de las ecuaciones siguientes.

2154.01

2044.0))((1

2154.0)(1

inA

intntrttA

indrttA

=

=+−=

=−=

75

A2 Será la menor de las ecuaciones siguientes.

2106.02

2106.05)(2

2127.05)(2

inA

inntrntntA

intrntntA

=

=−=

=−=

A3 se calcula como sigue

22.0)125.0313.0)(532.0(2)(23 ininininCnthA =−=−= A4 entonces será

219.02

2)313.0(42

244 ininntA ===

A5 se calcula de la siguiente forma

2086.0)219.022.02106.02154.0(2736.0)4...1(5 ininininininAAAA =+++−=−= ∑ Diámetro de la placa de refuerzo

ininininin

ntdteADp 172.3)313.0(2374.2

5.0

2086.05 =++=++=

76

77

Accesorios del recipiente Manómetro Marca De Wit Exactitud: +/- 2% del total de la escala Elemento: Tubo bourdon de Bronce Conexión: Bronce 1/8” N.P.T. Inferior o Posterior al centro Mecanismo: Bronce Caja: Lámina de acero esmaltado negro Bisel: A presión de lámina de acero esmaltado negro Ventana: Acrílico Carátula: Aluminio fondo blanco, números negros Aguja: Aluminio esmaltado negro Tamaños: ø 40 mm (1 1/2”) Rangos: Doble escala, kg/cm2 + psi max. 0 – 160 psi. Termómetro Marca De Wit

Exactitud:+/- 1% del total de la escala. Elemento: Espiral de acero actuado por tensión de gas Conexión: con compensador de temperatura ambiental. Mecanismo: Acero inoxidable AISI 304. Caja: Acero inoxidable AISI 304. Bisel: Cristal inastillable. Ventana: Aluminio fondo blanco, números negros. Aguja: Aluminio esmaltado negro con micro ajuste. Bulbos: Acero, bronce, acero inoxidable de 100 mm hasta 1000 mm (ver guía de selección) Fluidos: Glicerina (agregar “V” después del modelo) Tamaños: ø 63 mm (2 1/2”), ø 100 mm (4”), ø 160 mm (6”) y ø 250 mm (10”) Rangos: -200ºC hasta +600ºC

Válvula de llenado Marca Nacobre

Modelo TE-2 Válvula de llenado para tanque estacionario

Descripción

Conexión de entrada a cilindro 1 1/4"-11.5 NPT

Conexión de acoplamiento ACME 1 3/4"-6

Medida del hexágono para apriete 1 7/8"

78

Válvula de seguridad Marca Nacobre

Modelo TE-1 Válvula de seguridad para tanque estacionario

Descripción Apertura válvula de

seguridad 1.7 MPa 250 Psig

Conexión de entrada a cilindro

58 m3/min 2060 CFM

Conexión de entrada 3/4 14 NPT Medida del hexágono de

apriete 1 3/4"

Válvula de drene Marca Nacobre

Modelo TE-4 Válvula de drenado para tanque estacionario con

control de exceso de flujo Descripción

Conexión de entrada a cilindro 3/4" 14 NPT Conexión de acoplamiento 3/4" 14 NPT

Medida del exagono para apriete 1 3/8" Indicador de Nivel

Rango de Medición: Max. 19.7 ft. Conexión: 2" NPT, 2"-4" ANSI Material: Acero Inoxidable, PVC, PPH, PTFE Max. Presión: 290 PSIG Max. Temperatura:-20 a 350°F Precisión: 0.4-0.8" Salida: Resistencia, 4-20 mA

79

Se utilizarán coples marca NACOBRE para los accesorios con diámetro nominal (de roscado) menores a 1- ¼” . En este caso dichos accesorios no requieren cálculo de boquilla.

Los accesorios y coples se presentan en la tabla adjunta al dibujo del recipiente.

101-R COPLE REDUCCIÓN

CAMPANA

Cobre a Cobre

Manómetro

1 x ½

seguridad y drenado

1 x ¾

Válvula de llenado

1 1/2 x 1 ¼

Termometro

3 x 2 ½

80

CAPÍTULO III SOLDADURA, PINTURA Y PRUEBAS EN EL RECIPIENTE A PRESIÓN

El procedimiento más utilizado actualmente en la fabricación de recipientes a presión es el de soldadura, el cual eliminó el sistema de remachado que se usó hasta hace algunos años. En las Figuras 23, 24 y 25, se muestran algunos detalles para la preparación del material y aplicación de soldaduras que se utilizan actualmente. Todas las soldaduras serán aplicadas mediante el proceso de arco eléctrico sumergido, el cual puede ser manual o automático, En cualquiera de los dos casos, deberá tener penetración completa y se deberá eliminar la escoria dejada por un cordón de soldadura, antes de aplicar el siguiente. Con el fin de verificar si una soldadura ha sido bien aplicada se utilizan varias formas de inspección, entre ellas está el de radiografiado, la prueba de líquidos penetrantes y algunas veces se utiliza el ultrasonido. La prueba más comúnmente utilizada es el radiografiado, éste puede ser total o por puntos. Cuando practicamos el radiografiado por puntos en recipientes a presión, debemos tomar por lo menos, una radiografía por cada 15 metros de soldadura y la longitud de cada radiografía será de 15 centímetros como mínimo.

La eficiencia de las soldaduras está mostrada en el inicio del proyecto, en ella se dan los diferentes valores de la eficiencia (E) que debemos usar en los cálculos de acuerdo con el tipo de unión. Antes de aplicar cualquier soldadura, en recipientes a presión, debemos preparar un procedimiento de soldadura para cada caso en particular, el cual nos indica la preparación, diámetro del electrodo, etc., para cada tipo y espesor de material. Debemos también hacer pruebas a los soldadores para asegurarnos que la soldadura será aplicada por personal debidamente calificado. Estas pruebas y procedimientos deberán apegarse estrictamente a las recomendaciones hechas por el Código A.S.M.E., Sección IX "Welding and Brazing Qualifications." El material de aporte, de la soldadura, deberá ser compatible con el material base a soldar. Los electrodos más comúnmente utilizados para soldar recipientes a presión de acero al carbón, son el 6010 y el 7018. Cuando aplicamos soldadura en recipientes a presión de acero inoxidable, es necesario utilizar gas inerte y se recomienda pasivar las soldaduras con una solución a base de ácido nítrico y ácido clorhidrico.

81

Debemos tratar de evitar los cruces de dos o más cordones de soldadura. La distancia mínima entre dos cordones paralelos será de 5 veces el espesor de la placa, sin embargo, cuando sea inevitable el cruce de dos cordones, el Código A.S.M.E., Sección VIII División 1, nos recomienda radiografiar una distancia mínima de 102 milímetros a cada lado de la intersección. Se recomienda no aplicar soldadura a un recipiente a presión después de haber sido relevado de esfuerzos. Por la Norma UW-11 Radiographic and Ultrasonic Examination and UW-12 Joint Efficiencies

Soldabilidad Los materiales usados para fabricar recipientes a presión, deben tener buenas propiedades de soldabilidad, dado que la mayoría de sus componentes son de construcción soldada. Para el caso en que se tengan que soldar materiales diferentes entre sí, éstos deberán ser compatibles en lo que a soldabilidad se refiere. Un material, cuantos más elementos de aleación contenga, mayores precauciones deberán tomarse durante los procedimientos de soldadura, de tal manera que se conserven las características que proporcionan los elementos de aleación.

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Pintura en el recipiente a presión

El propósito principal de la pintura en los recipientes a presión es la preservación de la superficie del material, ya que la pintura retarda los efectos de corrosión y previene el contacto de agentes corrosivos. La pintura debe ser resistente a los efectos del ambiente como calor, impacto, abrasión y acción química. Preparación de la superficie El primer requisito para un buen trabajo de pintura en los recipientes a presión es remover el polvo, óxido, suciedad, grasa, aceite o cualquier agente extraño a la superficie del material. Consideración económica La selección de la pintura y limpieza de la superficie más que un aspecto técnico es un problema de carácter económico. El costo de la pintura es, normalmente, 25-30% más bajo que el costo para pintar estructuras, por lo que el uso de pinturas de alta calidad tiene ventajas aparentes. El sesenta por ciento del costo del proceso de pintado del recipiente recae en la preparación de la superficie del mismo.

Selección de un sistema de pintura Para este proyecto se han tomado en cuenta las especificaciones y recomendaciones del Steel Structure Painting Council. Condiciones Especiales Abrasión Para contrarrestar efectos de abrasión se recomienda la sección de pinturas epóxicas y de vinil ya que presentan una buena resistencia la abrasión. También las pinturas fenólicas son aceptables para este fin. Temperaturas altas y tipo de pintura a utilizar Cuando se tiene una temperatura de operación por debajo de los 500 a 600 F es recomendable el uso de tratamientos de fosfato para obtener una superficie adecuada. Para este proyecto la pintura a utilizar será pintura blanca a base de resina sintética. Cantidad de pintura necesaria Teóricamente, un galón de pintura cubre 1600 pies cuadrados de superficie. Una vez seca la pintura, el espesor que se tendrá estará determinado por la cantidad de sólidos contenidos en la pintura. Para nuestro recipiente el porcentaje de sólidos es de 48% por lo que un galón de pintura nos cubrirá una superficie igual a 1600(0.48)=768 pies cuadrados. Pruebas en recipientes a presión

91

Durante la fabricación de cualquier recipiente a presión, se efectúan diferentes pruebas para llevar a cabo un control de calidad aceptable, estas pruebas son, entre otras, Radiografiado, Pruebas de partículas magnéticas, Ultrasonido, Pruebas con líquidos penetrantes, etc. Este tipo de pruebas, como se mencionó anteriormente, son efectuadas durante la fabricación y el departamento de Control de Calidad de cada compañía es responsable de que estas pruebas se lleven a cabo. En este capítulo describiremos de una manera muy breve, las pruebas que se les deberá aplicar a los recipientes sometidos a presión una vez que se han terminado de fabricar, esta prueba se denomina prueba hidrostática, ya que generalmente es el tipo de prueba que se aplica, aunque también existe la prueba neumática. Prueba hidrostática Consiste en someter el recipiente a presión una vez terminado a una presión 1.5 veces la presión de diseño y conservar esta presión durante un tiempo suficiente para verificar que no haya fugas en ningún cordón de soldadura, como su nombre lo indica, esta prueba se lleva a cabo con líquido, el cual generalmente es agua. Cuando se lleva a cabo una prueba hidrostática en un recipiente a presión, es recomendable tomar las siguientes precauciones: 1.- Por ningún motivo debe excederse la presión de prueba señalada en la placa de nombre. 2.- En recipientes a presión usados, con corrosión en cualquiera de sus componentes, deberá reducirse la presión de prueba proporcionalmente. 3.- Siempre que sea posible, evítese hacer pruebas neumáticas, ya que además de ser peligrosas, tienden a dañar los equipos. Pruebas neumáticas Las diferencias básicas entre este tipo de pruebas y la prueba hidrostática, consisten en el valor de la presión de prueba y el fluido a usar en la misma, la presión neumática de prueba es alcanzada mediante la inyección de gases. Como ya dijimos anteriormente, no es recomendable efectuar pruebas neumáticas, sin embargo, cuando se haga indispensable la práctica de este tipo de prueba, se deberán tomar las siguientes precauciones: 1.- Las pruebas neumáticas deben sobrepasar con muy poco la presión de operación, el Código A.S.M.E., recomienda que la presión de prueba neumática sea como máximo

92

1.25 veces la máxima presión de trabajo permisible y definitivamente deben evitarse en recipientes a presión usados. 2.- En las pruebas neumáticas con gases diferentes al aire, deben usarse gases no corrosivos, no tóxicos, incombustibles y fáciles de identificar cuando escapan. El Freón es un gas recomendable para efectuar las pruebas neumáticas. 3.- La mayoría de los gases para pruebas neumáticas, se encuentran en recipientes a muy alta presión, por lo tanto, es indispensable que se extremen las precauciones al transvasarlos al recipiente a probar, pues puede ocurrir un incremento excesivo en la presión de prueba lo cual es sumamente peligroso. Prueba de elasticidad Esta prueba cuando se efectúa, se lleva a cabo de manera simultánea con la prueba hidrostática, su objetivo se verificar al comportamiento elástico del material de fabricación del recipiente y el procedimiento para llevarla a cabo se describe a continuación. 1.- Primeramente, se llena el recipiente a probar con agua hasta que por el punto más alto del recipiente escape el agua una vez que se haya abierto el venteo. 2.- Cerramos la válvula de venteo y comenzamos a inyectar agua a fin de elevar la presión, el agua que introduzcamos para este fin, la tomaremos de una bureta graduada para cuantificar de manera exacta el agua que inyectamos para levantar la presión hasta alcanzar el valor de la presión de prueba. 3.- Se mantendrá la presión de prueba durante el tiempo suficiente para verificar que no haya fugas y posteriormente, se baja la presión hasta tener nuevamente la presión atmosférica en el recipiente. Es sumamente importante recoger el agua sacada para bajar la presión, ya que compararemos este volumen con el inyectado para aumentar la presión y esta comparación nos indicará si las deformaciones sufridas por el recipiente mientras se sometió a la prueba hidrostática, rebasaron el límite elástico.

93

COSTOS DEL PROYECTO

Precios actuales hasta el 25 de Octubre del 2007

Elemento Medidas Material Cantidad $/unidad Total

Placas del cilindro 222ft2

1950kg. SA-283-C 4 15.31$/Kg. $29,864 Cople del

manómetro 1 x½

Nacobre 1 $30.00 $30 Cople de seguridad

y drenado 1 x ¾

Nacobre 1 $25

$25 Cople de llenado 1 ½ x 1 ¼ Nacobre 1 $55 $55

Tapas elipsoidales 60" SA-283-C 2 $14,500 $29,000 Orejas SA-283-C 2 $800 $1,600

Empaque Asbesto 1 $450 $450 Registro de hombre SA - 181 1 $1,300 $1,300

Tubo d=20" SA-106-B $350 $350 Válvula de seguridad

¾ 14 NPT Nacobre, modelo TE-1

1 $1,500 $1,500

Válvula de llenado 1 ¼ NPT 1 $1,000 $1,000

Válvula de Drene ¾ 14 NPT Nacobre,

modelo TE-4 1 $1,200 $1,200 Manómetro ½ NPT Wit, 0-160psi 1 $630 $630 Termómetro 2 ½ NPT Wit, -200°C a

600°C 1

$400 $400 Indicador de nivel 2" 1 $450 $450

Brida d=24" SA-106-B $1,700 $1,700 Silletas SA-283-C 2 $2,500 $5,000 tornillos Tornillería

fina SA - 195 25

$18 $450

94

COSTOS COMPLEMENTARIOS

COSTOS DE ELEMENTOS Cant $/Unidad Total Soldadura (7018) 30 Kg. $ 4,500 $ 4,500 Pintura 2Gal $ 1,800 $ 1,800 Soldadura platexflux $750 $ 750 COSTOS DE MANO DE OBRA

Obreros 5 $ 2400qnal $ 12,000 Ingenieros 2 $ 6000 $ 12,000 Renta del equipo y planta 1 $ 5000 $ 5,000 Prueba de soldadura 1 $ 7000 $ 7,000 Transportación 1 $ 3,500 $ 3,500

$ 46,550

TOTAL DE COSTOS $ 121,554

Por seguridad de presupuesto, se considerará un aumento del 30% en el precio total del recipiente para cubrir posibles variantes en la cotización. $121,554 x 30% = $36,466.20 Costo Total tomando un factor de seguridad del 30% 121,554 + 36,466.20 = $158020.2 MXP

95

CAPÍTULO IV ESQUEMAS Y DIBUJOS DEL RECIPIENTE (CAD Y ELEMENTO FINITO)

El diseño asistido por computador remoto (o computadora u ordenador), abreviado como DAO (Diseño Asistido por Ordenador) pero más conocido por sus siglas inglesas CAD (Computer Aided Design), es el uso de un amplio rango de herramientas computacionales que asisten a ingenieros, arquitectos y a otros profesionales del diseño en sus respectivas actividades. También se llega a encontrar denotado con una adicional "Dc=0" en las siglas CADD, diseño y bosquejo asistido por computadora (Computer Aided Drafting and Design).

Para este proyecto se ha hecho uso de software CAD como es Mechanical Desktop y Autodesk• Inventor.

• Autodesk, Inc. es una compañía dedicada a software y servicios las industrias de manufactura, infraestructura, construcción, medios y entretenimiento y datos transmitidos vía inalámbrica.

96

La imagen anterior muestra el diseño en tercera dimensión de las partes principales que componen al recipiente (Cuerpo, orejas de izaje, silletas y tapas) y también el modelo del recipiente terminado.

Diseño del recipiente en Mechanical desktop

Una vez calculados todos los aspectos importantes del recipiente, como son espesores, magnitudes, tipo de material, accesorios, etc., se puede iniciar el desarrollo del dibujo técnico del recipiente para facilitar el proceso de especificación y fabricación del mismo. Las placas que formarían el cuerpo del recipiente se diseñaron en base al espesor acordado en la memoria de cálculo.

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Las tapas elipsoidales, al igual que las placas, estuvieron condicionadas por el espesor obtenido en cálculos. Estos dos elementos dieron forma al cuerpo principal del recipiente.

Recipiente sin accesorios.

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Los soportes del recipiente fueron dibujados a detalle con respecto a la placa de asiento y refuerzos necesarios. Igualmente, las orejas de izaje fueron hechas con las medidas de diseño original.

Orejas de Izaje.

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Vista lateral del recipiente con accesorios

Isométrico del recipiente terminado.

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Explosión del recipiente a presión con accesorios.

Isométrico del recipiente en explosión con accesorios.

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Análisis por elemento finito (ANSYS)

El método del elemento finito, es una herramienta poderosa para solución de sistemas de ecuaciones diferenciales parciales; el enfoque del curso es para resolver problemas de ingeniería estructural, y permitirá al alumno generar su propio software ya que para poder desarrollarlos se requiere elaborar rutinas para los tópicos del curso. Las herramientas matemáticas requeridas son sencillas pero se requiere de conocer métodos numéricos como solución de ecuaciones simultaneas de preferencia factorización L_U, y métodos para integración numérica como la regla de Simpson. La propuesta de solución, abarca esfuerzos y deformaciones en el plano, solución al problema de sólidos, sólidos axisimétricos, flexión en placas, solución de cascarones y cascarones axisimétricos, mediante la formulación estándar y la formulación isoparamétrica. Ansys es un software de análisis de elemento finito que nos permite hacer una evaluación y corroboración de los cálculos hechos en el diseño del recipiente, por lo que podremos verificar la resistencia del material a cargas, presiones, etc.

El primer elemento a analizar es el cuerpo del recipiente, placa por placa, para verificar que resiste la presión del fluido a almacenar.

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Vista de la placa con mallado

Placa con restricción de desplazamiento y presión

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Deformación de la placa debida a la presión aplicada

Esfuerzos principales en la placa

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Zonas de intensidad de esfuerzos en las placas

Máximo valor del esfuerzo presentado en las placas debido a la presión interna.

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Esfuerzos en los extremos de la placa.

En las tapas se puede apreciar que en el centro se concentran los mayores esfuerzos a causa de la presión interna que el fluido ejerce en el material

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Restricciones de desplazamiento aplicadas en las tapas.

Esfuerzos en las tapas a causa de la presión interna.

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Variación de la intensidad de los esfuerzos en las tapas.

Los soportes del recipiente (silletas) serán responsables de soportar todo el peso que representa el recipiente, por lo que su diseño debe tolerar los esfuerzos y cargas que fueron calculadas.

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Vista lateral del mallado en la silleta.

Mallado principal en los soportes del recipiente.

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Aplicación de cargas en las silletas.

Restricciones de desplazamiento y cargas en las silletas.

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Deformación debida a las cargas aplicadas.

Esfuerzos estructurales en la silleta.

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Deformación en los soportes debida a las cargas aplicadas.

Cada vez que el recipiente sea transportado se utilizarán las orejas de izaje para trasladarlo, lo anterior implica que en las orejas recaerá todo el peso del recipiente (por lo general vacío) por lo que debe contar con una alta funcionalidad. El análisis por elemento finito no permite ver la localización de los esfuerzos en las orejas.

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Restricciones de desplazamiento aplicadas en las orejas de izaje.

Esfuerzos presentados en la parte superior de la oreja.

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Intensidad del esfuerzo aplicado en las orejas de izaje.

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CONCLUSIÓN

Desde el momento en que se hizo necesario el manejo y control de distintos fluidos con

la finalidad de su procesamiento para fines industriales se ha tenido la necesidad de ir

evolucionando en el almacenamiento de dichos fluidos. La medida puesta en marcha

para tal efecto fue desarrollada por la Sociedad Americana de ingenieros Mecánicos,

utilizando un código aplicable a calderas y recipientes expuestos a presión y así evitar el

gran número de incidentes que se tenían.

Hoy en día, el código A. S. M. E. es una constante actualización de las normas

requeridas para garantizar eficiencia en el desarrollo de distintos proyectos mecánicos.

Basándose en la octava sección de dicho código, la cual está referida a la construcción

de recipientes a presión, se han elaborado manuales para el diseño de recipientes

horizontales, verticales y esféricos.

A lo largo de este trabajo de tesis se ha tomado como base de desarrollo el manual de

recipientes a presión, escrito por el Ing. Eugene F. Megyesy. Por lo que podemos estar

seguros de haber seguido un método apropiado que nos ha permita apegarnos a las

normas establecidas por el código A. S. M. E.

Al termino de este proyecto se ha generado una memoria de calculo que de acuerdo a

los resultados obtenidos y con base a los requerimientos y limitantes del código

A.S.M.E. se respalda la funcionalidad de cada una de las partes que lo integran (orejas

de izaje, silletas, boquillas, espesores de cuerpo y tapas, etc.) por lo cual nos permite

estar seguros de obtener la calidad necesaria para desempeñar las funciones que exigen

las actividades que el almacenaje y operación de gas natural con respecto a los

requerimientos iniciales establecidos de volumen, presión y condiciones de temperatura.

Un aspecto importante en cualquier proceso de ingeniería y en general es el obtener la

mayor eficiencia posible al menor costo, para el desarrollo de este proyecto se ha

procurado lo mas posible la selección adecuada de la cantidad y tipo de cada material

(SA – 283 C) para alcanzar el menor costo posible, lo anterior se ha considerado sin

sacrificar las necesidades de calidad y seguridad ya que lo más importante es garantizar

la funcionalidad del proyecto y evitar la aparición de posibles accidentes.

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GLOSARIO

Abrasión: La separación del material de la superficie en cualquier sólido

mediante la fricción de otro sólido, un sólido o un gas o una combinación de

estos.

Aleación: Sustancia con propiedades metálicas formada por dos o más

elementos; con pocas excepciones, los componentes son generalmente

elementos metálicos.

Casco: Elemento estructural hecho para circundar un espacio. La mayoría de

los cascos son generados por la revolución de una curva plana.

Cople: Manguito o casquillo que se utiliza para unir dos tubos.

Corrosión: Erosión química causada por agentes con o sin movimiento. Es la

destrucción gradual de un metal o aleación debido a procesos químicos como

la oxidación o a la acción de un agente químico.

Elástico: Capaz de sostener esfuerzo sin deformación permanente; el término

se usa también para designar conformidad con la ley de proporcionalidad de

esfuerzo-deformación.

Escoria: Producto que se forma por la acción de un fundente sobre los

elementos constitutivos de un mineral procesado, o sobre los elementos

constitutivos elementos oxidados que son indeseables.

Factor de seguridad: La relación de la carga que ocasionaría la falla de un

miembro o estructura a la carga que se le impone en servicio.

Fatiga: Tendencia de los materiales a fracturarse cuando se someten a

muchas repeticiones de un esfuerzo considerablemente menor que la

resistencia estática a la ruptura.

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Isotrópico: Que tiene las mismas propiedades de resistencia y elasticidad en

todas la direcciones.

Oxidación: Desprendimiento de escamas de los metales, es el fenómeno que

ocurre a altas temperaturas y cuando hay entrada de aire.

Presión absoluta: La presión media desde el cero absoluto de presión que,

teóricamente se obtiene en vacío o al cero absoluto de temperatura, para

distinguirla de la presión manométrica.

Presión de diseño: La presión que se usa para determinar el espesor mínimo

permitido o las características físicas de las diferentes partes del depósito.

Presión de operación: La presión a la que esta sometido normalmente un

depósito y que se localiza en su parte superior, no debe exceder de la presión

máxima de trabajo permitida.

Presión manométrica: La cantidad por la cual es mayor la presión absoluta

que la presión atmosférica.

Prueba: Ensayo que sirve para comprobar que el recipiente es adecuado para

la presión de diseño.

Prueba hidrostática: El recipiente terminado una vez lleno con agua, debe

someterse a una presión de prueba igual a 1 ½ veces la presión máxima de

trabajo permitida, la cual debe marcarse en el recipiente, o a 1 ½ veces la

presión de diseño, según acuerde el usuario y el fabricante.

Prueba neumática: El recipiente terminado puede probarse con aire

comprimido una vez de aplicarle la prueba hidrostática cuando no puede

llenarse con agua bajo condiciones de seguridad o cuando no sean tolerables

las trazas que pudieran quedar del líquido de prueba. La prueba a presión

neumática debe hacerse a 1 ¼ veces la presión máxima de operación

permitida.

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Radiografiado: El proceso de pasar radiaciones electrónicas a través de una

objeto y obtener un registro de su estado interno sobre una película

sensibilizada.

Resistencia a la tensión: Esfuerzo máximo que puede soportar un material

sometido a carga de estiramiento sin que falle.

Soldadura: Unión localizada del metal producida por fusión con o sin uso de

metal de aporte y con o sin aplicación de presión.

Temperatura de diseño: La temperatura media del metal (a través del

espesor) que se espera bajo las condiciones de trabajo para la parte bajo

consideración.

Válvula de alivio para presión: Una válvula que hace bajar la presión al

rebasar un límite especificado y vuelve a cerrarse al volver a lo norma las

condiciones de operación.

Válvula de compuerta: Válvula que tiene una compuerta, a menudo en forma

de cuña, que deja pasar un fluido al ser levantada de su asiento.

LISTA DE ORGANIZACIONES A continuación se enlistan las organizaciones o códigos publicados con aplicación en la fabricación de recipientes a presión.

NOMBRE SIGLAS

American Nacional Standards Institute ANSI

American Petroleum Institute API

American Society of Mechanical Engineers ASME

American Society for Testing and Materials ASTM

American Iron and Steel Institute AISI

Steel Structure Painting Council SSPC

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BIBLIOGRAFÍA

• Manual de Recipientes a Presión

Diseño y Cálculo

Autor. Eugene F. Megyesy

Editorial Limusa

Primera edición 1989

• Código A.S.M.E. Sección VIII División 1

• Resistencia de Materiales

Autor. Ferdinand L. Singer / Andrew Pytel

Editorial Harla

Tercera Edición 1985

• Catálogo de Aceros comerciales HF

Perfiles comerciales Cuautitlán S. A. de C. V.

• Procesos de Manufactura Versión SI

B. H. Amstead

Myron l. Begeman

Editorial CECSA

Primera Edición

• Manual de especificaciones

Altos hornos de México

119

ANEXOS (PLANOS)

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121