INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL.

ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA.

UNIDAD AZCAPOTZALCO.

TESIS INDIVIDUAL.

DISEÑO Y ESTUDIO ECONÓMICO DE UN TANQUE VERTICAL PARA

AIRE COMPRIMIDO PARA UNA PLANTA INDUSTRIAL.

PARA OBTENER EL TÍTULO DE:

INGENIERO MECÁNICO.

PRESENTA:

NOÉ ALEJANDRO LEÓN ACEVEDO.

ASESORES:

M. en C. JOSÉ LUIS MORA RODRÍGUEZ.

ING. EDUARDO RICO GONZÁLEZ.

AGRADECIMIENTOS

Hoy estoy terminando la última parte que había dejado inconclusa, fue muy difícil

haberla concluido ya que hay que tener mucha paciencia, constancia, dedicación y

sobre todo el apoyo de las personas que nos rodean que son las que, finalmente,

siempre estarán dándote consejos, ejemplos, y ánimos para seguir adelante y no

dejarse caer. Actualmente aun conservo mis mejores maestros de la vida que son

mis padres los cuales a pesar de que ya su cuerpo está cansado siguen dándome

enseñanzas de que pase lo que pase me queda claro que seguirán adelante,

siempre e deseado que el tiempo me alcance y pueda sacarlos del trabajo que los

cansa demasiado y puedan dedicarse a otras cosas. Por otro lado están mis

hermanos el mayor, otro personaje en mi vida entrañable a quien también le debo el

haber aceptado estudiar una ingeniería y ojalá mis sobrinos también les guste la

ingeniería. Quique, esa energía que traes ojalá pueda ayudarte a canalizar para el

estudio, Mi hermana, una mujer a la cual no e podido entender en mi existencia, ojalá

pronto logre recapacitar y haga algo por su vida. A mi primo Piedra, que aunque ya

reside lejos, le agradezco infinitamente su confianza, tranquilidad y forma de tomar

las cosas es increíble tener alguien con quien contar para todo así como compartir

nuestros triunfos, y que estés al pendiente de un servidor, lo sabes que eres como mi

tercer hermano. A ti, que nunca e tenido la oportunidad de verte, tal vez porque soy

un mortal, (aun); sólo te e sentido y varias veces hablado, gracias por todo siempre

te e estado agradecido por ayudarme sin ninguna condición es algo que no puedo

describir, cuando deje este mundo me gustaría servir como tu lo haces, mientras

tanto me gustaría hacerlo aquí en la tierra, gracias F.G.R. Mis amigos como Rubén

Sosa, Angélica Benitez, Albert Rodríguez, Daniel Illarramendi, (por mencionar

algunos) gracias por seguir conmigo al igual algunos profesores que pusieron parte

de su tiempo para apoyarme: Emilio Brito Martínez, José Luis Mora, Augusto López

Wario, Irma Reyes Bautista, Pilar Chehin, Alexia (Judith) Mosqueda, Vicente Hoyos

Cardozo. Al personal PATRUPA INDUSTRIAL por haberme ayudado en los

momentos en los que más los necesité siempre estuvieron para apoyarme.

Gracias sinceramente:

Noé Alejandro León Acevedo.

Viernes 29 de Noviembre del 2013.

ÍNDICE

Objetivo, Justificación y Alcance del Proyecto………………………………………

Introducción……………………………………………………………………………..

CAPITULO 1. GENERALIDADES

1.1. Tipos de Recipientes de Pared Delgada………………………………............

1.1.1. Recipiente a Presión……….………………………………………….............

1.2. Esfuerzos en Recipientes a Presión………….…...........................................

1.2.1. Cilindros de Pared Delgada……………………………………………………

1.2.2. Cilindros de Pared Gruesa……………………………………………………..

1.3. Presión de Operación……………………….…...............................................

1.4. Presión de Diseño…………………………….….……………………………….

1.5. Máxima Presión Permitida de Operación.………...........................................

1.6. Presión de Prueba Hidrostática………….………….......................................

1.7. Diseño Óptimo del Recipiente…………………………………………………...

1.8. Esfuerzo de Diseño a la Tensión (S)…………..………………………………..

1.9. Eficiencia de las Soldaduras (E)……….………………………………………..

1.10. Tipos de Tapas para Recipientes a Presión………………………………….

1.10.1. Tapas Toriesféricas……………………………………………………………

1.11. Aire Comprimido ………………………………………………………………...

CAPÍTULO 2. NORMAS Y CÓDIGOS APLICABLES

2.1. Códigos Aplicables………………………………………………………………...

2.2. Breve Historia del Código A. S. M. E. ….……………………….………………

2.3. Códigos y Normas Aplicables…………………………………………………….

2.4. Código A. S. M. E. Sección VIII División 1…..………………………………….

2.5. Limitaciones de la División 1……………………………………………………...

2.6. Sociedades e Institutos……………………………………………………………

2.7. Boquillas y Registros………………………………………………………………

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2.8. Diseño de Refuerzos en Aperturas………………………………………………

2.9. Espesores de los Cuellos de las boquillas………………………………………

2.10. Tipos de Bridas…………………………………………………………………...

2.10.1 Bridas Deslizables (Slip-On)…………………………………………………...

2.11. Estructuras y Soporte…………………………………….………………………

CAPÍTULO 3. MEMORIA DE CÁLCULO

Cálculo del espesor del cuerpo por presión interna…………………………………

Cálculo del espesor de tapas………………………………….………………………

Presión externa………………………………………………………………………….

Cálculo por presión del viento…………………………………………………………

Cálculo del peso propio del recipiente (erección)……………………………………

Cálculo del tanque lleno de agua……………………………………..……………….

Vibración………………………………………………………….……………………...

Sismo……………………………………………………….…………..………………..

Cálculo de la deflexión máxima………………………………………………………..

Diseño del soporte faldón………………..………………………..…………………...

Diseño de pernos de anclaje…………………………………………………………..

Diseño del anillo base…………………………………………………………………..

Válvula de seguridad……………………………………………………………………

Cálculo de los refuerzos de las boquillas………………………………………........

Oreja de izaje……………………………………………………………………………

CAPÍTULO 4. COSTOS

Costos directos e indirectos……………………………………………………………

Anexos……………………………………………………………………………………

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DISEÑO Y ESTUDIO

ECONÓMICO DE UN TANQUE VERTICAL

PARA AIRE COMPRIMIDO PARA UNA

PLANTA INDUSTRIAL.

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OBJETIVO. Diseño y cálculo de un tanque vertical; tomando en cuenta todas las consideraciones mecánicas, las normas y/o códigos que lo rigen actualmente, así como el estudio económico del mismo. Para el cálculo y diseño del tanque vertical se considerarán factores muy importantes como lo son la temperatura de trabajo del equipo, la presión de operación, el fluido a manejar entre otros para que el equipo pueda ofrecer la mayor eficiencia y seguridad en el almacenamiento de aire comprimido. En la actualidad es muy común encontrarse en la industria con la necesidad de fabricar recipientes que sean capaces de soportar altas presiones a diferentes condiciones y para diferentes procesos, basado en esto nos enfocamos a desarrollar un tanque pulmón, es decir para almacenamiento de aire.

JUSTIFICACIÓN. En algún momento en la industria los ingenieros se enfrentan a la necesidad de diseñar recipientes sometidos a presión, además de estructuras que sean capaces de soportar dicho recipiente. Para poder diseñarlos debemos estar familiarizados con las últimas publicaciones de métodos de diseño, fórmulas, normas y especificaciones.

En la industria de cualquier rama que se describa ya sea (farmacéutica, alimentaria, textil, metal-mecánica, entre otras); se requieren recipientes de almacenamiento o sujetos a presión los cuales deben de cumplir con las condiciones más críticas a las cuales se vayan a someter durante el o los procesos requeridos. Dependiendo del proceso será la selección del material a utilizar. Por mencionar algunos ejemplos, si es la industria alimenticia y/o farmacéutica se utilizará acero inoxidable T-316, si por el caso contrario se requiere solo controlar la corrosión se usará acero inoxidable T-304. En muchos procesos se necesitan tanques para el suministro continuo de aire, a diferentes equipos como válvulas, actuadores, compresores, sopladores; por mencionar algunos. De ahí surge la necesidad del diseño y selección de un equipo con características estrictas que cumplan con los requerimientos mínimos para el funcionamiento de los equipos que dependerán del aire comprimido.

ALCANCE DEL PROYECTO.

Este trabajo se inició considerando las necesidades y características que se producen

usualmente en la industria, aquí se ocupan algunos datos mínimos para realizar el

cálculo como lo son presión de operación, temperatura entre otros. Se inició con las

características de lo que es un tanque a presión, conceptos básicos y se llegó a la

parte del cálculo de los refuerzos necesarios en las boquillas y soportes estructurales

así como también se hicieron los planos para la fabricación, (la cual no fue realizada).

Finalmente se hace un bosquejo del costo del equipo.

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INTRODUCCIÓN

En este trabajo se podrá encontrar información relativa en el capítulo 1 a los tipos de

recipientes a presión y una breve semblanza al fluido que se almacenará en él, que es

aire comprimido, el cual se utilizará para procesos industriales posteriores, siendo su

función el almacenar dicho aire a una presión especificada, por lo tanto, es importante

conocer sus propiedades físicas y químicas del fluido; así como las características

principales del acero inoxidable a utilizar en la construcción del recipiente.

En el capítulo 2 se tocan todos los puntos involucrados con los recipientes a presión de

acuerdo al tipo de equipo a desarrollar y a lo que se refiere al nacimiento del Código

A.S.M.E.

En el capítulo 3 se puede referir el cálculo por presión interna, presión externa, viento,

sismo, vibración, peso propio, refuerzos en boquillas, configuración del registro pasa

hombre, válvula de alivio o seguridad y dentro de la estructura de soporte el faldón y

finalmente el capítulo 4 habla lo referente al costo del producto.

El fundamento de ingeniería se basa en la teoría de los recipientes de pared delgada o del cascarón, donde éstos se caracterizan por estar ligados a una restricción donde r / t > 10 que aplica a este caso y a lo referente al Código A.S.M.E. en las secciones II, VIII División 1 y IX, las cuales cada una se refiere de la siguiente manera: II Materiales. VIII División 1 Diseño. IX Soldadura. Los resultados obtenidos fueron el desarrollo de las generalidades y normatividad que cubren estos equipos, y los cálculos de los parámetros necesarios para su diseño y planos de taller esenciales para su posterior fabricación, dado que el lenguaje del ingeniero son los números y los dibujos se cubre con exactitud lo que es una aportación de ingeniería a un caso específico derivado de una necesidad en la industria de procesos.

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En este capítulo se abordan tipos de recipientes a presión así como conceptos básicos y tipos de tapas usadas para los tanques.

1.1. TIPOS DE RECIPIENTES DE PARED DELGADA. Existen numerosos recipientes que se utilizan en las plantas industriales o de procesos. Algunos de estos tienen la finalidad de almacenar fluidos que se dirigen a algún proceso, este tipo de recipientes son llamados en general tanques. Los diferentes tipos de recipientes que existen se clasifican de la siguiente manera:

De pared delgada. Clasificación

De pared gruesa. Los recipientes de almacenamiento nos sirven únicamente para almacenar

fluidos y de acuerdo con sus servicios son conocidos como tanques de almacenamiento.

Son recipientes de pared delgada porque se basa en la teoría del cascarón,

donde éstos se caracterizan por estar ligados a una restricción donde r / t > 10. Los recipientes a presión pueden ser esféricos o cilíndricos como el mostrado en

la FIG. 1.1. Los segundos son horizontales o verticales y pueden tener en algunos casos, chaquetas para incrementar o decrecer la temperatura de los fluidos según sea el caso. Los primeros son los recipientes esféricos y se recomiendan para almacenar grandes volúmenes esféricos a altas presiones. Puesto que la forma esférica es la forma natural que toman los cuerpos al ser sometidos a presión interna. Esta sería la forma más económica para almacenar fluidos a presión sin embargo en la fabricación de estos es mucho más cara a comparación de los recipientes cilíndricos.

Fig. 1.1. Recipiente Cilíndrico.

1.1.1. RECIPIENTE A PRESIÓN. Se considera como recipiente a presión cualquier vasija cerrada que sea capaz

de almacenar un fluido a presión manométrica, ya sea presión interna o vacío, independientemente de sus dimensiones y forma, de acuerdo antes mencionado.

1.2. ESFUERZOS EN RECIPIENTES A PRESIÓN. Los recipientes a presión están sujetos a diversas cargas, que causan esfuerzos de diferentes intensidades en los componentes del recipiente. El tipo e intensidad de los

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esfuerzos es una función de la naturaleza de las cargas, de la geometría del recipiente y de su construcción. Cargas.

a) Presión interna o externa. b) Peso del recipiente y su contenido. c) Reacciones estáticas del equipo auxiliar, tubería revestimiento, aislamiento,

piezas internas, apoyos. d) Reacciones cíclicas y dinámicas debidas a la presión o a las variaciones

térmicas. e) Presión del viento y fuerzas sísmicas. f) Reacciones de impacto debido a choque hidráulico. g) Gradientes de temperatura y expansión térmica diferencial.

Esfuerzos.

a) Esfuerzo a la tensión. b) Esfuerzo longitudinal a la compresión. c) Esfuerzo primario general de membrana inducido por cualquier combinación de

cargas. Esfuerzo primario de membrana más esfuerzo primario de flexión inducido por combinación de cargas.

d) Esfuerzo primario general de membrana inducido por combinación de sismos o de la presión de viento con otras cargas.

1.2.1. CILINDROS DE PARED DELGADA. Un depósito cilíndrico que contenga un fluido a una presión p kgf/cm2 está sometido a fuerzas de tracción según sus secciones longitudinales y transversales, y las paredes han de resistir estas fuerzas para evitar que reviente. 1.2.2. CILINDROS DE PARED GRUESA. En un cilindro de pared gruesa, se puede seguir un proceso analógico para determinar la fuerza total que transmite la sección longitudinal. Dividiendo esta fuerza por el área sobre la que actúa se obtiene el valor medio de la tensión circunferencial o tangencial, tanto en el caso de paredes delgadas como en el de paredes gruesas. La diferencia entre uno y otro estriba en que el cilindro de pared delgada, cuando el espesor es igual o menor que 1/20 del diámetro interior, dicho valor medio es prácticamente igual a la máxima tensión tangencial, esto es, la tensión tangencial se distribuye casi uniformemente en el espesor mientras que en el caso de pared gruesa es mucho menor que el máximo valor de esta tensión tangencial, que no se distribuye uniformemente en el espesor, y su variación ni siquiera es lineal. 1.3. PRESIÓN DE OPERACIÓN. Es identificada como la presión de trabajo y es la presión a la cual estará sometido un equipo en condiciones de operación normal.

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1.4. PRESIÓN DE DISEÑO. La presión que se emplea para diseñar el recipiente. En general se recomienda diseñar un recipiente y sus componentes para una presión mayor que la de operación; para lo cual existen 2 condiciones que a continuación se describen:

1a. CONDICIÓN:

Cálculo de la Presión de Diseño tomando en cuenta la presión de operación PO.

2A. CONDICIÓN:

Cálculo de la Presión de Diseño tomando en cuenta la presión de operación Po.

1.5. MÁXIMA PRESIÓN PERMITIDA DE OPERACIÓN. La presión a la que está sujeto el elemento más débil del recipiente correspondiente al esfuerzo máximo admisible, cuando se supone que el recipiente está:

a) En estado de desgaste por corrosión. b) A una temperatura determinada. c) En posición normal de trabajo. d) Bajo el efecto de otras cargas (carga de viento, presión externa, presión

hidrostática, entre otros efectos) que son aditivas a la presión interna. 1.6. PRESIÓN DE LA PRUEBA HIDROSTÁTICA. Una y media veces la máxima presión permitida de operación o la presión de diseño cuando no se hacen los cálculos para determinar la presión máxima permitida de trabajo. 1.7. DISEÑO ÓPTIMO DEL RECIPIENTE. Para la construcción de un recipiente de una cierta capacidad con el mínimo material, la longitud del diámetro en relación con la longitud vertical del mismo, se recurre al diseño óptimo del recipiente. Para encontrar el diámetro óptimo del recipiente se sigue el siguiente proceso: Factor de Abakians.

CSE

PF

Donde: S: Esfuerzo del material. E: Eficiencia de la soldadura. P: Presión de diseño (Ib/plg2). C: Factor de corrosión 1/16. En base a las propiedades del fluido a almacenar y el tipo de material utilizado se procede al cálculo del valor de F.

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1.8. 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 para acero al carbón, se considera ese valor por tener un factor de seguridad de 4 y se toma como referencia del diagrama esfuerzo-deformación. 1.9. EFICIENCIA DE LAS SOLDADURAS (E). Se puede definir la eficiencia de las soldaduras como el grado de confiabilidad que se puede tener de ellas.

EFICIENCIA DE SOLDADURA, VALORES DE “E”.

TIPOS DE UNIONES

EFICIENCIA DE LA UNIÓN CUANDO LA JUNTA ESTA RADIOGRAFIADA.

AL 100%

POR PUNTOS

SIN

SOLDADURA A TOPE UNIDA CON SOLDADURA POR AMBOS LADOS, O BIEN POR OTRO MÉTODO CON LO CUAL SE OBTENGA LA MISMA CALIDAD DEL METAL DE APORTE EN AMBOS LADOS DE LA SUPERFICIE SOLDADA. SI SE USA LA SOLERA DE RESPALDO, DEBERÁ QUITARSE DESPUÉS DE APLICAR LA SOLDADURA YA ANTES DE RADIOGRAFIAR.

1.00

0.85

0.70

SOLDADURA SIMPLE A TOPE CON SOLERA DE RESPALDO LA CUAL PERMANECERÁ EN EL INTERIOR DEL RECIPIENTE.

0.90

0.80

0.65

UNIÓN SIMPLE POR UN SOLO LADO SIN SOLERA DE RESPALDO.

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----------

0.60

UNIÓN TRASLAPADA CON DOBLE FILETE.

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----------

0.55

UNIÓN TRASLAPADA CON FILETE SENCILLO Y TAPÓN DE SOLDADURA.

------

----------

0.50

8

UNIÓN TRASLAPADA CON FILETE SENCILLO SIN TAPÓN DE SOLDADURA.

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0.45

Fig. 1.2. Eficiencias de Soldaduras.

1.10. TIPOS DE TAPAS PARA RECIPIENTES A PRESIÓN. Los recipientes sometidos a presión pueden estar construidos por diferentes tipos de tapas o cabezas. Cada una de estas es más recomendable ciertas condiciones de operación y costo monetario. Dentro de las tapas más comunes se encuentran las siguientes:

Tapas semiesféricas.

Tapas semielípticas.

Tapas toriesféricas.

Tapas planas.

Tapas planas con ceja.

Tapas únicamente abombadas.

Tapas abombadas con ceja invertida.

Tapas 80:10.

Tapas cónicas.

Tapas toricónicas.

De las cuales se consideró las tapas toriesféricas, por soportar gran presión y ser económicas en su fabricación. 1.10.1. TAPAS TORIESFÉRICAS. Son las más utilizadas en la industria, debido a su bajo costo y a que soportan altas presiones. Para calcular su R, r, H, C.R.: R (Radio de abombado) = 100% Φ (Diámetro exterior). r (Radio de nudillos) = 6% Φ (Diámetro exterior). H (altura de la tapa) = 17% Φ (Diámetro exterior). C.R. (ceja recta) = 1.5 in (más común).

Para calcular el espesor mínimo de la tapa toriesférica por Diámetro interior (Dint.):

PSE

PLt

1.0

885.0

Para calcular el espesor mínimo de la tapa toriesférica por Diámetro exterior (Dext.):

PSE

PLt

8.0

885.0

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Donde: P: Presión de diseño o presión máxima de trabajo permitida (lb/ft2). S: Valor de esfuerzo del material (Ib/plg2). E: Eficiencia de la juntas (soldaduras). R: Radio. D: Diámetro. t: Espesor de pared (plg). L: Radio interior del casquete (plg).

Fig. 1.6. Tapa Toriesférica.

1.11. AIRE COMPRIMIDO.

Hablaremos brevemente del aire comprimido ya que es el que usaremos en nuestro

tanque, además de mencionar algunos de sus principales usos. El aire comprimido se

refiere a una tecnología o aplicación técnica que hace uso de aire que ha sido sometido

a presión por medio de un compresor. En la mayoría de aplicaciones, el aire no sólo se

comprime sino que también se deshumifica y se filtra. El uso del aire comprimido es

muy común en la industria, su uso tiene la ventaja sobre los sistemas hidráulicos de ser

más rápido, aunque es menos preciso en el posicionamiento de los mecanismos y no

permite fuerzas grandes.

Algunos de sus principales usos son:

Elevadores neumáticos.

Destornilladores automáticos.

Tornos dentales.

Armas de aire comprimido.

Equipos de minería (taladros rotopercutores, martillos picadores, lámparas,

ventiladores y muchos otros).

Arranque de motores de avión.

Coches de aire comprimido y motores de aire comprimido.

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La primera vez que se usó el aire comprimido fué en el soplado de metales para su

enfriamiento. El invento del fuelle, favoreció la creación de nuevos metales al

alcanzarse temperaturas más altas en los hornos. Sería sin embargo a partir del siglo

XIX donde empezaría a estudiarse el aire como sistema de transporte en energía.

La producción de aire comprimido se realiza mediante el compresor. Existen varias

clasificaciones, si los clasificamos por la forma de producción sería:

Compresores dinámicos: Incorporan elementos giratorios que aportan energía

cinética al aire. Aumentando la velocidad se consigue mayor presión estática. Se

caracterizan por producir un movimiento del aire continuo. Estos a su vez se dividen

en:

Radial.

Axial.

Radiaxial.

De desplazamiento positivo: Aumentan la presión al reducir el volumen, a veces con

pistones, tornillos o compartimentos plásticos:

Alternativas.

Rotativas.

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Todos los equipos sujetos a presión deben ser calculados para su construcción con base a códigos y/o normas establecidas para tal efecto, por lo tanto en este capítulo se abordara el Código A.S.M.E. que es el que se utiliza como referencia para tal efecto. 2.1. CÓDIGOS APLICABLES. El principal código utilizado en México, Estados Unidos y en muchos otros países del mundo es el CÓDIGO A.S.M.E. Este código es publicado por la Asociación Americana de Ingenieros Mecánicos (A.S.M.E.), por sus siglas en ingles, su edición es trianual, 1992, 1995, 1998, 2001, 2004, 2007, 2010… sin embargo, la asociación emite adendas trimestrales, las cuales modifican constantemente el Código o en su defecto lo actualizan. A continuación se enlistan los principales Códigos existentes en el mundo para el diseño y fabricación de recipientes a presión: PAÍSES Alemania Occidental Estados Unidos y México Inglaterra Italia Japón Japón

CÓDIGOS A. D. Merkbatt A.S.M.E. Code Section VIII División 1 y 2 British code BS 5500 Italian Pressure Vessel Code Japanesse Pressure Vessel Code Japanesse Std. Presure Vessel Constrution Japanesse Std. Presure Vessel Constrution

2.2. BREVE HISTORIA DEL 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 sucedían antes de reglamentar su diseño y construcción. Inglaterra fue uno de los primeros países que sintió la 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 se llevó a 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.

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 2 válvulas de seguridad.

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En los Estados Unidos las personas dedicadas a la fabricación de caldera, se agruparon en una asociación en el año de 1889. Esta asociación nombró un Comité encargado de preparar las 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.

Reglas para la Prueba Hidrostática. No obstante, los 2 intentos anteriores por evitar las explosiones de calderas, éstas seguían sucediendo. A principios del siglo pasado, tan solo en los Estados Unidos ocurrieron entre 350 y 400 con tremendas pérdidas de vidas y propiedades, llegó a ser costumbre que la autorización para ser usada una caldera la diera el cuerpo de bomberos.

Hasta la primera década del siglo pasado, las explosiones de calderas habían sido catalogadas como “actos de dios”. Era necesario, la existencia de un Código legal sobre las 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 reglamentos 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 el otro. Debida a esta falta de uniformidad en 1911, los fabricantes y usuarios de calderas y recipientes a presión, apelaron en un concilio de la A.S.M.E. para corregir esta situación. El concilio respondió a esto nombrando un comité para que formulara especificaciones uniformes para la construcción de calderas de vapor y otros recipientes a presión especificados

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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 el reglamento 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 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 3 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. El aumento de secciones del Código, refleja el progreso de la industria en este campo. Se ha conservado un crecimiento espontáneo y se han requerido revisiones constantes. Los recipientes se diseñan para presiones mayores a 300 PSI y a un rango de temperatura entre -20°F a 650°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. 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 3 años, la más reciente fue en el 2010, consta de once secciones en catorce tomos y son:

Sección I Calderas de potencia (Powers boilers).

Sección II Especificaciones de materiales (Materials specifications). Parte A: Especificaciones de materiales ferrosos (Ferrous materials) Parte B:

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Especificaciones de no ferrosos. (Non ferrous material) Parte C: Especificaciones de materiales de soldadura (Welding materials).

Sección III Plantas de potencia nuclear. División 1 y 2 componentes: Requerimientos generales (Nuclear power plants) División 1 y división 2. (Components: general requeriments).

Sección IV Calderas para calefacción (Heating boilers). Sección V Pruebas no destructivas (Non destructive examinations)

Sección VI Reglas recomendadas para el cuidado y operación de calderas para calefacción. (Recommended rules for care and operation of heating boilers).

Sección VII Reglas sugeridas para el cuidado de calderas de potencia. (Recomended rules for care of power boilers).

Sección VIII

División 1: Recipientes a presión (Pressure vessels). División 2: Reglas para diferentes alternativas para recipientes a presión. (Alternative rules for pressure vessels).

Sección IX Requisitos de soldadura. (Welding califications).

Sección X Recipientes a presión de plástico reforzado y fibra de vidrio. (Fiber glass reinforced plastic pressure vessel).

Sección XI Reglas para la inspección de servicio de plantas de potencia nuclear. (Rules for service inspection of nuclear power plants).

Una vez teniendo una idea de lo que es y cómo está formado el Código A.S.M.E., nos enfocaremos a la Sección VIII, ya que ésta es la que está enfocada a los Recipientes a Presión. La sección VIII del Código A.S.M.E. contiene 2 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 con los requisitos mínimos para el diseño, fabricación, inspección y certificación de Recipientes a Presión, además de aquellas que están cubiertas por la Sección 1. (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.) por sus siglas en inglés, 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

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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. 2.3. CÓDIGOS Y NORMAS APLICABLES. Todos los recipientes sujetos a presión deberán ajustarse a lo siguiente:

Sección VIII División I del Código A.S.M.E., para recipientes a presión no sujetos a fuego directo.

Sección II del Código A.S.M.E., especificación de materiales.

Sección IX del Código A.S.M.E., soldadura.

Normas ANSI, para especificaciones de dimensiones y rangos de temperatura y presión para bridas.

Reglamento para la inspección de recipientes a presión de la Secretaría del Trabajo y Previsión Social, Códigos y Leyes Estatales o similares del país.

2.4. CÓDIGO A.S.M.E. SECCIÓN VIII DIVISIÓN 1. En esta parte del Código se establecen los requerimientos mínimos para el diseño, fabricación e inspección y para obtener la certificación autorizada del A.S.M.E. para los recipientes a presión. En base a esto se ha dividido en: Subsección A. Parte UG que cubre los requerimientos generales. Subsección B. Requerimientos de fabricación. Parte UW. Para recipientes que serán fabricados por soldadura. Parte UF. Para recipientes que serán fabricados por forjado. Parte UB. Para recipientes que serán fabricados utilizando un material de relleno no ferroso a este proceso se le denomina “brazing” Subsección C. Requerimientos de materiales Parte UCS. Para recipientes construidos con acero al carbón y de baja aleación. Parte UNF. Para los construidos con materiales no ferrosos. Parte UCI. Para los construidos con fierro fundido. Parte UCL. Para los construidos con una placa “clad” integral o con recubrimiento tipo “lining”. Parte UCD. Para los construidos con fierro dúctil. Parte UNT. Para los construidos con aceros ferríticos con propiedades de tensión mejoradas por tratamiento térmico. Parte ULW. Para los fabricados por el método de multicanas. Parte ULT. Para los construidos con materiales con esfuerzos permisibles más altos a bajas temperaturas. 2.5. LIMITACIONES DE LA DIVISIÓN 1.

La presión deberá ser menor de 3000 PSI.

Calentadores tubulares sujetos a fuego directo.

Recipientes a presión que son parte integral de componentes de sistema de tubería.

Sistemas de tuberías.

Componentes de tubería.

16

Recipientes para menos de 454.3 litros (120 galones) de capacidad de agua, que utilizan aire como elemento originador de presión.

El suministro de calor no deberá ser mayor de 58,600 W (200,000 Btu/h).

Temperatura del agua de 99°C (210°F).

Recipientes sujetos a presión interna o externa menor de 1.0055 kg/cm2 (15 PSI).

Recipientes que sean menores de 15.24 cm (6 PLG) de diámetro. 2.6. SOCIEDADES E INSTITUTOS. A.W.S. (American Welding Society). Proporciona la información fundamental de soldadura, diseño de soldadura, calificación, pruebas e inspección de soldaduras, así como una guía de la aplicación y uso de la soldadura. A.I.S.C. (American Institute of Steel Construction). Fundado en 1921, su primer manual surgió en 1926, proporciona una guía y código para maximizar la eficiencia del diseño de acero estructural y seguridad. El código A.I.S.C. contiene ecuaciones de diseño, criterios de diseño y diseños prácticos para acero estructural. Su uso es recomendado para el diseño de edificios, puentes o cualquier estructura de acero, incluyendo aquellas que sirvan como soportes rígidos de tubería. A.N.S.I. (American National Standars Institute). Inicialmente establecida en 1918 como A.S.A. (American Standars Association) cambio su nombre en 1967 a U.S.A.S.I. (U.S.A. Standars Institute) y en 1969 cambió a A.N.S.I. No todos los estándares de U.S. son directamente resueltos por A.N.S.I. El A.S.M.E., A.W.S., y numerosas organizaciones definen los estándares y códigos aplicables a la tubería A.N.S.I. clasifica la aplicación del sistema de tuberías, bridas, pernos, roscas y válvulas. Cuando se unen placas de espesor desigual con soldadura a tope, la placa más gruesa deberá achaflanarse si la diferencia de espesor es mayor de 1/8” o de la cuarta parte de la placa más delgada. La longitud de la transición achaflanada deberá ser como mínimo de tres veces el desplazamiento que haya entre las superficies adyacentes. La soldadura puede estar parcial o totalmente dentro de la sección achaflanada o adyacente a esta.

FIG 1. Unión de Cuerpo tapa.

17

Las juntas soldadas deberán ser localizadas para evitar conexiones y accesorios interiores o exteriores. La distribución de las juntas soldadas del recipiente deberá permitir la inspección de ambas superficies, interior y exterior de todas las soldaduras. Las boquillas de registros pasa hombre, refuerzos pad, y otros accesorios soldados (excepto faldones, soportes unidos a tapas), deberán ser localizados de tal forma que sus soldaduras no estén a menos de 2” o dos veces el espesor de la envolvente cualquiera que sea mayor, desde las juntas longitudinales y circunferenciales del recipiente. 2.7. BOQUILLAS Y REGISTROS. Las bridas de 610 mm (24”) y menores, deberán estar de acuerdo a las normas ANSI. Las bridas mayores de 610 mm (24”) tamaño nominal deberán alcanzar los requisitos mínimos del código ASME. Los dibujos de recipientes deberán de incluir el tamaño y rango de las bridas, así como el diámetro interior del cuello, (bore) de cada boquilla especificada. Para bridas mayores de 610 mm (24”), los dibujos deberán listar, fabricante, número de parte, número de catálogo, diámetro interior del cuello, diámetro de tornillos, número y tamaño de los mismos. Los acabados de las bridas y materiales de empaque deberán ser de acuerdo a especificaciones apropiadas para conexión a tuberías. Todas las boquillas, ya sean internas o externas deberán ser bridadas, y no deberán ser menores de 25.4 mm (1”) de tamaño nominal. Las bridas de cuello soldable (Welding-Neck) tendrán el mismo diámetro interior como el del tubo soldado a ésta. Las boquillas para indicadores de temperatura deberán tener un diámetro interior mínimo de 25.4 mm (1”). El espesor de la pared de un cuello de boquilla y otra conexión (incluyendo solamente aberturas para acceso inspección), no deberán ser menor de aquel requerido por el párrafo UG-45 del Código ASME. El espesor mínimo en el sub-párrafo (1) UB-45 de la selección de enolventes y tapas. Las registros para inspección (registros pasa hombres), deberán ser localizados para evitar riesgos personales desde sumideros internos y otros accesorios requeridos. Para recipientes a presión de acero inoxidable, las boquillas deberán ser cuellos largos soldados fabricados de bridas de cuello soldable tubo sin costura o placa rolada, usando soldadura de penetración completa, excepto como esta modificado abajo.

Para recipientes con presión de diseño de (75 PSI) o menos, pueden ser usadas bridas locas o postizas (Slip-On), de acero inoxidable, excepto en aquellos recipientes diseñados para servicios de vacío, donde montados agitadores o bombas sobre brida.

18

Para registros y otras boquillas, son aceptadas aquellas con extremo en acero inoxidable y una brida de acero al carbono, excepto para recipientes diseñados para servicios de vacío, o donde son montados agitadores o bombas sobre brida.

Las boquillas deberán ser localizadas de tal manera que el eje exterior del cuello de la misma o de los refuerzos pad, no se extiendan dentro de la porción de la articulación de la tapa. Soldaduras de la penetración completa deberán ser utilizadas para todas las boquillas y registros. La proyección de las boquillas deberá ser suficiente para permitir la extracción de birlos entre brida y el aislamiento del recipiente, chaqueta, envolvente o tapas. Las boquillas y registros, excepto conexiones para tubería interna, deberán ser instaladas a ras con el interior del recipiente. La superficie interior deberá de ser una base lisa y el cuello de boquilla provisto con un Radio mínimo de 3.18 mm (1/8”). Las boquillas atornillables tipo pad (Studding-Pad), también deberán de ser instaladas a ras con el interior del recipiente. El diseño de bridas y boquillas de acero inoxidable estará basado en el esfuerzo permisible más bajo. Cada registro de hombre o boquilla cerrada estará provisto con una brida ciega, tornillería para presión y un empaque para nuevo servicio del tipo y material especificados en la hoja de datos del recipiente. 2.8. DISEÑO DE REFUERZOS EN BOQUILLAS. Todos los recipientes a presión deberán estar provistos de boquillas y conexiones de entrada y salida del producto, válvula de seguridad, entrada hombre, venteo, etc. A continuación se enlistan algunas de las boquillas que se deben enlistar en los recipientes a presión.

a) Entrada(s) de producto. (N-1) b) Salida(s) de producto. (N-2) c) Drene. (N-3) d) Venteo. (N-4) e) Entrada(s) hombre. (N-5) f) Conexión para válvula de seguridad. (N-6) g) Conexión para manómetro. (N-7) h) Conexión para termómetro (termopozo). (N-8) i) Conexiones para indicadores de nivel. (N-9)

De acuerdo con el tipo de recipiente a presión que vayamos a diseñar, éste puede tener una o varias boquillas de las siguientes:

19

Fig. 2.1. Diagrama ilustrativo de boquillas.

20

En concordancia con el Código ASME, 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 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 ¼” de diámetro con cuerda tipo N.P.T., 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 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 debido a la presión interna en la periferia donde realizamos el barreno, es necesario reponer el material que quitamos. 2.9. ESPESORES DE LOS CUELLOS DE LAS BOQUILLAS. Los espesores de los cuellos de las boquillas (cédulas) deberán ser determinados en base a:

a) Presión interna. b) Tolerancia por corrosión. c) Fuerzas y momentos debidos a dilataciones térmicas en tuberías, fuerzas

transmitidas por otros equipos y acciones debidas al peso propio de las tuberías.

Presión interna. Generalmente el espesor del cuello de una boquilla calculado para soportar presión interna, resulta muy pequeño debido al diámetro tan reducido que ellas tienen en comparación con el diámetro del recipiente. Tolerancia por corrosión. La corrosión es uno de los factores decisivos para seleccionar las cédulas de los cuellos de las boquillas, ya que los espesores de los cuellos de tubos de diámetro pequeño son muy reducidos y únicamente la corrosión puede acabar con ellos. Es muy importante, al diseñar recipientes a presión, analizar los arreglos de tuberías para hacer recomendaciones a los responsables de este departamento respecto a que las tuberías no deberían transmitir grandes fuerzas y momentos a nuestros recipientes. 2.10. TIPOS DE BRIDAS. 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 lb/plg2. 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 las siguientes tipos:

1. Brida de cuello soldable (Welding Neck). 2. Brida deslizable (Slip-On). 3. Brida de traslape (Lap-Joint). 4. Bridas roscadas (Thereaded).

21

5. Bridas de enchufe soldable (Socket Welding). 6. Bridas de orificio. 7. Bridas ciegas (Blind). 8. Bridas especiales.

De las antes mencionas sólo se consideraron las bridas deslizables (Slip-On.) 2.10.1. BRIDAS DESLIZABLES (SLIP-ON). Estas bridas se prefieren sobre las de cuello soldable, debido a su costo más bajo, a la menor precisión requerida al cortar los tubos a la medida, a la mayor facilidad de alineamiento en el ensamble ya que costo de instalación final es menor que las bridas de cuello soldable. Su resistencia calculada bajo presión interna, es del orden de 2/3 de las anteriores y su vida bajo condiciones de fatiga es aproximadamente 1/3 de las últimas. Por estas razones, las bridas deslizables en presiones de 15,000 PSI existen solamente en diámetros de ½” a 2-1/2”, y no existen en presiones de 2,500 PSI. El manual de construcción de calderas ASME limita su uso a 4” de diámetro.

Fig. 2.2. Brida Deslizable (Slip - On).

2.11. ESTRUCTURAS Y SOPORTE. Todos los recipientes deberán diseñarse como unidades auto-soportadas capaces de resistir todas las cargas anticipadas internas y externas. Todos los recipientes y torres, así como estructuras autosoportadas, deberán de ser capaces de resistir una carga dinámica de viento, sismo y vibración. La deflexión máxima para todos los recipientes y torres bajo diseño de carga de viento, no deberá ser más de (6” x 100´) de longitud.

La unión entre tapa inferior y faldón, deberán ser por medio de un filete completo de soldadura continua. Los faldones deberán ser adheridos al anillo de la base mediante dos filetes de soldadura continua (uno interior y otro exterior). Todos las demás juntas soldadas en faldones, deberán de ser de penetración completa, tipo unión a topes de acero inoxidable soportados sobre faldones.

22

Los recipientes de acero inoxidable soportados sobre faldones, deberán de ser provistos con un anillo intermedio de acero inoxidable soldado a la tapa inferior, el cual deberá de ser el mismo espesor como el faldón de acero al carbón, y no menor de 102.6 mm (4”) de ancho; a este anillo intermedio deberá de unirse el faldón de acero al carbón mediante soldadura a tope.

Los faldones deberán de tener por lo menos una boquilla de acceso propiamente reforzado de diámetro adecuado, 457 mm (18”) diámetro interior mínimo, donde el acceso desde abajo no es previsto. Los recipientes de 1220 mm (84”) o más, deberán de tener un entablonado de contención (Bulkhead) de 610 mm X 1,542 mm (24” x 60”), tipo abertura de acceso. Un mínimo de 2 ventilas construida de tubo de 10.6 mm (4”) tamaño nominal, deberán de ser provistas en la parte más alta de todos los faldones.

Las placas de refuerzo de la base, los pernos de anclaje del faldón, serán soldados mediante filete continuo a ambos lados de la placa adherida al mismo.

Las mangas deberán de ser adheridas por el lado interior y exterior del faldón mediante un filete continuo de soldadura.

Los accesorios externos de acero al carbón no deberán de ser soldados directamente a recipientes de acero inoxidable.

Estos accesorios deberán ser de acero inoxidable o de acero al carbón soldados a un refuerzo intermedio de acero inoxidable. Este refuerzo de acero inoxidable deberá ser 101.6 mm (4”) más ancho y más largo que el accesorio y soldado continuamente en todos sus ejes. El espesor del refuerzo mencionado no deberá de ser menor de 6.35 mm (1/4”).

Cada refuerzo deberá tener dos agujeros para ventilación de 3.18 mm (1/8”), los cuales no deberán de estar tapados durante pruebas o servicio.

23

En este capítulo se desarrollaron los cálculos de presión interna, externa, peso propio del recipiente, cálculo por viento, sismo y vibraciones así como cálculo de boquillas, faldón, válvula de seguridad y oreja de izaje.

Datos de diseño:

Presión de operación: 7 kg/cm2.

Diámetro interior: 1514 mm.

Material de fabricación: SA-240 T-304L.

Eficiencia de las juntas: Cuerpo 85 %, Tapas 100%.

Esfuerzo del Material: 16,700 PSI.

Temperatura de Diseño: 20°.

Longitud entre costuras: 2938 mm.

HOMOLOGACIÓN DE UNIDADES EN SISTEMA INGLÉS. CONVERSIONES: 1 PSI = 0.0703066 Kg/cm2

99.56 PSI = 7 Kg/cm2 CONDICIÓN: Si Po ≤ 300 PSI

C.A., sobre espesor por corrosión de 1/16” por cada 12 años de trabajo.

CÁLCULO DEL ESPESOR DEL CUERPO POR PRESIÓN INTERNA:

)

SE TOMA EL SIGUIENTE ESPESOR COMERCIAL.

24

CÁLCULO DEL ESPESOR DE TAPAS:

SE UTILIZA ESTA FÓRMULA POR LA RELACIÓN

SE TOMA EL SIGUIENTE ESPESOR COMERCIAL.

CÁLCULO DEL CUERPO POR PRESIÓN EXTERNA.

Datos:

De tablas A=0.00025

25

Factor B=3500

Como la presión máxima permitida es mayor que la presión de diseño, el espesor propuesto cumple con la especificación, (por lo tanto no requiere anillos atiesadores).

CÁLCULO DE TAPAS POR PRESIÓN EXTERNA.

El espesor requerido y la presión máxima permitida se calcularán por los procedimientos dados para las cabezas elipsoidales.

Suponiendo

PRESIÓN MÁXIMA PERMITIDA.

Como la presión máxima permitda Pa, calculada por la fórmula anterior es mayor que la presión de diseño, el valor t propuesto soportará la presión externa.

26

CÁLCULO POR PRESIÓN DEL VIENTO.

Lugar de instalación: Saltillo, Coahuila. Conociendo la velocidad del viento (Vw)= 29 m/seg. 1 milla = 1609 metros

CÁLCULO DE LA FUERZA CORTANTE DEBIDO AL VIENTO (LBS).

Donde:

Sustituyendo valores:

CÁLCULO DEL MOMENTO PRODUCIDO POR EL VIENTO (lb-ft), EN SALTILLO COAHUILA.

CÁLCULO DEL MOMENTO EN LA LÍNEA DE TANGENCIA DEL FONDO (MT) lb-ft.

Donde:

27

CÁLCULO DEL ESPESOR PARA SOPORTAR LA FUERZA DEL VIENTO.

CÁLCULO DEL PESO PROPIO DEL RECIPIENTE (ERECCIÓN).

BOQUILLAS: MARCA TIPO Ø UBICACIÓN

N1 BRIDA S.O.R.F. 4 CUERPO

N2 BRIDA S.O.R.F. 2 TAPA

N3 COPLE N.P.T. ½ CUERPO

N4 COPLE N.P.T. 1 FONDO

N5 BRIDA S.O.R.F. 4 CUERPO

M1 REGISTRO TORTUGA. 12X16 CUERPO

CUERPO.

Datos:

TAPAS.

28

BOQUILLAS.

Boquilla N-1 BRIDA S.O.R.F. NPS 4 (CUERPO) PESO 12 lb.

Considerando: peso del tubo 15 lb-ft, proyección 0.152 m.

Boquilla N-2 BRIDA SORF NPS 2 PESO 5 lb.

Considerando: peso del tubo 3.7 lb-ft, proyección 0.110 m.

Boquilla N-3 Cople ½” NPT 3000 libras.

Boquilla N-4 Cople 1” NPT 3000 libras.

Boquilla N-5 BRIDA SORF NPS 4 (CUERPO)

PESO 12 lb.

Considerando: peso del tubo 15 lb-ft, proyección 0.152 m.

29

BOQUILLA M-1.

Registro tipo Tortuga NPS 12X6”

CÁLCULO TOTAL DEL TANQUE.

CÁLCULO DEL TANQUE LLENO DE AGUA.

Para realizar este cálculo se considerará la condición cuando el tanque está lleno, pero con la presión de prueba de la siguiente manera:

.

Tomando en cuenta que:

VIBRACIÓN.

Donde:

30

CORTANTE REAL (lb).

Donde: C = Coeficiente Sísmico. W =Peso total de la torre, en libras.

C O E F I C I E N T E S Í S M I C O “ C ” ZONA

SÍSMICA TIPO DE SUELO

a0 C Ta (S) Tb (S)

A

I

0.02 0.04 0.05

0.08 0.16 0.20

0.2 0.3 0.6

0.6 1.5 2.9

B

II

0.04 0.08 0.10

0.14 0.30 0.36

0.2 0.3 0.6

0.6 1.4 1.9

C

III

0.36 0.64 0.64

0.36 0.64 0.64

0.0 0.0 0.0

0.6 1.4 1.9

D

IV

0.50 0.86 0.86

0.50 0.86 0.86

0.0 0.0 0.0

0.6 1.2 1.7

Tabla de los coeficientes sísmicos, tomada del libro “Diseño y Cálculo de Recipientes a Presión”, fig. 74.

VIBRACIÓN PERMITIDA.

31

Donde:

.

SISMO.

Donde:

C= Coeficiente Sísmico.

W = Peso total de la torre, en libras.

H =Longitud del recipiente incluyendo el faldón en pies.

ESFUERZO.

Donde: M = Momento máximo (en la base), en libras pie. R = Radio medio del recipiente, en pulgadas. t = Espesor requerido, incluyendo corrosión, en pulgadas.

ESPESOR REQUERIDO.

Donde: R = Radio medio del recipiente, en pulgadas.

32

M = Momento máximo (en la base), en libras pie. S = Esfuerzo del material en psi. E = Eficiencia de la junta de la soldadura.

CÁLCULO DE LA DEFLEXIÓN MÁXIMA.

DONDE:

Momento de inercia:

Pero para este caso como no satisface

Norma ASME para la deflexión de elementos largos ó torres altas.

Y como este dato es mayor cumple con la norma.

33

DISEÑO DEL SOPORTE DEL FALDÓN.

Donde:

Considerando el momento máximo (sismo).

DISEÑO DE PERNOS DE ANCLAJE. ÁREA:

TENSIÓN MÁXIMA.

Donde:

34

ÁREA REQUERIDA DE UN PERNO.

Se utilizarán 12 tornillos de 2.5”

VERIFICACIÓN DEL ESFUERZO EN LOS PERNOS DE ANCLAJE.

Como el máximo esfuerzo permitido es 18,000 PSI, el número y tamaño de los pernos seleccionados es satisfactorio.

DISEÑO DEL ANILLO BASE.

Donde:

35

COMPRENSIÓN MÁXIMA.

Área dentro del faldón

ANCHO APROXIMADO DEL ANILLO.

ESPESOR APROXIMADO DEL ANILLO.

VERIFICACIÓN DE LOS ESFUERZOS.

Esfuerzo de apoyo o resistente.

Área del anillo de base.

Esfuerzo flexionante.

36

Como nuestro esfuerzo del material de la placa SA-240 TP304L es de 16,700 y la

comprobación dio menor es satisfactorio y cumple.

VÁLVULA DE SEGURIDAD

Las válvulas de seguridad actúan por el incremento en la presión estática existente, y son usadas primordialmente en procesos que generan o contienen vapor, aire o gas, tales como:

Calderas

Autoclaves

Compresoras

Generadores de Vapor

Carros tanque que transportan gases, entre otras aplicaciones. Puesto que la mayor parte de estos fluidos, son fluidos comprimibles, esta acción es caracterizada por una rápida y total apertura al alcanzar el punto de ajuste de la válvula, eliminando la sobre presión existente. Para proteger un recipiente que contiene vapor a presión es necesario tener en cuenta los siguientes datos:

Fluido a Manejar.

Presión de ajuste.

Temperatura de Operación.

Capacidad de descarga requerida. Válvula Seleccionada.

37

CARACTERÍSTICAS: o Descarga lateral para servicio de vapor, aire o agua. o Presión máxima de operación 17.58 kg/cm2. o Temperatura máxima de operación 250° Centígrados. o Medidas nominales desde 13mm (1/2”) hasta 51mm (2”). o Presión mínima de calibración 1 kg/cm2, 15 (PSI).

MODELOS DE LAS VÁLVULAS EXISTENTES.

MODELO CONEXIÓN

MEDIDA NOMINAL

ORIFICIO MÁX.

PRESIÓN DE OPERACIÓN

TEMP. MÁXIMA DE OPERACIÓN

(°C) ÁREA DE

DESCARGA PLG2.

DESIGNACIÓN.

SV13DBB 12mm. 1/2” 0.037 DB

250 250

SV19DB 19mm. 3/4” 0.110 D 250 250

SV25EB 25mm. 1” 0.196 E 250 250

SV32FB 32mm. 1 1/4” 0.307 F 250 250

SV38GB 38mm. 1 1/2” 0.503 G 250 250

SV51HB 51mm. 2” 0.785 H 250 250

DIMENSIONES DE LAS DIFERENTES VÁLVULAS EXISTENTES.

DIMENSIONES

TAMAÑO A B C D E

PLG MM PULGADAS Y MILÍMETROS.

½ 12.1 6 5/8” 166

2” 50

1 1/8” 30

½” 12.7

½” 12.7

3/4 19.1 6 ¾” 172

2 3/8” 60

1 ½” 38

¾” 19.1

¾” 19.1

1 25.4 1 ¾” 198

1 ¾” 69

1 ¾” 43

1” 25.4

1” 25.4

1 ¼ 31.8 9 1/16”

230 3” 75

2” 49

1 ¼” 31.8

1 ¼” 31.8

1 ½ 38.1 9 13/16”

250 3” 76

2 1/32” 58

1 ½” 38.1

1 ½” 38.1

2 50.8 11 5/16”

288 3 5/8”

93 2 11/16”

68 2”

50.8 2”

50.8

De acuerdo a nuestras necesidades se elegirá la válvula con el modelo SV13DBB.

CÁLCULO DE LOS REFUERZOS DE LAS BOQUILLAS.

BRIDA SORF NPS 2.

Por norma sólo diámetros mayores de 3” se requieren refuerzos.

Material Cuerpo: SA 240 T304L. Material Tubo SA 312 TP304.

38

Para realizar el cálculo de las boquillas se tienen 2 consideraciones:

Si:

Método simple.

Método largo.

NOTA: cuando no hay excedente interno en la boquilla se eliminará el área 3 y 5 de los

cálculos.

BRIDA SLIP ON (deslizable).

Diámetro 4 PLG. NOM. CÉD. 40 STD.

PASO 1. DEFINIR

PASO 2. DEFINIR

Es suficiente ya que tenemos

39

PASO 3. Área de refuerzo requerida.

PASO 4. Área de refuerzo evaluada.

Mayor

Menor

BRIDA SORF NPS 4.

Por norma sólo diámetros mayores de 3” se requieren refuerzos.

Material Cuerpo: SA 240 T304L. Material Tubo SA 312 TP304.

Para realizar el cálculo de las boquillas se tienen 2 consideraciones:

Si:

Método simple.

Método largo.

NOTA: cuando no hay excedente interno en la boquilla se eliminará el área 3 y 5 de los

cálculos.

40

BRIDA SLIP ON (deslizable).

Diámetro 4 PLG. NOM. CÉD. 40 STD.

PASO 1. DEFINIR

PASO 2. DEFINIR

Es suficiente ya que tenemos PASO 3. Área de refuerzo requerida.

PASO 4. Área de refuerzo evaluada.

Mayor

41

Menor

REGISTRO TIPO TORTUGA.

Para el registro tipo tortuga se calculan los 2 diámetros y se tomará el de mayor

espesor.

Material Cuerpo: SA 240 T304L. Material Tubo SA 312 TP304.

Para realizar el cálculo de las boquillas se tienen 2 consideraciones:

Si:

Método simple.

Método largo.

NOTA: cuando no hay excedente interno en la boquilla se eliminará el área 3 y 5 de los

cálculos.

BRIDA SLIP ON (deslizable).

Diámetro 4 PLG. NOM. CÉD. 40 STD.

PASO 1. DEFINIR

42

PASO 2. DEFINIR

Es suficiente ya que tenemos PASO 3. Área de refuerzo requerida.

PASO 4. Área de refuerzo evaluada.

Mayor

Menor

43

2DO. CÁLCULO CON EL OTRO DIÁMETRO, REGISTRO TIPO TORTUGA. Material Cuerpo: SA 240 T304L. Material: Tubo SA 312 TP304.

Para realizar el cálculo de las boquillas se tienen 2 consideraciones:

Si:

Método simple.

Método largo.

NOTA: cuando no hay excedente interno en la boquilla se eliminará el área 3 y 5 de los

cálculos.

BRIDA SLIP ON (deslizable).

Diámetro 4 PLG. NOM. CÉD. 40 STD.

PASO 1. DEFINIR

44

PASO 2. DEFINIR

Es suficiente ya que tenemos PASO 3. Área de refuerzo requerida.

PASO 4. Área de refuerzo evaluada.

Mayor

Menor

45

Fig. 2. Registro Tipo Tortuga.

OREJA DE IZAJE

Donde:

P= Carga.

σ=Esfuerzo del cable.

D= Diámetro del cable.

DATOS:

σ=20,000 PSI

P=20,188 libras

Cálculo del espesor de la oreja.

Donde:

46

Puede quedarse el mismo espesor del cuerpo.

Fig. 3. Oreja de Izaje.

47

En este capítulo se Incluye un breve bosquejo de los costos de los materiales así como de la mano de obra e indirectos. De acuerdo al espesor de la placa, será el costo de la misma, entonces se sacarán los

costos de acuerdo al espesor, iniciando por el cuerpo.

Si sabemos que:

Placa 5/16” cuerpo = 882.5 kg.

Kilo de Acero Inoxidable = 3.33 USD

TAPAS. Placa de ½” = 220 kg.

FALDÓN. Placa 5/16” = 288.75kg.

TUBOS.

BOQUILLA N1, considerando que la proyección mínima que se debe tomar es de 6”

para un diámetro de 4”.

COSTO DE TUBO = 195.20 USD.

BOQUILLA N2, considerando que la proyección mínima que se debe tomar es de 6”

para un diámetro de 2”.

COSTO DE TUBO = 81.15 USD.

48

L I S T A D E M A T E R I A L E S.

DESCRIPCIÓN MATERIAL COSTO

CUERPO Placa 5/16” SA-240 304L 2,938.73 USD-KILO

TAPAS Placa 1/2” SA-240 304L 1,465.2 USD-KILO

FALDÓN Placa 5/16” SA-240 304L 961.54 USD-KILO

BOQUILLA “N1” BRIDA SORF NPS 4 CLASE 150 64.50 USD

BOQUILLA “N1” TUBO NPS 4 CED 40S S/C 29.74 USD

BOQUILLA “N2” BRIDA SORF NPS 2 CLASE 150 31.54 USD

BOQUILLA “N2” TUBO NPS 2 CED 40S S/C 12.33 USD

BOQUILLA “N3” COPLE ROSCADO NPT ½” 4.29 USD

BOQUILLA “N4” COPLE ROSCADO NPT 1” 11.11 USD

BOQUILLA “M1” REGISTRO TIPO TORTUGA NPS 12 X 16”

CLASE 150 304 USD

MANÓMETRO 0-14 KG/CM2 CARÁTULA DE 100 MM

CONEXIÓN ½” INF. DE INOXICABLE CON GLICERINA

46 USD

TERMOPOZO CON CONEXIÓN ROSCADA DE ½” NPT. 16 USD

TOTAL 5,884.98 USD

CÁLCULO DE LA MANO DE OBRA.

La cual se obtiene con la siguiente fórmula:

Considerando los siguientes datos:

# De trabajadores = 4.

49

Salario mínimo zona B, 61.38 M. N. (6 USD aprox.)

Viáticos = 0 ya que se fabricará en taller.

Utilidad = 1.2

Tiempo total aproximado de fabricación = 5 semanas.

DESCRIPCIÓN COSTO TOTAL (USD)

COSTO MATERIALES 5,884.98

COSTO MANO DE OBRA 1,944

COSTO FLETE A COAHUILA 3,600

COSTO DE INGENIERÍA 480

TOTAL 11,908.98

50

ANEXO 1: GRAFICA PARA DETERMINAR EL TAMAÑO ÓPTIMO DEL RECIPEINTE.

51

ANEXO 2: GRAFICA PARA DETERMINAR LA PRESIÓN EXTERNA.

Tabla tomada del libro “Manual de Recipientes a Presión, Diseño y Cálculo”, pág. 40.

52

ANEXO 3: GRAFICA.

Tabla tomada del libro “Manual de Recipientes a Presión, Diseño y Cálculo”.

53

ANEXO 4: TABLA DE PESOS.

54

ANEXO 5: TABLA DE PESOS.

55

ANEXO 6: TABLA DE PESOS.

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ANEXO 7: TABLA DE PESOS.

57

ANEXO 8: TABLA DE PESOS.

58

ANEXO 9: TABLA.

Tabla tomada del libro “Diseño y Cálculo de Recipientes a Presión”.

59

ANEXO 10: MAPA.

Mapa tomado del libro “Diseño y Cálculo de Recipientes a Presión”.

60

ANEXO 11: MAPA.

Mapa tomado del libro “Diseño y Cálculo de Recipientes a Presión”.

61

ANEXO 12: TABLA.

Tabla tomada del libro “Diseño y Cálculo de Recipientes a Presión”.

62

ANEXO 13: TABLA.

Tabla tomada del libro “Diseño y Cálculo de Recipientes a Presión”.

63

CONCLUSIONES.

Se concluye que el procedimiento de cálculo desarrollado para éste recipiente es satisfactorio de acuerdo al Código A.S.M.E., el cual está basado en la teoría del cascarón. La cual se refiere a los esfuerzos longitudinales y tangenciales dentro de un cilindro; así como también hace referencia de los recipientes de pared delgada con su relación r / t ≥ 10. De acuerdo a los resultados obtenidos, se puede asegurar que el tanque soportará las diferentes cargas a las cuales estará sometido tales como vibración, sismo viento, presión interna y externa, (por mencionar algunas). Es de suma importancia mantener el equipo con las condiciones iniciales de operación como temperatura y presión para que no vaya a tener falla por fatiga y llegue a colapsar el material. Antes de que el equipo salga del taller es importante realizarle una prueba hidrostática la cual el Código A.S.M.E. dice que debe ser 1.5 la presión de diseño con la cual se verificará la hermeticidad del equipo.

REFERENCIAS.

Eugene F. Megyesy. Manual de Recipientes a Presión, Diseño y Cálculo.

482 pp.

León Franco, Juan Manuel. Diseño y Cálculo de Recipientes a Presión.

Apuntes del M. en C. José Luis Mora Rodríguez.

CÓDIGO A.S.M.E. SECCIÓN IX.

CÓDIGO A.S.M.E. SECCIÓN VIII DIVISIÓN 1.

CÓDIGO A.S.M.E. SECCIÓN II.