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PROGRAMA: 1.
ESFUERZOS ACTUANTES EN TUBERÍAS - Distribución de tensiones en las tuberías - Límites admisibles en los tubos - Normas usuales
2.
DETERMINACIÓN DEL ESPESOR DE LA PARED DE LOS TUBOS - Espesor mínimo para presión interior - Margen de corrosión - Resolución de casos prácticos
3.
DETERMINACIÓN DEL ESPACIO MÁXIMO ENTRE SOPORTES - Limitación por la tensión y la deflexión (flecha máxima) - Resolución de casos prácticos
4.
DILATACIÓN TÉRMICA DE LAS TUBERÍAS - Efectos de la deformación
5.
FLEXIBILIDAD DE SISTEMAS DE TUBERÍAS - Medios de controlar la dilatación térmica - Influencia del trazado en la flexibilidad de sistemas de tuberías - Pretensionamiento (Cold-spring) de las tuberías
6.
ANÁLISIS TENSIONAL (STRESS ANALYSIS) - Métodos de análisis - Mejora de la flexibilidad - Verificación conforme ANSI B.31
7.
ESFUERZOS ACTUANTES SOBRE BOQUILLAS DE EQUIPOS - Reacciones máximas - Normas aplicables
8.
JUNTAS DE EXPANSIÓN
9.
SOPORTES DE RESORTE
10.
RESOLUCIÓN DE DIVERSOS CASOS EJEMPLOS MEDIANTE LA UTILIZACIÓN DE SOFTWARE DE FLEXIBILIDAD
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1. ESFUERZOS ACTUANTES EN TUBERIAS DE VAPOR DISTRIBUCIÓN DE TENSIONES EN LOS TUBOS Se denomina tubería industrial a todo sistema constituido por tubos, válvulas, conexiones y demás accesorios, con la finalidad de conducir fluidos, líquidos o gaseosos entre diversos puntos de una unidad industrial. Toda tubería, consideradas las fijaciones en equipos y/o soportes, se comporta mecánicamente como una estructura, y como tal, está sujeta a diversos tipos de solicitaciones tales como tracción, compresión, flexión, torsión, etc.. A seguir, relacionamos las principales causas de aparecimiento de deformaciones estructurales en una tubería: • • • • • •
El peso propio del tubo mas el del fluido conducido El peso propio del aislamiento térmico. El peso propio de accesorios La expansión / contracción térmica restringida de los diversos tramos de la tubería El rozamiento generado en los soportes convencionales. Reacciones de soportes de resorte y/o juntas de expansión.
Aunque menos frecuentes, otras causas de deformaciones estructurales pueden, en determinadas situaciones, ser consideradas de elevada importancia, tales como: - La acción del viento (cargas de viento) - Vibraciones transmitidas por equipos adyacentes - Movimientos sísmicos Hasta aquí, nos referimos básicamente al comportamiento estructural de la tubería, o sea, a las deformaciones resultantes de las solicitaciones comunes a diversas estructuras, tubulares o no. Existen entretanto solicitaciones adicionales, particulares a las tuberías industriales, que tienden a deformar cada uno de sus elementos simultáneamente en todas las direcciones, independientemente de su comportamiento como viga: CONJUNCIÓN DE LA PRESIÓN Y DEL PESO PROPIO VARIACIÓN DE TEMPERATURA
En ese mismo contexto, deben ser consideradas todavía, las posibles situaciones anormales, de las cuales citaremos como mas importantes: - Sobre-presión debida a golpes de ariete - Sobre-presión debida a la expansión de un líquido bloqueado en la tubería por aumento de temperatura - Aparecimiento de vacío como consecuencia del resfriamiento de gases en una tubería - Condiciones especiales de partida y/o parada temporaria.
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Así una tubería puede ser encarada como una estructura tubular, y como tal, cada componente estará sujeta a tensiones resultantes de los diferentes estados de carga aliados a los efectos de la presión a que está sometida. Si consideramos un elemento de tubo, tendremos presentes cuatro tipos de tensiones, conforme figura siguiente:
PRESS ÃO PRESIÓN INTERNA
PESO ÓPRIO PESO PR PROPIO
PRESIÓN INTERNA
PRESSÃO INTERNA DILATA ÇÃO DILATACIÓN TÉRMICA TÉRMICA PRESIÓN INTERNA PRESIÓN INTERNA
σr
PRESIÓN
ÃO σc PRESS INTERNA INTERNA
σL σc
σL
τt
MOMENTOS TORSORES
PESO PROPIO PRESIÓN INTERNA DILATACIÓN TÉRMICA
Las más relevantes son: A. TENSIÓN NORMAL CIRCUNFERENCIAL (σ σC) Esa tensión actúa en una dirección perpendicular al eje do tubo y tiende a provocar la ruptura del mismo a lo largo de una generatriz. La tensión circunferencial es compuesta de las siguientes parcelas: * Tensión resultante de la presión (básicamente responsable por la σC) * Tensión localizada en los puntos de deformación del tubo (ocurre por ejemplo, en los puntos de soporte de tuberías cuya relación diámetro / espesor es muy elevada). B. TENSIÓN NORMAL LONGITUDINAL (σ σL) Actúa en la dirección del eje del tubo y tiende a provocar la ruptura del mismo a lo largo de una circunferencia. La tensión longitudinal se compone básicamente de: * Tensión resultante de la presión * Tensión de flexión provocada por el peso propio del tubo, fluido circulante, aislamientos, accesorios, etc.. * Tensión de flexión resultante de la expansión térmica de la propia tubería, equipos adyacentes y restricciones de los movimientos.
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D. TENSIÓN CORTANTE ( τT) * Tensión resultante de momentos torsores (aparece en configuraciones espaciales, principalmente como resultado de su expansión térmica, y en configuraciones coplanares con movimientos exteriores impuestos transversalmente al plano en cuestión)
Entre los estados de carga discutidos, podemos distinguir con clareza, dos tipos básicos: - Aquellos que no disminuyen con la deformación, y poseen la capacidad de provocar el colapso total de la tubería. Son denominados de estados continuos o permanentes - Aquellos que son auto-limitantes o limitados por la configuración geométrica de la tubería y cuyo efecto disminuye con la deformación. Aunque no tengan la capacidad de provocar el colapso total, tales estados de carga pueden generar inestabilidad local de la estructura y conducir sucesivamente al acumulo excesivo de deformación plástica del material. Los estados de carga continuos o permanentes producen tensiones denominadas primarias, las que mantienen un valor constante durante la totalidad del tiempo en que la solicitación está actuando. Con base en esa premisa, son consideradas tensiones primarias en una tubería: * Tensión Circunferencial * Tensión Longitudinal ( no considerada la parcela resultante de la expansión térmica) Ya los estados de carga auto-limitantes producen tensiones denominadas secundarias Resultan principalmente de la variación de temperatura y tienden a disminuir de intensidad con el pasar del tiempo ( relajamiento espontáneo). Son las siguientes: * Tensión longitudinal debida a la expansión térmica * Tensión cortante
NORMAS USUALES Las normas de proyecto de tuberías fueron establecidas no solamente con la finalidad de padronizar y simplificar los cálculos, como principalmente de garantizar condiciones mínimas de seguridad para la operación de tuberías bajo presión. La experiencia comprobó que la observancia de esas normas torna muy baja la probabilidad de la ocurrencia de accidentes graves. Por esa razón, aunque las normas raramente sean de uso legal obligatorio, son en general exigidas como requerimiento mínimo de seguridad por casi todos los proyectistas y usuarios de tuberías presurizadas. La extensión de los asuntos contemplados por las normas de proyecto es muy variable, difiriendo bastante en cada caso. La norma americana ANSI B.31, incluye no solamente criterios, fórmulas y detalles de diseño, como también reglas y recomendaciones relativas a selección de materiales, fabricación, montaje e inspección de tuberías.
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La norma americana ANSI B.31 (American Standard Code for Pressure Piping), mas utilizada mundialmente, cubre ocho secciones aplicables, siendo dos de ellas las mas aplicadas para cálculos de flexibilidad
• SECCIÓN B.31.1 ⇒ Tuberías en instalaciones de generación de vapor (Desde Caldera hasta colector de vapor) • SECCIÓN B.31.3 ⇒ Tuberías en refinerías, terminales e instalaciones petrolíferas en general, plantas químicas y petroquímicas, así como en tuberías de vapor de distribución.
Ninguna norma de proyecto se destina a sustituir o a disminuir la responsabilidad del proyectista, que continua, en cualquier caso, con la integral responsabilidad por el proyecto. El proyectista no deberá por eso aplicar cualquier norma ciegamente, y si estudiarla con cuidado para verificar su campo general y casos particulares de aplicación, y certificarse de su adecuación a todas las condiciones de la tubería en cuestión.
LIMITES ADMISIBLES DE TENSIÓN Las normas usualmente empleadas en el dimensionado mecánico de tuberías, indican los valores de las tensiones admisibles básicas para los diversos materiales, en función de la temperatura de proyecto. Tomando como ejemplo la norma ANSI B.31.3, volcada a tuberías de industrias químicas y petroquímicas, el menor de los siguientes límites, determina el valor inicial de la tensión admisible básica: - 1/3 del límite de resistencia a la tracción a la temperatura considerada - Hasta 90% del límite de fluencia a la temperatura considerada, limitado a 66,6% del límite de fluencia a la temperatura ambiente para aceros inoxidables y algunas aleaciones al níquel - 66,6% del límite de fluencia a la temperatura considerada para los demás materiales. Basados en esto, presentaremos los límites admisibles de tensión definidos por la norma ANSI B.31.3, los cuales serán utilizados como referencia posterior. Siendo: SC: tensión admisible básica del material a la mínima temperatura de operación esperada SH: tensión admisible básica del material a la máxima temperatura de operación esperada (Los valores de SC y SH, se encuentran indicados para diversos materiales y temperaturas en la norma ANSI B.31, en el Código ASME Sección II / VIII,etc.)
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SA: tensión admisible para tensiones secundarias = f . ( 1,25 SC + 0,25 SH) donde, f : factor de reducción basado en la vida útil esperada para el sistema de tubería, conforme tabla siguiente: NÚMERO DE CICLOS COMPLETOS ESPERADOS Hasta 7.000 De 7.000 hasta 14.000 De 14.000 hasta 22.000 De 22.000 hasta 45.000 De 45.000 hasta 100.000 Superior a 100.000
VALORES DE f 1,0 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5
Veamos así a seguir, los límites admisibles para las tensiones primarias, secundarias y debidas a cargas ocasionales: LIMITE ADMISIBLE PARA LAS TENSIONES PRIMARIAS * LAS TENSIONES CIRCUNFERENCIALES DEBIDAS A LA PRESIÓN DEBEN SER MENORES QUE LA TENSIÓN ADMISIBLE DEL MATERIAL A LA TEMPERATURA DE PROYECTO O MÁXIMA DE OPERACIÓN (SH) * LA SUMATORIA DE LAS TENSIONES LONGITUDINALES DEBIDAS A LA PRESIÓN, PESOS Y OTROS ESTADOS DE CARGA PERMANENTES DEBE SER MENOR QUE SH
LIMITE ADMISIBLE PARA LAS TENSIONES SECUNDARIAS (EXPANSIÓN TÉRMICA) * LA TENSIÓN MÁXIMA RESULTANTE DE LA EXPANSIÓN TÉRMICA DEBE SER MENOR QUE SA
NOTA: Usualmente las tuberías son dimensionadas para 7.000 ciclos de vida útil. De esa forma, la ecuación de SA, queda reducida a: SA = 1,25 SC + 0,25 SH
LIMITE ADMISIBLE PARA LAS TENSIONES DEBIDAS A CARGAS OCASIONALES * LA SUMATORIA DE LAS TENSIONES LONGITUDINALES DEBIDAS A LA PRESIÓN, PESO PROPIO Y OTROS ESTADOS DE CARGA PERMANENTES, MAS LAS TENSIONES PRODUCIDAS POR CARGAS OCASIONALES TALES COMO VIENTO Y TERREMOTO DEBE SER MENOR QUE 1,33 VECES LA TENSIÓN ADMISIBLE SH
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2. DETERMINACIÓN DEL ESPESOR DE LA PARED DE LOS TUBOS
La determinación del espesor mínimo requerida por el cálculo, debe ser basada en la condición crítica do sistema cuya presión y temperatura correspondientes, se definen de la forma siguiente: PRESIÓN DE PROYECTO: Es la presión referente a la más severa condición de presión temperatura esperadas en servicio la cual resultará en el mayor espesor de pared.
y
TEMPERATURA DE PROYECTO: Es la temperatura correspondiente a la presión de proyecto en la
condición definida arriba.
Además de la parcela requerida por el cálculo, aún deben ser consideradas la tolerancia de fabricación de los tubos, y el margen de seguridad frente al ataque corrosivo del material. De esa combinación resultará el espesor mínimo requerido para la tubería, el que deberá ser aproximado para el valor comercial disponible más próximo. Consecuentemente restará un exceso de material que ayudará en la resistencia mecánica de solicitaciones adicionales que por acaso no tengan sido previstas en el proyecto. Mostramos en la figura siguiente, la distribución de as parcelas que componen el espesor nominal del tubo
ESPESOR MÍNIMO CALCULADO (t) TOLERANCIA DE FABRICACIÓN (C1) MARGEN DE CORROSIÓN (C2) EXCESO
ESPESOR MÍNIMO REQUERIDO ESPESOR NOMINAL
EXCESO
Los espesores nominales, o espesores comercialmente disponibles para los tubos, son comúnmente referenciadas a través de un número (Schedule) que los define en función del diámetro.
El termino “Schedule” determina una clase de tubos que resisten aprox. a una misma condición máxima de presión y temperatura, independiente del diámetro, variando consecuentemente el espesor de pared requerido para cada diámetro.
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EL SCHEDULE DE UN TUBO QUEDA DEFINIDO APROXIMADAMENTE POR EL RESULTADO DE LA EXPRESIÓN 1.000 P/S
donde: P: presión de proyecto S: tensión admisible del material a la temperatura de proyecto
Observando la figura anterior, podemos escribir que el espesor nominal o adoptado T, vale: T = t + C1 + C2 + Exceso
TOLERANCIA DE FABRICACIÓN DE LOS TUBOS ( C1)
Dependiendo del material y proceso de fabricación, la tolerancia de fabricación de los tubos puede variar. De una manera general podemos clasificar dos grupos diferentes de tubos, determinando-se las respectivas tolerancias de espesor, con base en las características particulares de los procesos de fabricación. GRUPO I : Tubos fabricados por procesos especiales (Mill pipe), sin costura, con costura
por resistencia, etc.. Para eses tubos la tolerancia de fabricación usual es de 12,5 % sobre el espesor nominal.
GRUPO II : Tubos fabricados a partir de chapa cilindrada y soldadura. La tolerancia de fabricación
de esos tubos es determinada por la tolerancia de la chapa, generalmente igual a 0,01 pul.
MARGEN DE CORROSIÓN O EROSIÓN (C2)
El margen a adoptar para la corrosión o erosión de los tubos es determinado en función del material, naturaleza del servicio y de la vida útil prevista, debiendo ser aplicado a todas las superficies expuestas al medio considerado. De manera general, las especificaciones de tubería indican la tolerancia de corrosión prevista y que debe ser computada en la determinación del espesor mínimo requerido para un determinado tubo. Como regla básica, todavía, puede ser considerado un margen de corrosión mínimo de 0,05 pul. para tubos de acero carbono en servicio de proceso. DETERMINACIÓN DEL ESPESOR “t” PARA PRESIÓN INTERNA
Conforme ANSI B.31 el espesor mínimo necesario para tubos metálicos bajo presión interna debe ser calculado a través de la ecuación:
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P . Do t = -------------------2(SH.Ej + P.Y)
Do (Ecuación válida se t < ---- ) 6
donde: t : P : Do : SH: Ej :
espesor mínima calculada presión interna de proyecto diámetro interno del tubo tensión admisible del material a la temperatura de proyecto eficiencia de soldadura, para casos de tubos con costura. Los valores de los coeficientes E están en tablas en la ANSI B.31. Para tubos sin costura E =1 Y : coeficiente de reducción, de acuerdo con el material y la temperatura del tubo, conforme tabla siguiente, también constante en la ANSI B.31 MATERIAL ACEROS FERRÍTICOS ACEROS AUSTENÍTICOS HIERRO FUNDIDO OTROS METALES
HASTA
450 ºC 0,4 0,4 0 0,4
HASTA
510 ºC 0,5 0,4 -0,4
HASTA 540 ºC 0,7 0,4 -0,4
HASTA
560 ºC 0,7 0,4 -0,4
HASTA
595 ºC 0,7 0,5 -0,4
620ºC
Y SUPERIOR
0,7 0,7 -0,4
Si observamos los términos de la ecuación, concluimos que el producto P.Y es significativo solamente, en relación a su sumatoria con SH E, para presiones y temperaturas muy elevadas, razón por la cual en la práctica el espesor mínimo se calcula por la ecuación mas conservativa, conocida como Ecuación de Barlow, cuyo desarrollo mostramos a seguir: Sea el elemento de tubo de la figura siguiente:
Da figura: F = P . A = P . Do . L La fuerza F es resistida por el material en la forma de F/2, así dividiendo todo por 2:
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P . Do . L F/2 = ------------2 Esa fuerza actuante, deberá ser resistida por la sección resistente del tubo. Así establecemos la ecuación de equilibrio resistiva: P . Do . L -------------- = t . L . SH, 2
consecuentemente:
P . Do t = -------------2 . SH
Ecuación de Barlow
EJEMPLO: Sea un tubo de Do: 1500 mm (150 cm), que será fabricado a partir de chapa ASTM A-285 Gr.C, operando bajo presión interna de 2,5 Kgf/cm2, y temperatura de 200 ºC Conforme Código ASME Sección II, Parte D, Ed. 1995, la tensión admisible de ese material a la temperatura indicada vale 970 Kgf/cm2 e su eficiencia de soldadura vale 0,7 Aplicando la ecuación de Barlow: P . Do 2,5 x 150 t = ------------- = ----------------- = 0,276 cm = 2,76 mm 2 . SH.E 2 x 970 x 0,7 Para el espesor comercial a ser adoptado, debemos agregar los valores de C1 e C2, conforme ya visto.
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3. DETERMINACIÓN DEL ESPACIO MÁXIMO ENTRE SOPORTES Si observamos bajo el punto de vista de costo, la distancia entre soportes (espacio máximo) debería ser la máxima posible. Por otro lado, algunos factores limitan esa separación, fijándose, entonces, en función de ellos, valores admisibles que irán a determinar los espacios máximos entre soportes. Los siguientes factores influyen principalmente en el espacio máximo: - LIMITE ADMISIBLE DE TENSIÓN - LIMITE ADMISIBLE DE DEFLEXIÓN Veremos a seguir las limitaciones por tensión y por la deflexión. El cálculo del espacio máximo entre soportes es realizado considerando el caso mas común en la práctica, o sea el del tubo trabajando como viga continua simplemente apoyada en varios puntos sucesivos igualmente espaciados. ESPACIO LIMITADO POR LA TENSIÓN En un tramo recto de tubo apoyado conforme la figura, la mayor tensión ocurrirá en la sección transversal sobre cada apoyo, siendo una tensión de flexión (tensiones de corte son mínimas y por lo tanto despreciables para efectos de la determinación del espacio máximo). El valor aproximado de la tensión máxima estará dado por:
10 . L Sv = ------- [q.L+ 2(Q+W)] Z
Para uso con unidades métricas, en que:
Sv q Q W L Z
: : : : : :
tensión resultante (kgf/cm2) carga distribuida (Kg/m) carga concentrada (Kg) sobrecarga (Kg) espacio entre soportes (m) momento resistente de la sección transversal del tubo (cm3)
La tensión admisible para los esfuerzos provenientes de los pesos debe ser siempre bastante baja (350 Kgf/cm2 como máximo para acero carbono), debido al hecho del material del tubo estar siendo solicitado simultáneamente por otros esfuerzos, muchas veces más relevantes.
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ESPACIO LIMITADO POR LA DEFLEXIÓN (FLECHA MÁXIMA) El espacio entre los soportes debe ser limitado no solamente por la tensión en el material como también por la flecha máxima formada en el medio del espacio. Limitase el valor de las flechas por dos razones principales: tornar la frecuencia natural bastante elevada de modo a evitar que pequeñas causas de excitación vibratoria, puedan provocar vibraciones de elevada amplitud, y evitar la formación de bolsas de fluido imposibles de drenar. El valor de la flecha máxima resultante de los pesos actuantes, puede ser calculado por la siguiente expresión, para unidades métricas:
24000 . L3
δ=
-----------------E.I
(Q + W)
q.L
[ ------------ + ------ ] 3 4
en que: δ : flecha máxima (cm) E : módulo de elasticidad del material (Kgf/cm2) I : momento de inercia de la sección transversal del tubo (cm4) Los valores mostrados a seguir, son los máximos generalmente admitidos para las flechas: * Tuberías dentro de áreas de proceso * Tubos de DN 3” o menos ⇒ 0,5 cm * Tubos de DN 4” o mas ⇒ 1,0 cm * Tuberías fuera de áreas de proceso: hasta 2,5 cm * Tuberías largas fuera de instalaciones industriales: hasta 3,0 cm
EJEMPLO NUMÉRICO Sea la configuración de la figura, con los siguientes datos: Tubo DN 10” SCH. 40 (≠ 0,93 cm) - Material API 5L Gr. A Aislamiento Térmico - Sil. de Calcio ≠ 2” (5 cm) Presión de Proyecto = 4,0 Kgf/cm2 Temperatura de Proyecto 150 ºC Válvula: Gaveta bridada DN 10” Clase 150 # Contra-bridas : de cuello ANSI 150# Determinar si el espacio entre soportes adoptado, satisface los requisitos tensionales y por flecha máxima :
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- Peso del tubo DN 10” lleno de agua = 111 Kg/m - Peso del aislamiento térmico = 9 Kg/m ------------------------------------------------------------------------ Peso total distribuido = 120 Kg/m - Peso de la válvula = 280 Kg - Peso de las contra-bridas = 40 Kg ------------------------------------------------------------------------ Peso total de la carga concentrada = 320 Kg 1. VERIFICACIÓN TENSIONAL 10 . L Sv = ----------- [ q . L + 2 (Q+W) ] Z En nuestro caso: L : Z : q : Q: W:
8 metros 490 cm3 120 Kg 320 Kg 100 Kg (adoptado)
Sustituyendo: 10 x 8 Sv = ----------- [ 120 x 8 + 2 (320 + 100)] 490 Sv = 0,163 (960 + 840) = 293,4 Kgf/cm2 293,4 Kgf/cm2 < 350 Kgf/cm2 ⇒ O.K (Verificación tensional satisfecha)
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2. VERIFICACIÓN POR FLECHA MÁXIMA (Q + W) q.L 24.000 . L3 δ = ----------------------- [ ------------ + -------- ] E.I 3 4 donde: E = 2.074.542 Kgf/cm2 I = π/64 (Do4 - do4) Do : diámetro externo del tubo (cm) do : diámetro interno del tubo (cm) I = π/64 (27,34 - 25,444) = 6705 cm4 Sustituyendo: 24.000 x 83 (320 + 100) 120 x 8 δ = ----------------------- [ ------------ + -------- ] = 0,34 cm 2074542 x 6705 3 4 0,34 cm < 1,0 cm ⇒ O.K (verificación por flecha máxima satisfecha) A seguir, mostramos tablas de espacios máximos para tuberías de diferentes materiales, obtenidos a partir de las ecuaciones vistas en este capítulo. ESPACIO ENTRE SUPORTES - TUBERÍA DE ACERO CARBONO DIÁMETRO ESPESOR TUBOS SIN TUBOS CON AISLAMIENTO NOMINAL (SCH.) AISLAMIENTO TÉRMICO (POL.) TÉRMICO HASTA HASTA HASTA 200 ºC 300 ºC 500 ºC ESPACIO MÁXIMO (METROS) 1 80 3,6 3,4 3,2 3,0 160 4,2 4,0 3,6 3,4 1 . 1/2 80 4,2 4,0 3,8 3,5 160 4,8 4,6 4,4 4,0 2 40 5,0 4,6 4,2 3,8 80 5,4 5,0 4,6 4,2 3 40 6,0 5,6 5,4 5,0 80 6,4 6,0 5,6 5,2 4 40 7,0 6,5 6,4 6.0 80 7,4 7,0 6,6 6.2 6 40 8,0 7,6 7,4 7,0 80 8,4 8,0 7,8 7,4 8 40 9,0 8,4 8,0 7,6 80 9,4 9,0 8,8 8,4 10 40 10,0 9,4 9,0 8,6 60 10,6 10,0 9,5 9,2 12 3/8” 10,8 10,2 9,8 9,4 1/2” 11,6 11,0 10,6 10,2 14 3/8” 11,4 10,6 10,2 9,8 1/2” 12,2 11,6 11,0 10,6 16 3/8” 12,0 11,2 10,6 10,0 1/2” 12,8 12,0 11,4 10,8 18 3/8” 12,6 11,4 10,8 10,2 1/2” 13,4 12,6 12,0 11,4 20 3/8” 13,8 12,2 11,4 10,8 1/2” 14,0 13,0 12,2 11,6 24 3/8” 14,0 12,8 11,8 11,0 1/2” 14,8 13,6 12,6 11,8
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4. DILATACION TERMICA DE LAS TUBERIAS EFECTOS DE LA DEFORMACIÓN Los metales se solidifican formando estructuras cristalinas. Dentro de esas estructuras, cada átomo ocupa una posición de equilibrio y vibra en su posición con una cierta amplitud, función de la temperatura. Con la alteración de ese parámetro se modificará el valor de la amplitud y habrá en consecuencia una modificación volumétrica de la estructura, denominada expansión térmica o dilatación térmica. EXPANSIÓN TERMICA AXIAL Sea un tubo bajo los efectos de la expansión térmica.
La expansión térmica axial del tubo se determina a través de la siguiente ecuación:
X = L . ∆T . K
Donde: X : Dilatación térmica axial (mm) L : Longitud inicial del tubo (mts) ∆T : Máximo diferencial de temperaturas (ºC). Representa la variación térmica entre a temperatura de instalación y la temperatura de proyecto o máxima temperatura de operación esperada. Salvo criterios de proyecto pre-establecidos, la temperatura de instalación de una tubería se adopta internacionalmente como siendo de 70 ºF (aprox. 20 ºC) K : Coeficiente de dilatación térmica unitaria (mm/m.ºC)
En la Tabla siguiente mostramos los coeficientes de dilatación térmica unitaria, para diferentes materiales y temperaturas.
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mm COEFICIENTES DE DILATACION TÉRMICA UNITÁRIA K ( ----------) m . ºC MATERIAL ACERO CARBONO AC. INOX 18 Cr 8 Ni ALUMINIO COBRE HIERRO FUNDIDO
HASTA 100ºC 0,0120 0,0168 0,0238 0,0165 0,0110
200ºC
300ºC
400ºC
500ºC
600ºC
0,0126 0,0175
0,0131 0,0180
0,0136 0,0184
0,0141 0,0188
0,0147 0,0191
0,0168
Veamos un ejemplo: Sea un tubo de acero carbono de 50 mts. de longitud inicial, instalado a 20ºC. Cual será la expansión térmica del tubo cuando el sistema opere a 300ºC? Aplicando la ecuación vista: X = L . ∆T . K L = 50 mts. ∆T = 300 ºC - 20 ºC = 280 ºC K = 0,0131 mm/m.ºC (extraído de la Tabla ) Sustituyendo: X = 50 x 280 x 0,0131 = 183,4 mm Esto significa que en operación el tubo pasará a medir 50183,4 mm Con el objetivo de agilizar el cálculo de la dilatación térmica, aplicando la ecuación anterior para diferentes valores de temperaturas y para aceros carbono y aceros inoxidables 18-8, elaboramos un diagrama que posibilita determinar gráficamente la dilatación térmica axial.
Entrando en el eje horizontal (abcisas) con la temperatura de proyecto o máxima de operación, y subiendo verticalmente hasta tocar la curva correspondiente (acero carbono o acero inoxidable), podremos leer en el eje vertical izquierdo (ordenadas), el valor de la dilatación en milímetros por cada metro de tubería.
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Multiplicando ese valor por la longitud total del tramo considerado, obtendremos la dilatación térmica axial total. Cabe aclarar que, debido a que las curvas tienen su origen en 20 ºC, no es necesario, cuando aplicada la solución gráfica, utilizar el diferencial de temperaturas, debiéndose entrar en el gráfico directamente con la temperatura de proyecto o máxima de operación esperada. Veamos el ejemplo numérico anterior, resuelto ahora por el método gráfico.
Vemos que la dilatación por metro resulta en aproximadamente 3,7 mm por metro de tubo, que multiplicado por los 50 metros, resulta en una dilatación total de 185 mm. FUERZAS CAUSADAS POR LA DILATACIÓN TÉRMICA AXIAL Un tubo recto, fijado en ambos extremos y sujeto a una variación de temperatura, transmitirá sobre las fijaciones, una fuerza de empuje debida a la expansión.
F
F tubo
P.F.P. Por una consecuencia de la Ley de Hooke, la fuerza F vale:
P.F.P.
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A . E . K . ∆T F = -----------------------1.000.000
Donde: F : Fuerza de empuje sobre los puntos fijos (ton.) A : Área efectiva de la sección transversal del tubo ( cm2) E : Módulo de elasticidad (módulo de Young) del material a la temperatura considerada (Kgf/cm2) Ejemplo: Consideremos un tubo de acero carbono DN 12” SCH. 80 fijado conforme figura anterior y sometido a una temperatura de 300 ºC. Para ese caso, tenemos los siguientes valores: A : 167,84 cm2 ∆T : 300 - 20 = 280 ºC E : 1.850.000 Kgf/cm2 K : 0,0131 mm/m.ºC Substituyendo en la ecuación: 167,84 x 1.850.000 x 0,0131 x 280 F = -------------------------------------------------- = 1.140 toneladas 1.000.000 Como podemos observar, ese valor es muy elevado para ser transmitido a cualquier anclaje o boquilla de equipo Mismo en el caso en que los anclajes pudiesen ser dimensionados para resistir a tal fuerza de empuje, surgirían tensiones internas en el material del tubo elevadísimas. Si de la fórmula anterior calculamos la tensión resultante σ = F/A = 1140000 Kgf / 167,84 cm2 = 6.792 Kgf/cm2, límite normativo
valor elevadísimo y que excede cualquier
Para evitar la transmisión de esas elevadísimas cargas resultantes, así como para resguardar el material de la tubería frente a las también elevadas tensiones debidas a la expansión térmica, es necesario entonces estudiar la línea de modo a que la misma satisfaga las condiciones de fijación y los requisitos tensionales normativos. Como consecuencia de los factores arriba, responsables por la deformación de la tubería, los siguientes efectos indeseables pueden surgir, siendo los puntos básicos de los análisis estáticos de tuberías: * Falla de la tubería por tensiones elevadas o fatiga * Distorsión de la tubería, soportes o en equipos a los cuales se encuentre conectada, como resultado das tensões e/ou reações elevadas * Fugas en gaxetas.
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De esa forma podemos definir como principales finalidades del análisis de flexibilidad: • Evitar que las tensiones debidas a la deformación excedan en cualquier punto de la tubería analizada, los límites normativos. • Evitar que las reacciones resultantes de la deformación solicítem equipos y/o soportes por encima de los valores admisibleis.
TENSIONES DE FLEXIBILIDAD TENSIONES DEBIDAS A LA DEFORMACION - RELAJAMIENTO ESPONTÁNEO Las tensiones que surgen en una tubería resultantes de la expansión (dilatación o contracción térmica), son directamente proporcionales a la deformación total del sistema, con excepción de aquellas configuraciones en las cuales puedan ocurrir grandes deformaciones localizadas. Al contrario de las tensiones debidas a estados de cargas permanentes, las tensiones térmicas tienden a disminuir con el tiempo, mismo cuando la deformación es mantenida constante. Si observamos la figura siguiente, podremos entender ese fenómeno, para un ciclo completo de operación. TENSION
TIEMPO
FASE 1 : CALENTAMIENTO En esta fase, se observa la aparición y elevación de las tensiones con la variación de la temperatura de la tubería a lo largo del tiempo FASE 2 : OPERACION Al ser mantenida una deformación constante a través del tiempo, se da inicio a una acomodación interna del material, con la consecuente redistribución y disminución de las tensiones.
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Ese fenómeno de disminución tensional, con el tiempo, tiene un papel importante en el estudio de la expansión térmica de las tuberías, siendo conocida como :
RELAJAMIENTO ESPONTÂNEO
FASE 3 : RESFRIAMIENTO Con el retorno de la temperatura a la condición inicial, se observa la disminución de las tensiones. Como consecuencia del relajamiento espontáneo surgirán entonces, tensiones residuales contrarias que solicitarán el material mismo con la ausencia de variación de longitud de la tubería. Si ampliamos el concepto visto para el primer ciclo operacional a los demás ciclos que se seguirán a lo largo de la vida útil de una tubería, podremos observar mejor el efecto del relajamiento espontáneo, conforme figura siguiente:
Observando la figura concluimos que las tensiones elevadas que tienen origen en el primer ciclo operacional de una tubería, al ser acomodadas ciclo tras ciclo, tienden a estabilizarse en un determinado nivel que el material puede entonces mantener indefinidamente sin nuevas alteraciones.
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5. FLEXIBILIDAD DE SISTEMAS DE TUBERIA MÉDIOS DE CONTROLAR LA DILATACION TERMICA
Se denomina flexibilidad de una tubería a la capacidad que tenga la misma de absorber las dilataciones térmicas por medio de simples deformaciones en los diversos tramos de tubos Son los siguientes los principales medios usados para controlar los efectos de la dilatación térmica en tuberías, y consecuentemente mejorar su flexibilidad: 1.Trayecto del tubo separándose de la línea recta, por medio de ángulos en el plano o en el espacio de manera que el tubo quede con flexibilidad propia,capaz de absorber las dilataciones. 2. Uso de elementos deformables intercalados en la tubería, de manera a absorber las dilataciones ocurridas. 3. Pretensionado (cold spring), introduciendo tensiones iniciales opuestas a las tensiones generadas por la dilatación térmica.
Los elementos deformables mas usados son las juntas de expansión, cuyo empleo es de mucha utilidad para obtenerse sistemas de excelente flexibilidad. Presiones/temperaturas elevadas, sin embargo, limitan su utilización a situaciones especiales. El empleo de pretensionados es, en la práctica, limitado a pocos casos, debido a la dificultad de ejecución y del registro de la documentación con el transcurrir del tiempo. Para la grande mayoría de las tuberías industriales, el recurso usado es obtenerse la flexibilidad necesaria por un trazado no rectilíneo. Debemos agregar que en la práctica, algunas veces, debemos recurrir a la ejecución de mas de uno de los recursos arriba explicados, simultáneamente. INFLUENCIA DEL TRAZADO EM LA FLEXIBILIDAD DE LAS TUBERIAS
Una tubería cualquiera será tanto más flexible cuanto: • Mayor fuere su longitud desarrollada con relación a la distancia entre los puntos extremos • Mas simétrico fuere su trazado • Menores fueren las desproporciones entre los diversos lados • Mayor libertad de movimientos exista
Tales condiciones pueden ser mejor entendidas por la consideración del ejemplo citado en el texto “Piping Engineering” de la Tube Turns Inc. Todas las tuberías representadas en esas figuras, tienen el mismo material, diámetro, espesor de la pared, y fueron sometidas a la misma variación de temperatura En las tablas: S = tensión resultante ; R = reacciones en los anclajes L = distancia entre los puntos extremos; U = longitud de la tubería
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1. MAYOR ES SU LONGITUD DESARROLLADA EN RELACION A LA DISTANCIA ENTRE LOS
PUNTOS EXTREMOS
TENSIONES TENSIONES
S
R
L/U
10
229
1,05
3
20
1,15
S
R
L/U
11
28
1,28
10
20
1,28
EJE NEUTRO
2. MAS SIMETRICO ES SU TRAZADO
TENSIONES
EJE NEUTRO
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3. MENORES SON LAS DESPROPORCIONES ENTRE LOS DIVERSOS LADOS
TENSIONES
EJE NEUTRO
S
R
L/U
10
20
1,28
1,6
5,7
1,28
4. MAYOR LIBERTAD DE MOVIMENTOS EXISTIR
Para explicar la cuarta condición citada, nos remitimos al ejemplo específico del Tube Turns el cual muestra dos tuberías del mismo material, diámetro y espesor, y sometidas a la misma dilatación. Vemos que el agregado de dos guías, y por lo tanto la disminución en la libertad de movimientos, correspondió a aumentar los valores máximos de las tensiones internas de 1,0 para 2,3. Aunque cualquier restricción a la libertad de movimientos disminuya la flexibilidad, las restricciones son necesarias por diversos motivos (espacios máximos entre soportes, direccionamiento de los movimientos, etc.)
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PRETENSIONADO DE LAS TUBERIAS
El pretensionado (cold spring), que es una de las formas de controlarse el efecto de las dilataciones térmicas, consiste en introducirse en la tubería, durante el montaje, tensiones iniciales de la misma naturaleza y de sentidos contrarios, de las que se originarán en consecuencia de la dilatación térmica. La finalidad de esas tensiones iniciales es la de compensar totalmente o en parte, las tensiones resultantes de la dilatación. En los casos en que se quiera ejecutar el pretensionado, la tubería es construida con una longitud menor de la longitud que tendría en su condición “fría”, y después llevada a la fuerza al local correspondiente, sufriendo así un traccionamiento que introducirá tensiones internas opuestas a las que surgirán con la dilatación del tubo. Supongamos por ejemplo la tubería mostrada abajo, cuya configuración a frío es (a). Para el pretensionado, la tubería será construida mas corta, con la configuración (b). En el montaje se aproximan a la fuerza los puntos A y B, obteniéndose la configuración deformada (c), que cuando se dilate retomará la posición inicial (d), que tendría a frío.
raes igual a una parcela apenas de la dilatalas tensiones internas serán nulas) y des-
tubería fría y la dilatación total; ese factor
En la práctica nunca se hace el pretensionado total, porque resultaría evidentemente en introducirse en el tubo tensiones de valor equivalente a las tensiones provenientes de la dilatadilatación, que es lo que se quiere evitar. Por essa esa razón, el pretensionado es siempre parcial, o sea, la longitud a menos en la tubería fria, ción total. En ese caso, cuando la tubería comience a calentarse y dilatarse, pasará primero por la posición inicial (ocasión en que pues comenzará a deformarse en sentido contrario, hasta alcanzar la posición final, mostramostrada por (e) en la figura al lado. Se llama “factor de pretensionado” a la relación entre la longitud a menos en la será 100% para el pretensionado total.
La aplicación del pretensionado exige un cuidado muy grande de fabricación y de montaje, porque si no existir un control riguroso de todas las dimensiones, el pretensionado puede provocar tensiones peligrosas e imprevisibles. Por ese motivo, el pretensionado es poco empleado, siendo mismo no recomendado por muchos proyectistas. En algunos casos, un pretensionado de no máximo 50% puede ser ventajoso, principalmente para reducir las reacciones en los extremos, cuando las mismas fueren los factores limitantes del proyecto.
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6. ANÁLISIS TENSIONAL (STRESS ANALYSIS) MÉTODOS DE ANÁLISIS Debemos destacar que para un mismo movimiento total absorbido, será considerada mas flexible, aquella tubería cuyas tensiones de flexibilidad fueren menos elevadas y menores fueren las reacciones impuestas a los puntos de fijación, restricciones, etc.. Como regla general, una tubería será tanto mas flexible cuanto mas separada de la línea recta que une los puntos extremos de fijación, fuere su configuración. REQUISITOS PARA EL CÁLCULO DE FLEXIBILIDAD Con la finalidad de posibilitar los cálculos y/o posterior análisis de flexibilidad de una tubería cualquiera, es necesario anteriormente definir: * Condiciones de proyecto del sistema * Método de análisis * Material de la tubería * Características inherentes al material tales como coeficiente de expansión térmica, módulo de elasticidad, tensiones básicas admisibles a frío y a la temperatura de proyecto. Observación: según recomendaciones normativas, los cálculos de flexibilidad deben ser ejecutados con base en el módulo de elasticidad del material, a temperatura ambiente. * Características dimensionales de la tubería (diámetro, espesor) * Propiedades mecánicas de la sección (momento de inercia, área, etc..) * Conocimiento del sistema global de la tubería inclusive restricciones. * Influencias externas al sistema, como movimientos iniciales de boquillas de equipos, soportes, etc.. * Limitaciones de cargas actuantes en boquillas de ciertos equipos como bombas, compresores, turbinas, etc..
De una manera general, toda tubería deberá ser analizada bajo el punto de vista de flexibilidad, a menos que se encuadre en alguna de las situaciones siguientes: • Configuración duplicada y bajo las mismas condiciones de una otra operando con suceso a lo largo del tiempo. • Tuberías operando a temperatura ambiente desde que: - No expuestas al sol - No sujetas a movimientos externos - No sujetas a condiciones eventuales críticas tales como limpieza con vapor y otros.
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El método de análisis o cálculo propiamente dicho esta directamente vinculado a las condiciones de proyecto, configuración y equipos a los cuales está ligada la tubería, conforme sigue: MÉTODO DE OBSERVACIÓN Es utilizado para las tuberías de menor importancia, o sea, para diámetros pequeños, temperaturas poco diferentes de la ambiente y conectadas a equipos poco sensibles. Consiste en verificar visualmente la configuración, dándose atención principal a los movimientos de los equipos a los cuales está conectada, particularmente en el caso de equipos verticales donde la expansión es frecuentemente elevada. MÉTODOS SIMPLIFICADOS POR GRÁFICOS O TABLAS Esos gráficos y/o tablas son normalmente desarrollados para ciertas configuraciones particulares, encontradas con bastante frecuencia. Son métodos aproximados, debiendo destacar que el no encuadramiento dentro de configuraciones para las cuales el método presenta precisión razonable, pueden llevar a resultados hasta mismo comprometedores a la seguridad del sistema. Entre esos métodos, los mas comunes son: Método de la viga en voladizo guiada Método del centroide Método analítico simplificado Esos métodos simplificados, aunque útiles para agilizar el trabajo del analista de flexibilidad, no tienen una aplicación muy amplia debido a la imprecisión de los resultados. En algunos casos es imposible hasta garantizar que los resultados obtenidos con la aplicación de esos métodos sean conservativos. Por esa razón, dependiendo da criticidad de a línea y/o necesidad de obtener esfuerzos de valores precisos en las restricciones, es indispensable a utilización de un método riguroso de cálculo que garantice la exactitud de los resultados obtenidos. Según ese criterio, podemos entonces definir dos categorías diferentes: CÁLCULOS RIGUROSOS EJECUTADOS A MANO El principal método de cálculo de ese grupo denominase método analítico general, desarrollado por la M.W. KELLOGG CO. con base en el teorema de Castigliano (energía de deformación almacenada). Ese método es utilizado para tuberías de mayor diámetro, con temperaturas y/o configuraciones críticas principalmente conectadas a equipos sensibles, donde el conocimiento de los esfuerzos exactos actuantes en las boquillas es relevante. Debido a su complejidad, su aplicación se restringe a ciertas configuraciones simples, aunque críticas, en las cuales no se justifica la solución computadorizada. Es recomendado para programación en calculadoras electrónicas de pequeño y medio porte.
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CÁLCULOS DE FLEXIBILIDAD POR COMPUTADOR Siempre que sea necesario conocer con exactitud las tensiones y/o reacciones en una tubería con configuración compleja, se debe recurrir al computador como herramienta de cálculo para viabilizar la resolución matemática do problema. Los programas computadorizados aplicables al cálculo de flexibilidad de tuberías son usualmente desarrollados a partir de la energía potencial mínima que resulta en el método dos elementos finitos, que proporciona la solución exacta do problema.
MEJORA DE LA FLEXIBILIDAD DE UNA TUBERÍA Los siguientes medios principales, son generalmente utilizados para mejorar la flexibilidad de una tubería: • Modificación de la configuración, con la adición de codos y tramos rectos transversales a la dirección de los movimientos (offsets) • Modificación o inclusión de nuevas restricciones a los movimientos • Utilización de soportes no rígidos (soportes de resorte) • Utilización de elementos de bajo coeficiente de rozamiento en los soportes rígidos (rodillos, teflon, etc..) • Utilización de juntas de expansión • Utilización de pretensionamiento (cold spring) PROCEDIMIENTOS DE CÁLCULO COMPUTADORIZADOS PROGRAMAS MAS USUALES DE CÁLCULO, COMPUTADORIZADOS El cálculo mas utilizado para ser ejecutado en computadoras es el método de elementos finitos. Como ya fue explicado, este método debe ser utilizado en configuraciones críticas, donde se hace necesaria la obtención de resultados muy precisos. Basado entonces en el comportamiento elástico de la estructura, es posible calcular por ese método las tensiones, reacciones y deformaciones (desplazamientos y rotaciones) en cualquier punto de cualquier sistema de tubería. No existe, por tanto, ninguna limitación en su empleo, siendo permitidos: • Número ilimitado de componentes de tubería • Elementos orientados según cualquier dirección • Constantes elásticas, diámetros y espesores diferentes
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• Número ilimitado de restricciones extremas e intermedias Por la simple presentación del método, es posible evaluar las dificultades y complejidad de su ejecución, a través de cálculos manuales. Por esa razón, esos cálculos son normalmente programados para computadores electrónicos que van a establecer, de acuerdo con su capacidad, las limitaciones del número de componentes, restricciones, materiales , etc.. Hasta no muchos años atrás, ese método solamente podía ser rodado en computadores de grande porte (Mainframe). Sin embargo, con el avance y desarrollo vertiginoso de la tecnología de micro-computadores, el método analítico ha sido ejemplarmente adaptado a los mismos. Existen, a nivel mundial, diversos programas de flexibilidad. Pero, algunos de ellos se han mostrado de mayor confiabilidad y con mayor posibilidad de recursos e bibliotecas integradas. De los mas utilizados mundialmente, podemos destacar: • CAESAR II
Autor: COADE Engineering Physics Software, Inc, (Houston -Texas)
• TRIFLEX
Autor: AAA Technology and Specialties Co. Inc.
• AUTOPIPE
Autor: Bentley Systems Inc.
(Houston -Texas)
(Exton - Pennsylvania)
VERIFICACIÓN DE LA FLEXIBILIDAD CONFORME ANSI B.31 Este criterio deberá servir apenas como una verificación inicial, siendo aplicado solamente a configuraciones de diámetro uniforme con dos puntos de fijación extremos y donde no existan restricciones intermediarias entre esos puntos. De ese modo, la configuración podrá ser considerada inicialmente flexible, desde que obedezca la siguiente relación:
D.Y 30 . SA --------------- < ---------(L - U)2 EC
Onde: D : diámetro nominal do tubo Y : movimiento total resultante a ser absorbido por la tubería Y = e . U (si no hubiere movimiento propio de boquillas de equipos) e : coeficiente de dilatación térmica L : longitud desarrollada de la tubería entre anclajes extremas U :distancia entre fijaciones extremas SA: tensión admisible del material de la tubería para 7000 ciclos de vida útil EC: módulo de elasticidad del material a temperatura ambiente
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Como no puede ser garantizado que los resultados obtenidos a través de esta verificación serán siempre conservativos, este criterio deberá ser empleado con cuidado en los casos siguientes: ⇒ configuraciones en “U” con brazos desiguales cuando L/U > 2,5 ⇒ grandes diámetros con pequeños espesores de pared. Importante: os resultados positivos de esa verificación no garantizan que las reacciones en los extremos se sitúen dentro de los valores requeridos, desde que la misma verifica solamente la situación tensional del sistema.
Ejemplo Numérico: Verificar el comportamiento de la siguiente configuración, conforme el criterio de las normas ANSI B.31:
DIMENSIONES EN PIÉS
Tubo ---------------------------------- DN 8” SCH. 40 Material ------------------------------ ASTM A-106 Gr. B Temperatura de Proyecto ----------200 ºC (392 ºF) Movimiento inicial do bocal A --- + 0,20 “ (em Y)
30
Tendremos entonces: Para ASTM A-106 Gr.B ⇒ SC = 20.000 PSI e SH = 20.000 PSI SA = 1,25 x 20.000 + 0,25 x 20.000 SA = 30.000 PSI EC = 27,9 x 106 PSI e
= 0,0263 pol/pé
Con esos datos ya podemos calcular el segundo miembro de la ecuación / criterio da ANSI Así:
30 . SA 30 x 30.000 ------------ = ------------------ = 0,0323 EC 27.900.000
Siguiendo: ∆x = -10 x 0,0263 = -0,263” ∆y = (-5 + 15) x 0,0263 - 0,20 = 0,063” ∆z = (5 + 5) x 0,0263 “ Y=
∆x2 + ∆y2 + ∆z2
(-0,263)2 + (0,063)2 + (0,263)2
=
= 0,377”
L = 5 + 15 + 10 + 5 + 5 = 40 pies X - AB = 10 pies Y - AB = 15 -5 = 10 pies Z - AB = 5 + 5 = 10 pies U=
(X-AB)2 + (Y-AB)2 + (Z-AB)2
=
102 + 102 + 102
U = 17,32 pies D.Y 8 x 0,377 ---------- = --------------------------- = 0,00586 (L - U)2 (40 - 17,32)2 0,00586 < 0,0323;
por lo que el sistema se muestra flexible según criterio ANSI
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7. ESFUERZOS ACTUANTES SOBRE BOQUILLAS DE EQUIPOS SENSIBLES Al contrario de las tensiones resultantes de la expansión térmica, los esfuerzos impuestos a las boquillas de equipos son considerados en la condición inicial primer ciclo, donde alcanzan sus valores máximos. Determinados equipos muy sensibles a desaliñados, como bombas, compresores y turbinas, requieren un riguroso control de los esfuerzos impuestos por la tubería, para garantizar un perfecto funcionamiento. Conviene resaltar que por no tratarse, en la mayoría de las veces, de falla del equipo por tensiones elevadas, esos esfuerzos son relegados a un plano inferior, teniéndose como principales consecuencias: -
Desgaste excesivo de mancales Fugas en juntas de estanqueidad entre bridas Vibración mecánica del equipo fuera de los límites normativamente admisibles Cavitación aparente Reducción de la vida útil del equipo
Siendo así, aunque no sea muy común la falla (ruptura) de una boquilla por causa de la falta de flexibilidad de la tubería a el conectada, las consecuencias de la imposición de esfuerzos superiores a los admisibles son suficientemente importantes para requerir igual atención del proyectista. La información de los límites admisibles de cargas actuantes en esos equipos es de responsabilidad del fabricante, pero, en la falta de esos datos, es posible verificarse las cargas calculadas según algunos criterios en normas aplicables, como veremos a seguir: CRITERIO API PARA BOMBAS
Ese procedimiento descrito en la norma API-610, se aplica a bombas cuyos cuerpos son fabricados de acero carbono o aceros aleados, con boquillas de diámetro nominal de hasta 12” incl. Los límites recomendados para las fuerzas son mínimos, pudiendo os fabricantes proponer valores mayores con base en pruebas experimentales o experiencias aplicativas. La norma recomienda la corrección de las fuerzas calculadas en relación al módulo de elasticidad del material en la temperatura de operación y define la dirección de los ejes de referencia conforme figura siguiente:
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El criterio API de verificación de las cargas impuestas a las boquillas de bombas, considera la posibilidad de tensiones elevadas en el material del cuerpo y/o desaliñamientos excesivos del eje de la máquina, según las verificaciones siguientes: I . NINGUNA COMPONENTE (X, Y O Z) DE FUERZA Y MOMENTO ACTUANTE EN CADA BOQUILLA, PODRÁ ULTRAPASAR LOS VALORES DEFINIDOS A SEGUIR BOQUILLAS VERTICALES DIAMETRO (“) → FUERZAS (LBS) ↓ FX FY (COMPRESIÓN) FY (TRACCIÓN) FZ
HASTA 2
3
4
6
8
10
12
320 400 200 260
480 600 300 400
640 800 400 520
1120 1400 700 920
1700 2200 1060 1400
2400 3000 1500 2000
3000 3600 1840 2400
BOQUILLAS LATERALES DIAMETRO (“) → FUERZAS (LBS) ↓ FX FY FZ
HASTA 2
3
4
6
8
10
12
320 260 400
480 400 600
640 520 800
1120 920 1400
1700 1400 2200
2400 2000 3000
3000 2400 3600
BOQUILLAS FRONTALES DIAMETRO (“) → FUERZ (LBS) ↓ FX FY FZ
HASTA 2
3
4
6
8
10
12
400 260 320
600 400 480
800 520 640
1400 920 1120
2200 1400 1700
3000 2000 2400
3600 2400 3000
BOQUILLAS VERTICALES, LATERALES O FRONTALES DIAMETRO (“) → MOMENTOS (LBS.PIÉ) ↓ MX MY MZ
HASTA 2
3
4
6
8
10
12
680 520 340
1400 1060 700
1960 1480 1000
3400 2600 1740
5200 3800 2600
7400 5600 3600
9000 6800 4400
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II. LAS RESULTANTES DE FUERZAS (Fa) Y MOMENTOS (Ma) APLICADOS A CADA BOQUILLA NO PODRÁN EXCEDER LOS LIMITES (Fr E Mr) DE LA TABLA ABAJO, ES DECIR:
Fa =
FX2 + FY2 + FZ2
< Fr
Ma =
MX2 + MY2 + MZ2
< Mr
DIAMETRO (“) → CARGAS ↓ Fr (lbs) Mr (lbs.pié)
HASTA 2
3
4
6
8
10
12
430 690
640 1400
860 2000
1500 3500
2300 5200
2700 6600
2900 8200
Importante: Las verificaciones I y II, deben ser satisfechas simultáneamente
Existen todavía mas criterios de aceptación menos usuales y atípicos, por lo que recomendamos el encuadramiento de los esfuerzos resultantes por debajo de los límites I e II indicados. CRITERIO NEMA PARA TURBINAS
Este criterio de verificación se aplica a turbinas y se encuentra descrito en las normas SM-(XX) de la NEMA (National Eletrical Manufacturers Association).
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Como primer paso, la ecuación siguiente deberá ser verificada para todas las boquillas de la máquina, independientemente 500 . D - M F < -----------------------3
Donde: FX2 + FY2 + FZ2
F = fuerza total resultante (lbs) =
Observación: esta fuerza debe incluir todas las fuerzas actuantes, por dilatación térmica, peso, y fuerzas de reacción de Juntas de expansión (si las hay).
M = momento total resultante (lbs.pie) =
MX2 + MY2 + MZ2
D = diámetro nominal de la boquilla (φ) en pulgadas hasta φ = 8” inclusive D = (16 + φ ) / 3 en pulgadas, para φ > 8” A seguir, las fuerzas y momentos actuantes en todas las boquillas deben ser transportados y combinados en el punto de intersección entre las líneas de centro de la boquilla de descarga del vapor exhausto, debiendo ser verificada la siguiente ecuación:
250 . Dc - Mc Fc < -----------------------2
Donde: Fc = fuerza resultante combinada(lbs) =
M = momento resultante combinado(lbs.pié) =
Σ FX2 + ΣFY2 + Σ FZ2
Σ MX2 + Σ MY2 + Σ MZ2
Observación: al calcular Σ MX , Σ MY e Σ MZ, recordar de considerar los momentos generados por el transporte de las fuerzas actuantes en cada una de las boquillas. Dc= diámetro equivalente (φe) de un círculo cuya área sea igual a la suma de las áreas de todas las boquillas de la máquina, hasta φe = 9” inclusive, e Dc = (18 + φe) / 3 (pol) , para φe > 9”
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Como último paso, las componentes de las resultantes Fc e Mc deben obedecer las siguientes relaciones: Σ FX < Σ FY < Σ FZ < Σ MX < Σ MY < Σ MZ <
50 . Dc 125. Dc 100. Dc 250. Dc 125. Dc 125. Dc
donde:
X es la dirección paralela al eje de la turbina Y es la dirección vertical Z es la dirección transversal al eje de la turbina
CRITERIO NEMA APLICADO A COMPRESORES
Aunque no se encuentre definido textualmente, es práctica usual por parte de los fabricantes inclusive, aplicar una corrección a los valores admisibles recomendados, para el control de los esfuerzos aplicados a compresores. Para eso los valores limitantes de las relaciones, deben ser multiplicados por 1.85, llegándose a: * Por Boquilla 925. D - M F < ----------------3 * Valores combinados (todas las boquillas) 463.Dc - Mc F < ------------------2 Σ FX < 93 . Dc Σ FY < 230. Dc Σ FZ < 185. Dc Σ MX < 463. Dc Σ MY < 230. Dc Σ MZ < 230. Dc
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8. JUNTAS DE EXPANSIÓN Juntas de expansión Bisagras en tuberías de agua caliente
Juntas de expansión bisagras en tuberías de vapor
Junta de expansión doble articulada, en tubería de vapor
Juntas de expansión en Centrales Térmicas
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Juntas de expansión en torres de Cat-cracking (FCC)
Juntas de expansión de caucho (elastómero) en bombas
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NORMAS APLICABLES Normas aplicables al proyecto y fabricación de juntas de expansión Para el proyecto y fabricación de juntas de expansión, existen algunas normas específicas, pero, debido a que las extremidades de las mismas pueden ser tubos, bridas, puntas rosqueadas, etc. y las estructuras tensoras están sometidas a diversas solicitaciones mecánicas, prácticamente todas las normas propias de calderería y tubería son aplicables. De las normas especificas, podemos citar dos muy utilizadas: • E.J.M.A. – Standard of the EXPANSIÓN Joints Manufacturers Aasociation • A.D. – MERKBLATT AD-13 Actualmente el Standard E.J.M.A es el más utilizado mundialmente. Elaborada por una comisión formada por diversos fabricantes americanos de juntas de expansión, entre los cuales la ADSCO MANUFACTURING CORP., BADGER JOINT COMPANY y la PATHWAY BELLOWS INC.; la norma tuvo su origen en un reporte del Ministerio de Aeronáutica de los Estados Unidos. En el mismo, constan resultados de pruebas realizadas con fuelles de diversos materiales y condiciones variadas de presión, temperatura y movimientos. Se determinó para cada caso, cuales eran las tensiones resultantes en el perfil de la onda, mediante "strain gage", método de medición localizada de tensiones. Además fueron realizados ensayos de vida cíclica (fatiga). De esta forma, fueron determinadas ciertas variables que permitieron ecuacionar el problema de manera a tener condiciones de poderse calcular todas las tensiones, primarias y secundarias, resultantes de la performance operacional del fuelle. Fueron ensayados diversos fuelles proyectados y fabricados conforme E.J.M.A, con resultados prácticos totalmente coincidentes con los teóricos, lo que demuestra la exactitud de las ecuaciones de cálculo desarrolladas. Es importante destacar que el E.J.M.A es revisado periódicamente, lo que ofrece la seguridad de la actualización constante de ese Standard paralelamente al crecimiento tecnológico. La norma AD-13 es una norma de origen alemana, muy aplicada en Europa hasta algunos años atrás. Aunque todavía esporádicamente utilizada, el E.J.M.A ha evolucionado mundialmente, haciendo con que prácticamente todos los fabricantes de juntas de expansión lo hayan adoptado para el proyecto y fabricación de las mismas. De las normas de calderería y tubería, indicamos a continuación algunas de ellas, a titulo complementar, desde que son de conocimiento y uso frecuente de los Ingenieros y Técnicos de tubería. • • • • • • • • •
ASME , ANSI , ASTM , DIN , AWWA , JIS , ISO , API , MSS ,
Boiler and Pressure Vessel Code American National Standard Institute American Society for Testing and Materials Deutsches Institut fur Normung American Water-Works Association Japanese Industrial Standards International Standard Organization American Petroleum Institute Manufactures Standard Society
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MOVIMIENTOS ABSORBIDOS - VIDA ÚTIL Los varios movimientos que pueden ser absorbidos por las juntas de expansión metálicas son: Movimiento Axial (x) Acortamiento (compresión) o alongamiento (tracción/extensión) de una junta de expansión en la dirección de su eje longitudinal.
Movimiento Lateral (y) Movimiento relativo de las extremidades de una junta de expansión perpendicular a su eje longitudinal
Movimiento Angular (θ θ) Movimiento del eje longitudinal describiendo un arco circular
de una junta de expansión,
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Importante: Las juntas de expansión metálicas no son recomendadas para absorber movimientos de torsión. En cuanto algunos modelos de juntas de expansión permítem la absorción de cualquier combinación de los movimientos indicados, otros, debido a sus características constructivas y operacionales son utilizados para absorber movimientos individuales. A continuación, mostramos los movimientos absorbidos por los modelos más comunes de juntas de expansión. Modelo de Junta de Expansión
Movimientos Absorbidos
Axial
Axial
Axial Doble (universal sin estructura tensora)
Axial, lateral, angular, o cualquier combinación de esos movimientos
Universal con estructura tensora
Axial (dilatación de la propia junta) y lateral
Bisagra (*)
Angular coplanar
Cardanica (*)
Angular en cualquier plano
Amortiguadora de Vibraciones
Vibraciones mecánicas axiales y/o laterales (radiales)
(*) Combinaciones de 2 o mas piezas posibilitan la absorción de grandes movimientos laterales. VIDA ÚTIL Las juntas de expansión son utilizadas para absorber movimientos de tuberías o equipos originados por causas diversas. De esa forma estarán sometidas a la fatiga de los materiales de los fuelles, componentes elásticos de las mismas. La vida útil de una junta de expansión puede ser definida como el número total de ciclos completos de trabajo hasta su ruptura, siendo un ciclo completo el movimiento realizado por la junta desde la posición de instalación hasta la posición de máxima deflexión y el retorno correspondiente a la posición inicial. El E.J.M.A. nos permite calcular la vida esperada de una junta de expansión sometida a la acción de las condiciones operacionales. Las juntas de expansión Standard son proyectadas básicamente para 1.000 ciclos de vida útil, valor ese que satisface plenamente a la mayoría de las aplicaciones industriales y que viene siendo adoptado por los fabricantes del mundo entero. Ya las juntas amortiguadoras de vibraciones, debido a estar sometidas a frecuencias vibratorias altísimas, son proyectadas para que su vida útil corresponda a esas características operacionales, o sea, son calculadas para infinitos ciclos de vida útil.
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PRINCIPALES ESFUERZOS TRANSMITIDOS A) Fuerza de Reacción por Presión (FRP) Por el principio de Pascal, una presión ejercida en el seno de un liquido, se transmite con igual intensidad en todas direcciones.
Así, una presión actuando internamente en un recipiente cilíndrico, con sus extremos tapados, creara una tensión en la pared longitudinal del recipiente, debido a la fuerza de reacción por presión. FRP = P x A Donde: FRP: Fuerza de reacción por presión (Kgf) P: Presión interna (Kgf/cm2) A: Área interna de la sección transversal (cm2) Debido a que cualquier cuerpo cilíndrico con elemento móvil no posee resistencia longitudinal, la fuerza de reacción FRP, tendera a separar las partes hasta separarlas por ejemplo, un embolo conforme mostrado en la figura izquierda. Condiciones semejantes tendremos si unimos las partes móviles mediante un fuelle soldado – Figura derecha
La fuerza de reacción por presión liberada por fuelle, FRP viene dada por la siguiente ecuación. FRP = P x π / 4 x Øm2 = P x π / 4 x (Ød +h)2 Siendo: FRP: Fuerza de reacción por presión (Kgf) P: Presión interna (Kgf/cm2) Øm: Diámetro medio del fuelle (cm) Ød: Diámetro interno del fuelle (cm) h: altura de la onda del fuelle (cm)
el
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Veamos un ejemplo: Supongamos un fuelle de diámetro interno d = 51cm, altura da onda h = 5cm; operando con una presión de 15 Kgf/cm2. La fuerza de reacción por presión liberada por ese fuelle será: FRP = P x π / 4 x (Ød +h)2 = 15 x π / 4 x (51 + 5)2 = 36945 Kgf Podemos observar que la fuerza de reacción por presión puede alcanzar en ciertos casos, como en el del ejemplo, valores altísimos, no siendo conveniente su transmisión para estructuras o equipos. Esta fuerza es liberada por juntas de expansión que no poseen estructura externa (axiales, dobles, etc.). Existen varias maneras de evitarse la transmisión de la fuerza de reacción por presión; 1) Fijar los extremos del tramo de tubería donde la junta es instalada, con puntos fijos capaces de resistir a la acción de la fuerza. 2) Utilizar juntas de expansión con estructura tensora (universal, bisagra, cardánica). En ese caso, la fuerza es contenida por la propia estructura, liberando los puntos fijos y/o equipos de ese esfuerzo considerable. 3) Usar juntas de expansión auto-compensadas, cuyo sistema constructivo permite compensar los efectos de la fuerza mediante la utilización de un fuelle compensador. B) Fuerza de Resorte (F, V, My, Mө) Es la fuerza y/o momento necesarios para comprimir, estirar, o mover lateral o angularmente el/los fuelle/s de una junta de expansión. La fuerza de resorte es calculada en función de las características dimensionales del fuelle y del comportamiento elástico de los materiales empleados a diferentes temperaturas, y es en todos los casos informada por el fabricante de la junta de expansión. Para resultantes aproximadas de fuerzas de reacción por presión y fuerzas de resorte axiales (correspondientes a 50mm de compresión axial) hemos preparado el gráfico, mostrado a continuación:
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EJEMPLO: Junta de Expansión Ø8” – Presión de Servicio = 13 Kgf/cm2 Fuerza de reacción por presión aproximada R = 6400 Kgf
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CLASIFICACION DE LAS JUNTAS DE EXPANSIÓN EM FUNCION DE LOS DIFERENTES MATERIALES DE LOS FUELLES Y DE SUS APLICACIONES ESPECIFICAS EM RELACION A LOS MISMOS Metálicas De fuelles metálicos (acero inoxidable, acero carbono o aleaciones especiales), son aptas para trabajar en condiciones variadas de presión y temperatura. Las juntas de acero inoxidable, por ejemplo, son normalmente utilizadas en sistemas que operan con temperaturas de -200 hasta 600 ºC. Son fabricadas de acero inoxidable de la serie 300 (austeníticos) debido a sus excelentes propiedades de deformación, resistencia a la fatiga y al ataque químico de un grande número de fluidos y elevada resistencia mecánica a altas temperaturas. No metálicas De elastómeros De excelente resistencia a la corrosión química, pueden ser fabricadas de diversos elastómeros, tales como: cloroprene, caucho natural, EPDM, hypalon, etc, pudiendo ser utilizadas en sistemas que operen con temperaturas continuas de hasta 110ºC. Poseen elevada resistencia mecánica, conferida por refuerzos internos metálicos y de tejidos de material sintético. De P.T.F.E. (Politetrafluoretileno) De excelente comportamiento anti-corrosivo, son utilizadas como alternativas de solución técnicamente correcta para los sistemas que por sus características operacionales (fluido y temperatura) no pueden ser resueltos con las juntas metálicas o de elastómeros. Pueden operar a temperaturas de hasta 260 ºC. El PTFE (politetrafluoretileno) es mundialmente reconocido como el plástico que reúne las mas valiosas propiedades químico-mecánicas en una combinación única y su aplicación en elementos flexibles, abre un nuevo horizonte para la solución de flexibilidad de tuberías en sistemas con fluidos altamente corrosivos. Juntas de Tejido Refractario Son aplicadas principalmente en sistemas de aire o gases calientes, en tuberías de grandes diámetros o ductos cuadrados/rectangulares de grandes dimensiones. Son también utilizadas en salidas de ventiladores industriales. Resistentes a altas temperaturas, poseen sin embargo baja resistencia a la presión, siendo por eso utilizadas generalmente en sistemas de descarga de aire o gases. Las ventajas de las juntas de tejido refractario son las de poder ser aplicadas en altas temperaturas (hasta 1.000 ºC) y de absorber grandes movimientos con reducidos largos de instalación, liberando esfuerzos mínimos. La gran desventaja es la de no ser recomendada para presiones superiores a 1,0 Kgf/cm2, debido a la baja resistencia mecánica de sus componentes. Compuestas De elastómeros Revestidas Internamente con P.T.F.E. Son provistas para aquellos casos en que se hace necesario reunir las excelentes propiedades flexibles de las juntas de elastómeros con la elevada resistencia a la corrosión a altas temperaturas del PTFE. Metálicas Revestidas Internamente con Elastómeros o P.T.F.E. Cuando por razones de resistencia mecánica, necesitamos utilizar un fuelle metálico pero en casos en que el fluido interno lo ataca, revestimos internamente al mismo con elastómero o PTFE, conforme su solicitación entálpica. De esta forma aliamos elevada resistencia mecánica conferida por el fuelle metálico con altísima resistencia a la corrosión otorgada por el PTFE.
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A seguir, mostramos algunos ejemplos:
JUNTAS DE EXPANSIÓN CON FUELLE METÁLICO
JUNTAS DE EXPANSIÓN AUTO-SOPORTANTES CON FUELLES METÁLICOS
JUNTAS DE EXPANSIÓN CON FUELLES DE CAUCHO Y DE CAUCHO RESVESTIDOS CON PTFE
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JUNTAS DE EXPANSIÓN CON FUELLE DE PTFE
JUNTAS DE EXPANSIÓN CON FUELLES DE TEJIDO REFRACTARIO
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CLASIFICACIÓN DE LAS JUNTAS DE EXPANSIÓN EN FUNCIÓN DE SUS CARACTERÍSTICAS APLICATIVAS Y MOVIMIENTOS ABSORBIDOS JUNTAS DE EXPANSIÓN SIN ESTRUCTURA TENSORA (SIMPLES) Pertenecen a este grupo, todas las juntas de expansión (metálicas, no metálicas y compuestas) que no tengan estructuras tensoras (tensores, bisagras, cardanes, etc.) Todas estas juntas liberan los efectos de la fuerza de reacción por presión y deben ser instaladas siempre entre anclajes, debidamente dimensionados para resistir a los esfuerzos transmitidos (vea ítem "Principales Esfuerzos Transmitidos"). Debido a esto, no son recomendadas para trabajar con altas presiones operacionales, debiendo ser evitadas en líneas que contengan equipos sensibles, pues altos esfuerzos serán transmitidos al mismo. Pueden absorber movimientos axiales, laterales y/o angulares, con preponderancia de los primeros. JUNTAS DE EXPANSIÓN CON ESTRUCTURA TENSORA (AUTO-SOPORTANTES) Por poseer "anclajes" en la propia junta, estos modelos auto-contienen los efectos de la fuerza de reacción por presión, liberando solamente las fuerzas de resorte y de rozamiento de los soportes de la tubería. Son utilizadas en sistemas de alta presión, siendo recomendadas para líneas con equipos sensibles debido a los reducidos esfuerzos transmitidos. Pueden absorber movimientos laterales y/o angulares. No deben ser utilizadas para absorber movimiento axial.
JUNTAS DE EXPANSIÓN CON ESTRUCTURA TENSORA Y FUELLES BALANCEADORES (AUTOCOMPENSADAS) Este grupo de juntas reúne las ventajas que las simples y las auto-soportantes ofrecen. Auto-contienen la fuerza de reacción por presión. Pueden absorber cualquier tipo de movimiento, inclusive axial. Debido a poseer fuelles extras (balanceadores) presentan costos elevados, siendo utilizadas en aquellos casos específicos que no pueden ser resueltos con juntas simples o auto-soportantes.
CLASIFICACIÓN DE LAS JUNTAS DE EXPANSIÓN EN FUNCIÓN DE CARACTERÍSTICAS APLICATIVAS Y MOVIMIENTOS ABSORBIDOS - JUNTAS DE EXPANSIÓN SIMPLES (SIN ESTRUCTURA TENSORA) - Criterios de adopción - Correcta instalación - Puntos fijos - Guías - Ejemplos de aplicación La junta de expansión simple, conocida como axial simple, es proyectada para absorber movimientos térmicos longitudinales, entre tramos rectos de tubos fijados, siendo fabricada en los siguientes modelos: * Axial simple * Axial auto-compensada simple
* Axial doble * Axial auto-compensada simple con derivación
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- Criterios de Adopción Siendo que las juntas axial simple y axial doble, liberan fuerza de reacción por presión y fuerza de resorte, pero principalmente debido a la primera que puede alcanzar valores extremadamente significativos, es que debemos extremar los cuidados y obedecer rigurosamente las instrucciones del fabricante para la correcta instalación de este tipo de juntas de expansión. Como la fuerza de reacción por presión depende de la presión de operación y del área efectiva de la junta de expansión, fijaremos nuestros criterios de adopción basados en estos dos parámetros. A presiones y/o diámetros elevados, deberemos procurar soluciones con juntas del tipo auto-soportantes (universales, bisagras, cardánicas) o auto-compensadas (simples o con derivación). Con la explicación siguiente, quedarán mas claros y completos, los criterios de adopción a ser seguidos: - Correcta Instalación Como hemos visto, las juntas de expansión axiales simples, liberan, además de la fuerza de resorte, una fuerza denominada de reacción por presión, siendo que la misma tiende a estirar el fuelle hasta sobrepasar su resistencia longitudinal, obligando, para que esto no ocurra, a instalar en ambos extremos de la línea donde se encuentra instalada la junta, puntos fijos (anclajes) capaces de resistir a la acción de tal fuerza.
Establecido entonces, que las juntas de expansión axiales simples (no auto-compensadas), deben ir instaladas entre puntos fijos, mencionaremos a seguir, otra solicitación importante que aparece en el sistema bajo la acción de la presión interior del sistema, que es el pandeo de la línea, como mostrado esquemáticamente en la figura siguiente: En efecto, la línea fijada en ambos extremos, y sometida a presión, ocasionará el pandeo indicado, perjudicando no solo la estabilidad de la junta, como también del sistema como un todo.
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Para evitar este efecto indeseable se procede a la instalación de guias unidireccionales axiales, que como su nombre indica, posibilitan el movimiento de la tubería exclusivamente en la dirección axial, restringiendo los demás grados de libertad. El sistema correcto y completo, será entonces, el indicado a seguir:
Las distancias máximas recomendadas entre guías están indicadas en la tabla siguiente:
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Cabe destacar que no es relevante el local de instalación de la junta de expansión en la línea, y sí, respetar siempre las condiciones correctas de anclajes y guías unidireccionales. - Puntos Fijos - Guías Los puntos fijos o anclajes, definen un sistema de fijación empleado para dividir la tubería en tramos individuales con dilatación orientada, siendo usados normalmente dos tipos: * Punto fijo principal * Punto fijo intermediario. Importante: - Nunca instalar mas que una junta de expansión axial entre dos puntos fijos. - Distribuir los puntos fijos de modo a que no se produzcan torsiones en las juntas Punto Fijo Principal Se utiliza para resistir las cargas estructurales normales, agregadas de las siguientes fuerzas: - Sumatoria de las fuerzas de rozamiento originadas en las guías. - Fuerza de reacción por presión, liberada por juntas axiales simples (no autocompensadas) - Fuerza de resorte necesaria para comprimir o estirar axialmente el fuelle de la junta. - Fuerza originada por el momento necesario para girar angularmente juntas de expansión articuladas Punto Fijo Intermediario Se utiliza para resistir las cargas estructurales normales, agregadas de las siguientes fuerzas: - Sumatoria de las fuerzas de rozamiento originadas en las guías. - Fuerza de resorte necesaria para comprimir o estirar axialmente el fuelle de la junta. - Fuerza de reacción diferencial de juntas de expansión axiales de diámetros diferentes e instaladas en el mismo tramo. Guías Las guías son proyectadas para orientar los movimientos de las tuberías. Dependiendo de su finalidad pueden ser: - Unidireccionales (axiales o transversales) - Multidireccionales Guía unidireccional axial Es la utilizada en tramos rectos, con juntas axiales. Se instala para permitir el movimiento del tubo solamente en una dirección (paralela al eje del tubo), evitando así cualquier posibilidad de pandeo de la línea. Veamos en la figura siguiente, ejemplos de guías unidireccionales y multidireccionales. Ejemplos de Guías
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Ejemplos Típicos de Aplicación de Juntas de Expansión Axiales
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- JUNTAS DE EXPANSIÓN AUTO-SOPORTANTES (CON ESTRUCTURA TENSORA) - Junta de expansión universal simple - Junta de expansión universal cardánica - Junta de expansión bisagra - Junta de expansión cardánica - Criterios de adopción - Correcta instalación - Puntos fijos - Guías - Ejemplos de aplicación Cuando nos referimos a juntas simples, hablamos de fuerza de reacción por presión, sus consecuencias y la solución del problema mediante la instalación de anclajes resistentes a esa fuerza. Cuando no hay posibilidad de tal instalación, (insuficiencia estructural, líneas aéreas, etc.), debemos recorrer a juntas del tipo auto-soportantes o auto-compensadas. Que significa junta de expansión auto-soportante ? Para aclarar la explicación, volvamos al tema de la fuerza de reacción por presión. Habíamos dicho que un fuelle, libera una fuerza que depende del área efectiva del mismo, y de la presión interior del sistema. La solución vista, consistía en la instalación en los extremos del tramo donde instalada la junta, de puntos fijos, resistentes a esa fuerza. Con esto, impedimos que el fuelle se estire, perdiendo su resistencia a las condiciones operacionales. Veamos ahora otra manera de soportar esa fuerza. Si soldamos discos y colocamos tensores, conforme muestra la figura siguiente:
Vemos que en este caso, la fuerza de reacción F es contenida por los tensores. Lo mismo ocurriría si en vez de tensores (junta de expansión universal simple), tuviésemos barras y pernos (junta de expansión universal cardánica, junta de expansión bisagra o junta de expansión cardánica). Es conveniente aclarar que estas juntas, conceptualmente, no pueden trabajar axialmente, pues en este caso, los tensores se aflojarían, dejando así de soportar la fuerza de reacción por presión, objetivo fundamental de la instalación de los mismos. Si como indicamos en la figura siguiente, el movimiento térmico comprime a la junta de expansión, los tirantes dejarán de cumplir su función tensora, quedando sueltos. Esto hará con que se anule el efecto soportante y en esa condición, la junta pase a liberar la FRP, mismo con tensores instalados.
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En este caso, se crean los mismos problemas ocasionados por una junta no atirantada. Concluimos entonces, que una junta de expansión autosoportante es una junta que por sus características constructivas, soporta la FRP, y que para que ésto ocurra, solamente podrá absorber movimientos trabajando lateral o angularmente, nunca axialmente. La junta de expansión universal simple, tiene su principio de funcionamiento en la deflexión lateral, que es función del giro angular y de la distancia entre los fuelles. Está limitada a bajas presiones (hasta 5 Kgf /cm2), y movimiento lateral de hasta 100 mm. Ya la junta de expansión universal cardánica, con principio de funcionamiento similar a la anterior, permite su uso en altas presiones y movimientos, en función de poseer barras y pernos, en lugar de tensores, que tienden a estabilizar la junta mismo operando bajo severísimas condiciones aplicativas.
La junta de expansión bisagra, fundamenta el principio de su funcionamiento, en la absorción de movimiento angular coplanar. Como la deflexión lateral es función del giro angular y de la distancia entre centros de giro, deducimos que 02 juntas bisagras, instaladas con una cierta separación, absorberán movimiento lateral, combinación de dos giros angulares iguales y opuestos, conforme mostrado en la figura al lado.
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La junta de expansión cardánica, se comporta como la bisagra, con la diferencia que puede girar angularmente en cualquier plano (espacialmente). Tanto la junta bisagra como la cardánica pueden operar bajo altas presiones, y absorber grandes movimientos. - Puntos Fijos - Guías Puntos Fijos Siendo que las juntas de expansión auto-soportantes no liberan fuerza de reacción por presión, los puntos fijos a ser instalados en líneas con este tipo de juntas, deben ser proyectados para: - Dividir la tubería en tramos individuales con dilatación orientada. - Resistir a las cargas estructurales normales. - Resistir a la sumatoria de las fuerzas de rozamiento originadas en las guías. - Resistir a la fuerza de resorte necesaria para mover lateral o angularmente las juntas. La gran ventaja de este tipo de juntas, es que absorben elevados movimientos, con fuerzas resultantes, bajísimas. Guías Las guías son proyectadas para orientar los movimientos de las tuberías. Dependiendo de su finalidad pueden ser: - Unidireccionales (axiales o transversales) - Multidireccionales Conforme el tipo de instalación, cualquiera de estas guías, pueden ser aplicadas en sistemas con juntas de expansión auto-soportantes. Para ejemplos ver capítulo de “Juntas de Expansión Simples”
- Ejemplos Típicos de Aplicación de Juntas de Expansión Auto- Soportantes.
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AMORTIGUADORES DE VIBRACIÓN Modelos METÁLICOS SIMPLES (Sin Estructura Tensora) Junta Amortiguadora Simple (AVS), destinase a absorber vibraciones mecánicas de pequeña amplitud. Esta constituida de un fuelle y terminales. Debido a pertenecer al grupo de juntas sin estructura tensora, libera los efectos de la fuerza de reacción por presión.
Junta Amortiguadora Doble (AVD). Destinase a absorber vibraciones mecánicas de gran amplitud. Está constituida de dos fuelles unidos por un tubo intermediario y termínales.
NO METÁLICOS SIMPLES (Sin Estructura Tensora) En este grupo entran todas las juntas no metálicas simples (sin estructura tensora), vistas en el capitulo "Juntas de Expansión". METÁLICOS AUTO-SUPORTANTES (Con Estructura Tensora) Junta Amortiguadora Simple con Tensores (AVST), de aplicación similar al AVS. Posee tensores debidamente dimensionados para contener la fuerza de reacción por presión.
Junta Amortiguadora Doble con Tensores (AVDT), de aplicación similar al AVD. Posee tensores debidamente dimensionados para contener la fuerza de reacción por presión.
NO METÁLICOS AUTO-SOPORTANTES (Con Estructura Tensora) En este grupo entran todas las juntas no metálicas auto-soportantes (con estructura tensora) vistas en el capitulo "Juntas de Expansión". METÁLICOS AUTO-COMPENSADOS (Con Estructura Tensora y Fuelle/s Balanceador/es) En este grupo entran todas las juntas metálicas auto-compensadas (con estructura tensora y fuelle/s balanceador/es) vistas en el capitulo "Juntas de Expansión". COMPUESTOS En este grupo entran todas las juntas compuestas vistas en el capitulo "Juntas de Expansión”.
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CRITERIOS DE ADOPCION Los criterios de adopción de los amortiguadores de vibración apropiados para cada caso específico son los mismos que los vistos para juntas de expansión. Debemos destacar sin embargo, que las juntas amortiguadoras no-metálicas presentan una performance operacional excelente debido a: 1) Mayor flexibilidad (absorción de grandes amplitudes vibratorias con reducido largo de instalación). 2) Mayor sensibilidad (menores esfuerzos transmitidos). 3) Discontinuidad metálica (absorción de vibraciones mecánicas y sonoras). 4) Absorción de movimientos de torsión (los fuelles no-metálicos son capaces de absorber ciertos pares torsores, que inevitablemente son generados por algunos tipo de maquinas rotativas). De esa forma, y siempre que existir compatibilidad con las condiciones operacionales requeridas, la selección de un amortiguador no-metálico presenta ventajas adicionales. CORRECTA INSTALACION Los amortiguadores de vibración son proyectados para eliminar vibraciones mecánicas y sus consecuencias en tuberías ligadas a fuentes de vibración tales como: bombas, compresores, turbinas, turbo compresores, etc. La vibración mecánica es comúnmente generada por máquinas rotativas y su frecuencia coincide casi siempre con el número de rotaciones de esos equipos. Las mayores amplitudes son por regla general, radiales al eje principal y se registran consecuentemente en el plano normal a este. Para una correcta instalación no es suficiente apoyar los equipos sobre bases anti-vibratorias debiéndose también evitar la propagación que se consigue eficazmente mediante la utilización de amortiguadores de vibración. El gráfico muestra el campo de la vibración normal, definido por los parámetros frecuencia y amplitud operacionales normales. Cualquier vibración fuera del campo señalado es irregular, no siendo recomendada la utilización de juntas amortiguadoras normales para eliminar sus efectos. En esos casos, deberá ser verificada la causa de la vibración incomún, procurando solucionarla de tal forma que la nueva vibración resultante se encuadre dentro de los valores normales. Los amortiguadores simples (sin tensores) son recomendados para líneas de baja presión (succión de bombas, salidas de turbinas, ventiladores, etc.). Ya para medías y altas presiones (recalques de bombas, entrada de turbina, compresores, etc.), conviene utilizar siempre amortiguadores con tensores, con el objetivo de aliviar los esfuerzos (fuerza de reacción por presión), transmitidos sobre las fijaciones y/o máquinas.
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La instalación de los amortiguadores de vibraciones, debe seguir siempre el siguiente esquema básico: De esa forma el sistema vibratorio es aislado, evitando la propagación de las vibraciones y sus consecuencias al resto de la instalación. Para líneas de baja presión, donde amortiguadores sin tensores son aplicados el punto fijo (PF), debe estar dimensionado para resistir a la fuerza de reacción por presión. Por otro lado, en el caso de la utilización de juntas amortiguadoras atirantadas, el punto fijo (PF) queda liberado de la acción de esa fuerza, teniendo como función única y especifica aislar el sistema vibratorio del resto de la instalación. Los amortiguadores de vibraciones no son recomendados para trabajar simultáneamente como juntas de expansión. En casos donde se hace necesario la absorción de vibraciones mecánicas y de movimientos producidos por dilatación térmica, sugerimos que sean utilizadas piezas diferentes para cada tipo de solicitación. Así las vibraciones mecánicas serán eliminadas mediante amortiguadores de vibraciones instalados siguiendo el esquema básico indicado, mientras que los movimientos térmicos deben ser absorbidos por juntas de expansión instaladas en el resto del sistema. EJEMPLOS DE APLICACION Mostramos a seguir diversos ejemplos de aplicación de amortiguadores de vibraciones.
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JUNTAS DE EXPANSIÓN DE CAUCHO - Características Las juntas de expansión de caucho son proyectadas para absorber movimientos axiales, laterales, angulares y vibraciones en tuberías o equipos que operan en condiciones variadas de presión y temperatura. Constituidas de un cuerpo de elastómero y terminales de acero al Carbono, representan la solución ideal en la absorción de movimientos térmicos y/o mecánicos con reducidos esfuerzos transmitidos. Los cuerpos son fabricados de diversos elastómeros, adecuados a cada necesidad aplicativa. Cloroprene (Neoprene ), Nitrilo, EPDM, EPDM sanitario (conforme FDA), Natural, Hypalon, Viton, etc., son algunas de las opciones utilizadas, incluyéndose en en ciertas situaciones específicas, revestimientos interiores de PTFE, para la resolución de las diferentes solicitaciones operacionales. Las juntas de expansión de caucho son reforzadas interiormente con tejidos de material sintético y anillos metálicos, que garantizan elevada resistencia mecánica para operar con presión interna positiva o vacío. - Ventajas Aplicativas Entre las numerosas ventajas aplicativas ofrecidas por las juntas dee expansión de caucho, podemos destacar: * Excelente comportamiento anti-corrosivo * Absorción de grandes movimientos conjugados con reducido largo de instalación y mínimos esfuerzos de resorte * Alto grado de absorción de vibraciones mecánicas y sonoras * Reducido peso * Dispensan juntas de cierre (empaques) * Producen discontinuidad eléctrica
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* Poseen terminales no soldados, lo que posibilita el reaprovechamiento de los mismos y su re-montaje en sitio. - Criterios de Adopción Su adopción frente a otros tipos de juntas de expansión debe basarse en los siguientes criterios: - Para amortiguar vibraciones mecánicas y sonoras son las más recomendadas, por lo tanto deben constituirse siempre en la primera opción para ese tipo de aplicación. Solamente deberán ser descartadas en el caso de altas temperaturas, pues presentan resistencia limitada frente a esta solicitación. - En casos en que sea necesario transmitir esfuerzos reducidos sobre puntos fijos o equipos sensibles, la utilización de juntas de expansión de caucho se constituye en una excelente opción. - En sistemas que operen con fluidos corrosivos, la aplicación de las juntas de caucho satisfacen los requisitos operacionales en vista del excelente comportamiento anti-corrosivo de los elastómeros utilizados. Observación: para todos los casos es importante verificar los límites de temperatura del elastómero seleccionado Veamos a continuación algunos de los modelos más utilizados (Gentileza Dinatécnica Ind. e Com. Ltda)
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- Aplicación - Correcta Instalación - Movimiento Absorbidos Las juntas de expansión de caucho son aplicadas, fundamentalmente como: A. Amortiguadores de Vibraciones B. Juntas de Expansión
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A. Amortiguadores de Vibraciones Son proyectadas para eliminar vibraciones mecánicas y sus consecuencias en tuberías ligadas a fuentes de vibración, tales como bombas, compresores, turbinas,etc.. Los modelos simples (sin tensores), liberan la fuerza de reacción por presión FRP (vea gráficos de la figura al lado),transmitiéndola a la boquilla de de la fuente vibratoria, y al punto fijo de la instalación. Ya los modelos atirantados, auto-contienen esa fuerza, liberando así a las fijaciones de esfuerzos considerables. La vibración mecánica es comúnmente generada por máquinas rotativas, y su frecuencia coincide generalmente, con el número de rotaciones de esos equipos. Las mayores amplitudes son, por regla general radiales al eje principal y se registran consecuentemente en el plano normal a éste. El gráfico vibracional, muestra el campo de vibración mecánica normal, definido por los parámetros frecuencia y amplitud operacionales normales. Cualquier vibración fuera del campo indicado es irregular, no siendo recomendada la utilización de juntas de expansión para eliminar sus efectos. En esos casos deberá ser verificada la causa de la vibración incomún, procurando solucionarla de tal forma que la nueva vibración resultante, se encuadre dentro de los valores normales. Si tal vibración anormal se debe a un tipo especial de máquina o aplicación, deberá contactarse a un fabricante, ue recomendará la solución apropiada para esas características operacionales específicas. Las juntas no atirantadas son recomendadas para líneas de baja presión (succión de bombas, descargas de baja presión, salidas de turbinas, ventiladores, etc.). Ya para medias y altas presiones (descargas de bombas, alimentación
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de turbinas, compresores, etc.), conviene utilizarse siempre juntas con tensores, con el objetivo de aliviar los esfuerzos (fuerza de reacción por presión), transmitidos sobre las fijaciones. - Correcta Instalación En la figura abajo, mostramos dos sistemas de bombas con localización correcta de junta amortiguadoras de vibraciones y puntos fijos. El punto fijo principal (PF) debe estar dimensionado para resistir la FRP. Por otro lado, el punto fijo (P) queda liberado de la acción de esta fuerza, cabiéndole como única función, la de aislar la parte vibratoria del resto de la tubería, para lo que igualmente debe ser convenientemente dimensionado, de manera a restringir eficazmente todos los grados de libertad frente a los esfuerzos de resorte de la junta. En ambos casos, los puntos fijos deben ser anclados fuera de las bases de las máquinas vibratorias, impidiendo así completamente, la propagación de las vibraciones más allá de los mismos. Importante: La falta de puntos fijos implica en la transmisión de esfuerzos considerables sobre las estructuras y/o equipos, así como de la vibración mecánica aumentada, al resto del sistema
B. Juntas de Expansión En este caso, deben ser respetadas las siguientes condiciones: * No usar las juntas para absorber movimientos mayores que los recomendados. * Observar rigurosamente las presiones y temperaturas máximas admisibles. * Los puntos fijos deben ser dimensionados para resistir a la fuerza de reacción por presión FRP. * Deben ser respetadas las distancias máximas entre guias, conforme indicado en la figura. * Nunca instalar mas de 1 junta entre puntos fijos. - Movimientos absorbidos Los vários movimientos que pueden ser absorbidos por las juntas de expansión de caucho son: * Movimiento Axial (X) Acortamiento (compresión), o alongamiento (extensión) de una junta de expansión en la dirección de su eje longitudinal. * Movimiento Lateral (Y) Movimiento relativo de los extremos de una junta de expansión perpendicular a su eje longitudinal * Movimiento Angular (θ) Movimiento del eje longitudinal de una junta de expansión describiendo un arco circular.
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Aunque no proyectadas específicamente para eso, las juntas de expansión de caucho, permítem todavía la absorción de pequeños movimientos torsionales. En la tabla al lado, resumimos los movimientos que pueden ser absorbidos por las juntas de expansión de caucho. - Modelos Especiales
MODELO Simple (sin tensores) Con tensores
MOVIMIENTOS ABSORBIDOS
Axial, lateral, angular, vibraciones o cualquier combinación de estos movimientos Lateral, vibraciones, o cualquier combinación de estos movimientos
Diversas configuraciones especiales pueden ser obtenidas a partir de modelos convencionales, objetivando resolver diferentes solicitaciones operacionales. Presentamos a seguir, algunas de estas posibilidades: - Junta de Expansión Universal Destinadas a absorber elevados movimientos laterales en cualquier plano, es constituida de dos juntas de expansión de caucho convencionales, unidas por un tubo intermedio y estructuras tensoras. Los tensores son dimensionados para resistir los efectos de la FRP liberada por las juntas, no siendo transmitidos consecuentemente a los puntos fijos de la instalación - Junta de Expansión Bisagra Destinada a absorber movimientos angulares coplanares, es constituida de una junta de expansión de caucho convencional y estructuras bisagra fijadas en las bridas. Las bisagras y pernos de conexión son dimensionados para resistir los efectos de la fuerza de reacción por presión FRP liberada por la junta,no siendo transmitidos consecuentemente a los puntos fijos de la instalación. Combinaciones de dos o más juntas bisagra, posibilitan la absorción de elevados movimientos laterales coplanares. - Junta de Expansión Cardánica Destinada a absorber movimientos angulares espaciales, es constituida de una junta de expansión de caucho convencional y estructuras cardánicas fijadas en las bridas. Los cardanes y pernos de conexión son dimensionados para resistir los efectos de la fuerza de reacción por presión FRP liberada por la junta, no siendo transmitidos consecuentemennte a los puntos fijos de la instalación. Combinaciones de dos juntas cardánicas, o de dos juntas cardánicas y una bisagra, posibilitan la absorción de elevados movimientos laterales espaciales.
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- Junta de Expansión con Anillo Compensador Recomendadas para casos donde la acumulación de fluido en la parte interior de la onda debe ser evitado, donde sea conveniente reducir totalmente las pérdidas de carga, o todavía impedir el ataque abrasivo, producido por el choque directo del fluido conducido contra la superficie interior de la onda. Es constituida de una junta de expansión de caucho convencional con onda tipo U, con un anillo compensador interior de elastómero compatible con las condiciones operacionales. El elastómero del anillo presenta dureza inferior a la del cuerpo de la junta, posibilitando así la absorción de los movimientos requeridos. - Junta de Expansión con Caño Guia Interior Se recomienda para sistemas que operan con fluidos altamente abrasivos. Está constituida de una junta de expansión de caucho convencional, con caño guía de acero inoxidable localizado interiormente, fijo en uno de los extremos mediante el apriete de la brida de la junta con la contra-brida de la tubería, y suelto en el otro, debiendo respetarse el sentido de flujo impuesto por la dirección extremo fijo ⇒ extremo suelto, conforme indicado en la figura. El caño guia proteje el elastómero del cuerpo contra el excesivo ataque abrasivo,siendo dimensionado de tal forma a no impedir la completa absorción de los movimientos impuestos. - Junta de Expansión con Protección Exterior Se aplica donde, debido a la localización de la junta, haya necesidad de protejerla,contra eventuales daños externos, o todavía como seguridad para casos de falla en líneas con fluidos calientes y/o corrosivos. Es constituida de una junta de expansión convencional, con camisas exteriores metálicas, convenientemente dimensionadas de tal forma a no impedir la completa absorción de los movimientos impuestos. - Junta de Expansión con Protección Exterior Anti-Fuego De construcción similar a la anterior, presenta el agregado de aislamiento térmico de fibra refractária en la parte exterior del cuerpo, protegiéndola de la eventual incidencia directa de llama.
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JUNTAS DE EXPANSIÓN DE PTFE (TEFLON ) JUNTAS DE EXPANSIÓN DE TEJIDO REFRACTÁRIO JUNTAS DE EXPANSIÓN TIPO DRESSER (DRESSER COUPLINGS) - JUNTAS DE EXPANSIÓN DE PTFE (TEFLON ) - Características Las juntas de expansión de PTFE, son proyectadas para absorber movimientos axiales, laterales, angulares y vibraciones en tuberías o equipos que trabajan en condiciones variadas de presión y temperatura (máxima 260 ºC). Existen en el mercado internacional, modelos fabricados a través de maquinado y otros por moldeado. Este último proceso conserva la continuidad de las fibras de PTFE, con la consecuente mejoría de las propiedades mecánicas del material posterior a su conformación. La única desventaja es que para cada configuración de onda y/o número de ondas diferentes, se hace necesaria la fabricación de un herramental específico para esas características. Todos los modelos son provistos con bridas giratorias de acero al Carbono, con huecos conforme normas ANSI o DIN.
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- Criterios de Adopción Debido a ser piezas relativamente caras, son utilizadas en sistemas que no pueden ser resueltos ni con juntas de expansión metálicas ni con juntas de caucho. Estos sistemas pueden ser da gases ácidos con temperaturas superiores a 120 ºC, sistemas sanitários, líneas de conducción de pulpa de celulosa, etc.. - Esfuerzos liberados Similarmente a los conceptos vistos para juntas de caucho, las juntas simples (sin tensores), liberan los efectos de la FRP, la que debe ser contenida por los puntos fijos de la instalación. Ya los modelos atirantados auto-contienen esa fuerza, evitando así la liberación de esfuerzos considerables a los punto fijos o equipos de la instalación - Correcta instalación - Puntos Fijos - Guías Se aplican los mismos criterios utilizados para juntas de expansión de caucho. - JUNTAS DE EXPANSIÓN DE TEJIDO REFRACTARIO - Características Están constituidas por un “batch”de varias camadas superpuestas de diferentes materiales adecuados y seleccionados para cada caso específico en función de la presión, temperatura y fluido conducido. Resistentes a altas temperaturas, poseen sin embargo baja resistencia a la presión, siendo por eso utilizadas generalmente en sistemas de descarga de aire o gases. Tales juntas eran conocidas como juntas de amianto o asbestos, pues ese material era el principal componente de las mismas. Posteriormente a la comprobación científica de las propiedades cancerígenas del amianto, éste fue substituido por un tejido especial de fibras de vidrio. Los componentes normalmente utilizados en los “batchs”de las juntas de tejido refractario son: PTFE en forma de película, láminas de Aluminio, mallas de acero inoxidable, lana de vidrio, fibras cerámicas, elastómero de Silicone, etc..
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- Critérios de Adopción Son aplicadas principalmente en sistemas de aire o gases calientes, en tuberías de grandes diámetros o ducto cuadrados/rectangulares de grandes dimensiones. Son también utilizadas en salidas de ventiladores y exhaustores industriales. Resistentes a altas temperaturas, poseen sin embargo baja resistencia a la presión, siendo por eso utilizadas generalmente en sistemas de descarga de aire o gases. Presentamos a seguir algunos de los modelos mas utilizados, así como el diagrama de la composición aproximada del “batch”, en función de la temperatura
- Esfuerzos liberados Debido a ser juntas de expansión de tejido y aplicadas en sistemas de bajísima presión operacional, los esfuerzos liberados por estas juntas son irrelevantes, no teniendo gravitación fundamental en el dimensionamiento estructural de los soportes de la tubería. - Correcta instalación - Puntos Fijos - Guías La instalación de este tipo de juntas debe seguir las premisas aplicadas para la instalación de juntas axiales y de amortiguadores de vibraciones simples (sin tensores). De esta forma, las observaciones sobre puntos fijos y guías son también similares a las de los modelos arriba indicados.
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MATERIALES - Materiales generalmente utilizados en la fabricación de los fuelles de las juntas de expansión El fuelle es la parte flexible de la junta de expansión, siendo proyectado para absorber movimientos axiales, laterales, angulares y/o vibraciones en tuberías o equipos. Actualmente contamos con fuelles metálicos y no metálicos. Los metálicos pueden ser de aceros inoxidables, acero al carbono, aleaciones especiales, etc., siendo fabricados generalmente por conformación a frío, partiendo de cilindros con o sin costura longitudinal, sin soldaduras circunferenciales y sin limitación de diámetros. Generalmente son fabricados de aceros inoxidables austeníticos de la serie 300, debido a sus excelentes propiedades de conformación, resistencia a la fatiga, y al ataque químico de un gran número de fluidos. En los casos en que el acero inoxidable es susceptible a corrosión de algún tipo de fluido, podrá optarse por la utilización de ciertas aleaciones o por fuelles no metálicos. Los fuelles no metálicos pueden ser de elastómeros (caucho), de PTFE (Teflon ), o todavía de tejido refractario; habiendo algunas limitaciones dimensionales y operacionales definidas, en función del material, del tipo de conformación y de las condiciones de servicio. Los fuelles de elastómeros son fabricados por vulcanización, pudiendo ser de cloroprene (neoprene ), caucho natural, caucho nitrílico, EPDM, viton, hypalon , etc.. Son reforzados interiormente con tejidos de material sintético y anillos de acero, que garantizan alta resistencia mecánica para trabajar con presión interior o vacío. Ofrecen óptima resistencia a la erosión, excelente comportamiento frente a productos halogenados y ciertos ácidos o bases, dispensan juntas de cierre (empaques), producen discontinuidad eléctrica y reducción de transmisión de ruidos, poseen reducido peso y mínimo espacio entre bridas (largo de instalación). Ya los fuelles de PTFE, son recomendados para su aplicación con fluidos no compatibles con cualquier acero o aleación y donde, por razones de temperatura, hay imposibilidad de recurrirse a juntas de elastómeros. Pueden ser fabricados por maquinado o por moldeado. Este último proceso conserva la continuidad de las fibras del material, con la consecuente mejoría de las propiedades mecánicas del PTFE pos conformación. Los fuelles de tejido refractario son apropiados para sistemas de aire o gases calientes, en tuberías de grandes diámetros o ductos cuadrados/rectangulares de grandes dimensiones. Son también utilizados en salidas de ventiladores y exhaustores industriales. Los fuelles de tejido están constituidos por un “batch” o conjunto de varias camadas sobrepuestas de diversos materiales adecuados y escogidos para cada caso específico en función de la presión, temperatura y fluido conducido. Esos fuelles eran conocidos como fuelles de amianto o asbestos, pues hasta no mucho tiempo atrás, el amianto era su principal componente. Posteriormente a la comprobación de las propiedades altamente cancerígenas del amianto, éste fue sustituido por tejidos de fibras de vidrio. Otros componentes utilizados son: PTFE en película, mallas trenzadas de acero inoxidable, películas de Aluminio, elastómero de silicone, fibras cerámicas, etc.. Lo importante es que para cualquier tipo de solicitación operacional, hay siempre un fuelle de configuración y materiales específicos, apropiado para su correcta aplicación en esas condiciones.
El fuelle es el componente fundamental de una junta de expansión. De esa forma, de su correcta selección, dependerá el éxito operacional de la junta.
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Los fuelles metálicos, específicamente los de acero inoxidable, son apropiados para operar en fajas de temperatura de - 200 ºC hasta 600 ºC. Resisten al ataque químico de un gran número de fluidos, siendo por eso los más utilizados. Dependiendo del tipo de solicitación operacional, se procederá a la correcta selección del tipo de acero inoxidable más apropiado. Así, para una condición normal, en que el fluido no ataca a ningún acero inoxidable, y para temperaturas de hasta 400 ºC, podrá optarse por el acero inoxidable más utilizado: AISI 304. Ya para temperaturas superiores es aconsejable el uso de un acero inoxidable estabilizado, evitando así el aparecimiento de corrosión Inter.-cristalina: AISI 321. Cuando se trata de fluidos altamente corrosivos, pueden ser utilizados los aceros inoxidables de bajo contenido de Carbono (AISI 304L o AISI 316L), que presentan mayor resistencia a la corrosión que los normales. De esta forma, podemos encontrar el acero inoxidable que mejor se adapta a las condiciones operacionales específicas. En los casos en que todos los aceros inoxidables en mayor o menor grado, son susceptibles a la corrosión, podrán utilizarse aleaciones especiales o fuelles no metálicos. Los fuelles de elastómeros presentan excelente resistencia anti-corrosiva, teniendo su única limitación en la temperatura de operación, limitada a 120 ºC (máx), aproximadamente. Como procedemos entonces cuando tenemos un sistema que opera con fluidos que atacan a los aceros inoxidables y trabaja con temperatura superior a 120 ºC ? En este caso se puede usar el fuelle de PTFE que de todos es el más resistente a la corrosión, pudiendo operar en temperaturas de hasta 260 ºC. Ya las ventajas de los fuelles de tejido refractario son las de poder ser aplicados en altas temperaturas (hasta 1.000 ºC), y de absorber grandes movimientos con reducidos largos de instalación, liberando esfuerzos (fuerzas y momentos) mínimos. La gran desventaja es la de no ser recomendados para presiones superiores a 1,0 Kgf/cm2, debido a la baja resistencia mecánica de sus componentes. Existen otras alternativas, como fuelles metálicos y de elastómeros revestidos interiormente con PTFE, fuelles metálicos revestidos interiormente con elastómeros, etc.. El mercado actual de juntas de expansión puede ofrecer la solución apropiada a cualquier problema específico por más severo que fuere, tal el grado de avance tecnológico alcanzado en los últimos años.
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CORROSIÓN - Breves Nociones La palabra corrosión aplicada a tuberías, se define como la destrucción paulatina de metales u otros materiales por vía química o electroquímica no intencional, desde el interior hasta la superficie causada por el fluido conducido o desde la superficie hasta el interior del material, causada por las condiciones del medio exterior. Se está en presencia de una corrosión química, cuando la agresión se realiza con ausencia de acción iónica. Ejemplo: gases de metales fundidos. Hablamos de corrosión electroquímica cuando existe transferencia iónica. Ejemplo: soluciones acuosas ácidas, alcalinas o salinas. Ningún metal aparece en la naturaleza terrestre, con excepción de los metales nobles (oro, platino o plata), en estado libre. Todos están ligados a compuestos. El medio ambiente en la superficie terrestre destruye, a corto o largo plazo, todos los metales que el hombre elaboró, invirtiendo artificialmente los procesos de la naturaleza. Se requiere así, tanto ingenio y estudio para evitar o por lo menos retardar el proceso de corrosión, como se empleó en la obtención de los metales. Mucho ya se ha hecho, pero mucho queda todavía por hacer. Dentro de los tipos principales de corrosión, se encuentran: 1. Corrosión superficial extendida y homogénea 2. Corrosión galvánica 3. Corrosión puntual (pitting) 4. Corrosión ínter cristalina 1. Corrosión superficial extendida y homogénea A pesar del carácter pasivado del acero, existe una lenta corrosión en la superficie, que solubiliza el metal, en forma extendida y homogénea, dependiendo su magnitud del medio, del tiempo y de la temperatura. Ese avance se mide en gramos por hora y por metro cuadrado (g / h.m2), o pérdida de espesor en milímetros por año (mm / año). Generalmente se usan tablas de corrosión para determinar si el acero en cuestión es resistente a la corrosión. Dentro de todos los tipos de corrosión, la extendida y homogénea es la más conocida y también la más fácil de prever y controlar. 2. Corrosión galvánica Dos metales íntimamente unidos y en contacto con un electrolito, forman una pila, donde el metal menos noble entra en solución anódica y se consume, en tanto que el más noble se conserva inatacado. Este es el principio de acción de la corrosión galvánica. 3. Corrosión puntual (Pitting) Este tipo de corrosión se manifiesta prácticamente y dadas las condiciones, en todos los metales aleaciones. La penetración de la capa pasivada, que constituye en realidad la única barrera contra corrosión, es causa de la formación de un micro elemento galvánico donde el metal actúa como ánodo y entorno pasivado como cátodo. De esa manera se forma una verdadera erosión electrolítica penetrando fenómeno en profundidad, sin aumentar considerablemente su diámetro inicial.
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La corrosión solamente aparece en medio acuoso, siendo los iones cloro, bromo e iodo, los que logran penetrar la capa pasivada, aparentemente activados por el oxígeno. En los equipos e instalaciones de acero austenítico, la presencia de agua estancada en contacto con la atmósfera (Aire), y donde existen iones halógenos en baja concentración (aprox. 10-4 normal), puede esperarse con cierta seguridad, este peligroso tipo de corrosión. El incremento de la temperatura favorece el fenómeno. El agregado de Molibdeno en la aleación, mejora alguna cosa la resistencia del material, sin embargo en la práctica, no da toda la seguridad requerida. Hemos ya observado corrosión en forma notable, mismo en la calidad AISI 316. Para que comience esta corrosión, el medio acuoso debe estar inmóvil y en contacto con la atmósfera u oxígeno. Entra en reacción una reducida parte del metal y se forman en torno de ella, anillos concéntricos muy bien visibles. La corrosión entonces avanza rápidamente en profundidad, pudiendo atravesar grandes espesores. 4. Corrosión Ínter cristalina Es muy difícil de detectar y esto ocurre generalmente después de la ruptura. A 1.100 ºC, un acero austenítico puede solubilizar aproximadamente un 0,20% de Carbono, pero a 650 ºC este mismo acero, puede mantener en solución únicamente un 0,02% de este elemento. El Carbono en exceso difunde al límite del grano y forma con el Cromo, carburo de cromo, empobreciendo de cromo el contorno del grano. Cada grano está así rodeado de un local donde el tenor de cromo cayó por debajo del crítico 14%, tan necesario para el pasivado. En un electrolito, este local menos noble entra entonces en solución anódica, y se corroe frente al núcleo del grano. Avanzando en profundidad, la corrosión solamente ataca los límites de grano, aflojando los cristales sin prácticamente atacarlos. El acero pierde así, su adherencia y rompe debido a esta corrosión ínter cristalina. Los valores críticos de temperatura para este tipo de corrosión son entre 450 y 850 ºC, variando según el tenor de Carbono. El agregado de estabilizadores tales como el Titanio o Niobio, evita la formación de Carburos de cromo, por su mayor afinidad de estos elementos con el Carbono, formando carburos muy resistentes. - Como reducirla o evitarla en cada caso 1. Corrosión superficial extendida y homogénea Veamos a seguir algunas medidas para mantener la corrosión extendida y homogénea dentro de valores satisfactorios: - correcta elección del acero frente al medio - correcto tratamiento térmico (austenitización) - pulido adecuado - pasivado forzado - protección catódica, si el medio fuere un electrolito - remoción de todo tipo de impurezas superficiales 2. Corrosión galvánica Para proteger una parte metálica puede aplicarse una fuente exterior de corriente y polarizar catodicamente al metal, conservándolo. Esto es de gran utilidad en piezas de acero al Carbono, sin embargo no siempre aplicable en los aceros inoxidables debido a su doble potencial (activo y pasivo). En ciertas construcciones que exigen una unión binaria existen piezas de sacrificio, siendo renovadas periódicamente. Para evitar la corrosión galvánica, basta hacer un buen proyecto previo, seleccionando materiales compatibles. Los problemas que ocurren durante el proceso operacional, generalmente encuentran una solución viable.
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3. Corrosión puntual (Pitting) Medidas que reducen o evitan la corrosión puntual: - Evitar agua estancada en los sistemas, inclusive a través de secado. - Cuando se observe formación de figuras circulares, proceder al re-pasivado. - Usar aceros con Molibdeno. - Bajar la concentración de los iones halógenos y/o aumentar la velocidad de flujo. La primera de las medidas es la más importante de todas; donde no hay agua estancada, no hay “pitting”. 4. Corrosión ínter cristalina La corrosión ínter cristalina puede ser reducida o evitada de la siguiente forma: - Austenitizar las piezas después de soldar, calentando a 1050 ºC , manteniendo en esta temperatura a razón de 1 hora por cada pulgada de espesor, enfriando a seguir rápidamente. Estabilizar los carburos a 850 ºC durante 24 horas. - Utilizar aceros estabilizados (AISI 321, AISI 347, etc..)
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ANALOGÍA DE CÁLCULO DEL ESPESOR MÍNIMO NECESARIO A UN TUBO Y UN FUELLE SOMETIDOS A IDÉNTICAS CONDICIONES OPERACIONALES. Haremos a continuación el cálculo del espesor necesario para un tubo sometido a presión interna, y por analogía llegaremos al vapor correspondiente al de un fuelle sometido a las mismas condiciones operacionales.
D
5
L
A F/2
F
F/2
De la figura:
Pero F se divide en dos partes iguales F/2; así:
Esta fuerza deberá ser resistida por la sección resistente L . s De esta forma establecemos la ecuación de equilibrio por resistencia (acción igual a reación).
En consecuencia:
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Como adelantado, haremos ahora por analogía, el mismo calculo para un fuelle:
En este caso, el area efectiva vale:
Por lo tanto:
Como anteriormente, esta fuerza deberá ser resistida por la sección resistente, que ahora es s.L’ Establecemos entonces la ecuación de equilibrio correspondiente:
En consecuencia:
Para fuelles convencionales de hasta 20” de diámetro, la relación (L / L’) vale aproximadamente 1/3. Analizando las ecuaciones, observamos que el espesor calculado para un fuelle es tres veces menor que el calculado para un tubo cilíndrico de igual diámetro y material. Considerando todavía que los fuelles son fabricados normalmente de acero inoxidable y las tuberías normales son de acero al carbono, tendremos tambien una reducción del espesor necesario del fuelle en función de la mayor resistencia a la tracción que ofrece el acero inoxidable frente al acero al carbono. Cabe aclarar que las ecuaciones vistas, para ser aplicadas en la práctica, deben ser afectadas por determinados coeficientes de seguridad (factor de soldadura, de temperatura, de proyecto). Otra solicitación importante debe ser tenida en cuenta para el cálculo del espesor necesario de un fuelle sometido a presión interna. Tal solicitación es conocida por inflamiento (Blow effect) y equivale a la tensión S4 del E.J.M.A.
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Para este caso el espesor necesario es calculado mediante la ecuación siguiente:
Hechos los cálculos para las dos solicitaciones (circunferencial y inflamiento) deberá adoptarse como base de proyecto el espesor mayor. Nomenclatura F: fuerza de reacción por presión p: presión de proyecto A: área efectiva D: diámetro interno del tubo L: longitud del tubo o del fuelle s: espesor necesario σ adm: tensión admisible de tracción del material a la temperatura de proyecto Di: diámetro interno del fuelle De: diámetro externo del fuelle L’: desarrollo del perfil de la onda del fuelle h’: parte recta del flanco de la onda Nota: para el cálculo del inflamiento las unidades son: h’en mm, p en Kgf/cm2 y la σ adm en Kgf/mm2 resultando el espesor s necesario en mm.
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INSPECCION PRUEBAS PRUEBAS EN JUNTAS DE EXPANSIÓN Conforme E.J.M.A. hay dos clases de pruebas o ensayos aplicables a juntas de expansión:
- No Destructivos - Destructivos ---------------------------------------------------------------------------------------------------------No Destructivos Dentro de este grupo podemos citar: Examen Radiográfico Comúnmente utilizado en la evaluación de la calidad da soldaduras. En el caso especifico de fuelles de juntas de expansión metálicas, este ensayo es limitado para la evaluación de las soldaduras longitudinales del mismo, y realizado antes del proceso de conformación del fuelle, pues posteriormente a este proceso no existen generalmente medios de localizar la fuente radioactiva o el film para obtener exposiciones con significado concreto y comprensible. El criterio de aceptación para el examen radiográfico, normalmente adoptado, es aquel conforme ASME BOILER PRESSURE VESSEL CODE SECCION VIII.
Inspección con Líquido Penetrante Este examen se restringe a la determinación de defectos superficiales tales como fisuras y otras fallas en, principalmente regiones soldadas. Consiste en limpiar la superficie a ser examinada, cubriendo la misma con el líquido penetrante (colorante), dejando-o por un tiempo determinado. Posteriormente, el líquido es removido mediante la limpieza del local con un paño ligeramente húmedo. Después de esto, se cubre la superficie con una fina camada de revelador, surgiendo después de un cierto tiempo, marcas reveladoras de fisuras, aparentes al observador.
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En este caso los criterios de aceptación son de acuerdo al código ASME Sección VIII.
Ultra-Sonido Este método usa una fuente de sonido de alta frecuencia con capacidad de reflejar en cualquier superficie de discontinuidad. Este examen es usual en determinados espesores y determina la profundidad y localización exacta de defectos que fueron revelados, por el examen radiográfico.
Prueba de Presión Las pruebas neumáticas e hidrostáticas son los métodos mas usados de verificación, no apenas para las juntas de expansión como también para vasos de presión. Prueba Hidrostática
Prueba Pneumatica
Donde: Pp: presión de prueba Pd: presión de diseño Sc: Tensión admisible del material del fuelle a temperatura ambiente Sh: Tensión admisible del material del fuelle a temperatura de diseño.
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Destructivos Ensayo de Fluencia y Ruptura El objetivo de este ensayo es determinar cual es la presión que irá a causar deformación permanente (fluencia) y la posterior ruptura del fuelle. Los valores obtenidos deben ser comparados con los resultados teóricos, para la verificación de la correcta metodología analítica utilizada. Prueba de Estabilidad (Sguirm) El E.J.M.A. define la estabilidad del fuelle en base a la mudanza del paso de la corrugación del mismo, cuando sometido a presión interna. Es lo que se conoce mundialmente como efecto squirm. Existirá "squirm" si debido a la presión interna, un fuelle inicialmente simétrico, se deforma resultando en la falta de paralelismo entre dos corrugaciones adyacentes, en un punto cualquier de la circunferencia.
Ensayo para la Determinación de la Vida Cíclica El ensayo de vida cíclica es la verificación de la capacidad del fuelle en resistir un determinado numero de ciclos de deflexión, para su comparación con los valores teóricamente calculado.
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INSTALACIÓN Y MANUTENCIÓN Las siguientes recomendaciones objetivan evitar los errores mas comunes que ocurren durante la instalación de las juntas de expansión. En caso de dudas, no deben ser tomadas decisiones unilaterales. El fabricante posee amplia experiencia y podrá darles cualquier tipo d explicación o aclaración técnica que sea necesaria. •
Cuando las piezas fueren recibidas, observar si ocurrieron daños durante el transporte. En caso afirmativo, verificar extensión y característica de los mismos, informando al fabricante la nueva situación para que éste pueda evaluar su influencia en la performance operacional de las juntas.
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Las juntas que deban aguardar un cierto tiempo antes de ser instaladas, deberán ser mantenidas en áreas limpias y secas.
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Deberá ser removido cualquier material extraño que eventualmente se haya introducido en el fuelle.
•
La tubería debe ser preparada para recibir la pieza, nunca lo contrario, pues esto implicaría en comprimir, estirar y/o mover lateral o angularmente el fuelle, hasta llevar su dimensión final a aquella necesaria para su instalación. Esto resultará en movimientos adicionales para el fuelle, disminuyendo su vida útil, desde que el mismo no fue proyectado para absorber tales movimientos.
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No utilizar las juntas de expansión para absorber movimientos mayores y operar con presiones superiores a los valores máximos indicados en los planos o en los catálogos correspondientes. Ante esa eventualidad, consulte al fabricante.
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Obedecer rigurosamente las recomendaciones del fabricante en lo que se refiere a la correcta instalación de anclajes (puntos fijos) y soportes.
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Instalar las piezas respetando el sentido de flujo indicado en el cuerpo de las mismas. Esto evitará mudanzas dinámicas del fluido conducido y consecuentemente pérdidas de carga y pulsaciones indeseables.
•
No limpiar el fuelle con materiales abrasivos (cepillos de alambre, arenado, lana de acero, etc.).
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Algunas juntas son provistas con barras de transporte, que deben ser retiradas después de la instalación de la junta en la línea. Esos dispositivos de fijación son debidamente identificados a través de placas habitualmente metálicas, con el aviso correspondiente.
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No utilizar fuelles, tensores, bisagras, pernos, aros, etc, como alzas de izaje.
•
No producir movimientos de torsión en los extremos de las juntas de expansión metálicas para alinear los huecos de las bridas con los de las contra-bridas de la tubería. Los fuelles no son proyectados para absorber movimientos de torsión.
•
No utilizar barras de transporte para contener los efectos de la fuerza de reacción por presión, pues las mismas no fueron diseñadas para eso.
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No exceder la presión de prueba especificada.
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Si fue prevista limpieza del sistema con vapor y en el proyecto no se observó tal condición, las juntas deberán ser retiradas sustituyéndolas por carreteles hasta que el proceso de limpieza sea completado. Posteriormente las piezas podrán ser re-localizadas en la línea.
•
Desde que los fuelles son de pared fina, deben ser convenientemente protegidos durante la soldadura de la junta en la línea y/o de otros componentes del sistema próximos a ella. Nuestra recomendación es la de envolver el fuelle con un paño húmedo o con una manta de tejido refractario, que deberán ser retirados solamente por ocasión de la prueba hidrostática final, inmediatamente antes de su entrada en operación.
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•
Deben ser obedecidas todas `las instrucciones contenidas en los planos, especificaciones y/o catálogos correspondientes.
•
Las juntas de expansión metálicas no requieren cualquier manutención específica. La única recomendación es la de hacerse una inspección visual periódica no solo de la junta de expansión, como también de los anclajes y soportes de la instalación, observando la regularidad de su comportamiento a través del tiempo.
•
Cualquier anomalía presentada deberá ser inmediatamente informada al fabricante. De esta forma serán evaluadas las consecuencias de la misma en función de su característica, del tiempo de operación transcurrido y del tipo de servicio realizado.
CAUSAS TÍPICAS DE FALLAS EN JUNTAS DE EXPANSIÓN METÁLICAS Las juntas de expansión correctamente proyectadas y fabricadas tienen amplia durabilidad. Sin embargo fallas ocasionales pueden ocurrir. Esas anomalías pueden resultar de muchas razones, algunas de las cuales destacamos a seguir: •
Inadecuado transporte y/o instalación
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Instalación incorrecta y protección insuficiente durante y posteriormente a la instalación de la junta.
•
Anclajes y/o soportes impropios.
•
Falla o ruptura de anclajes en operación
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Movimientos de torsión en la junta
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Sobre-presión en la línea (operacional o durante la prueba de presión)
•
Resonancia de los fuelles
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Movimientos excesivos (axiales, laterales y/o angulares, mayores que los máximos admisibles)
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Corrosión del material del fuelle, por la selección impropia del material utilizado.
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Erosión de los fuelles, por ejemplo por el pasaje de un fluido abrasivo y/o de elevada velocidad de pasaje, a través de una junta sin caño guía interior.
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Reducción de la capacidad de absorción de los movimientos por la introducción en las corrugaciones del fuelle, de fluidos capaces de solidificar o que por su tipo de estructura puedan ocasionar tal limitación
•
Otras causas provenientes de la inobservancia de las instrucciones de instalación y manutención.
LA PREVENCIÓN DE EVENTUALES FALLAS OPERACIONALES DE UNA JUNTA DEBE COMENZAR POR OCASIÓN DE SU RECIBIMIENTO Y CONTINUAR A LO LARGO DE TODA SU VIDA ÚTIL
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COMO ESPECIFICAR CORRECTAMENTE UNA JUNTA DE EXPANSIÓN Para el fabricante de Juntas de Expansión, es muy importante el conocimiento del mayor número de datos posibles que el proyectista o usuario pueda proveer, para llegarse a la selección correcta de la junta de expansión apropiada para cada caso específico. De esa forma, elaboramos una hoja de especificación (Data-Sheet) con los datos necesarios para el correcto proyecto de una junta de expansión. Como complemento de tales informaciones, recomendamos enviar junto un diseño o croquis (si posible isométrico) de la instalación. Con ese objetivo, preparamos una hoja de diseño pautada isométricamente. Las dos hojas, mostradas a continuación podrán ser reproducidas, y enviadas con la mayor cantidad de datos posible.
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HOJA DE DISEÑO (Debe ser utilizada juntamente con la hoja de especificación) Cliente: ____________________________________ Fecha: ____/____/____ Obra: ______________________________________ P.C.M. Nº___________ Referencias: ________________________________ Oferta Nº ___________ Linea Nº: ___________________________________ Hoja _____ de _______
Datos complementares / observaciones:
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HOJA DE ESPECIFICACIÓN DE JUNTAS DE EXPANSIÓN Cliente: ____________________________________ Fecha: ____/____/____ Obra: ______________________________________ P.C.M. Nº___________ Referencias: ________________________________ Oferta Nº ___________ Hoja _____ de _______ Ítem Nº Cantidad Diámetro Nominal Diámetro Externo del Tubo Tipo de Junta Fluido Hay Posibilidad de Condensación Velocidad o Caudal
(m/seg) (m3/h)
Dirección de Flujo Presión de Operación
(Kgf/cm2)
Presión de Prueba (Interna)
(Kgf/cm2)
Temperatura Máxima
(ºC)
Temperatura Mínima
(ºC)
Temperatura de Instalación
(ºC)
Compresión Axial
(mm)
Extensión Axial
(mm)
Movimiento Lateral
(mm)
Rotación Angular
(grados)
Vibraciones, Amplitud / Frecuencia Material del Fuelle Material del Tubo / Espesor
(pul.)
Tipo de Bisel Tipo de Brida / Material Caño de Guía / Material Protección Externa / Material Tensores / Material Máximo Diámetro Externo
(mm)
Largo de Fabricación
(mm)
Largo de Instalación
(mm)
Posición de Instalación Fuerza de Resorte Axial Máxima Adm.
(Kgf)
Fuerza de Resorte Lateral Máxima Adm.
(Kgf)
Momentos en los extremos de la junta Máx. Adm. (Kgf.m) Ciclos de Trabajo Operacionales Ciclos de Vida Requeridos
OBSERVACIONES:
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9. SOPORTES DE RESORTE (PIPE HANGERS) INTRODUCCION Los soportes de resorte se destinan a sustentar tuberías y/o equipos sujetos a movimientos verticales resultantes principalmente de variaciones térmicas. Con diferentes características aplicativas son fabricados en dos configuraciones específicas: * Soportes de Resorte de Carga Variable (SRV) * Soportes de Resorte de Carga Constante (SRC)
En los soportes de carga variable, la fuerza de sustentación varía en función del grado de deflexión del resorte, en consecuencia del movimiento vertical operacional. Desde que el peso del sistema es el mismo, tanto en la condición de instalación como en La de operación, tal variación provocará transmisión de carga diferencial sobre el equipo y/e soportes adyacentes al punte de sustentación durante el transcurso del ciclo operativo. Así, los SRV son recomendados para aplicaciones en que tales esfuerzos residuales sean compatibles con las limitaciones normativas de los equipos o con las restricciones mecánicas resistentes de las estructuras de los soportes. Ya los soportes de carga constante otorgan fuerza de sustentación constante durante la evolución completa del ciclo térmico. A través de un dispositivo interno de compensación estática, mismo durante la ocurrencia del movimiento vertical del punto considerado, la fuerza de sustentación permanece constante asegurando así transmisión nula de cargas al resto del sistema. Debido a esa constancia de sustentación, los SRC son utilizados donde no es deseable la transmisión de esfuerzos, mismo que mínimos, lo que ocurre principalmente en equipos altamente sensibles. Por otro lado, son también aplicados en casos en que los movimientos verticales operacionales superan a los movimientos máximos permitidos por los SMV. Los resortes utilizados en la fabricación de los soportes elásticos, especialmente desarrollados para esta aplicación, son proyectados para obtenerse un excelente desempeño aplicativo bajo el efecto de diversos estados de carga y movimientos, conservando inalteradas sus características elásticas a través del tiempo lo que garantiza el mantenimiento de la eficiencia del soporte a lo largo de su performance operacional. Los soportes son fabricados en varios modelos, tipo y tamaños; de manera a satisfacer diversos valores de carga, escalas de movimientos y tipos de fijación estructural.
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Los soportes de resorte de los cuales hablaremos en este capítulo son los fabricados por Dinatécnica. Los mismos poseen un diseño especial y exclusivo que permite el desmontaje completo de sus componentes a través de tornillos y tuercas, lo que representa una extraordinaria ventaja cuanto a la facilitad de inspección preventiva y mantenimiento.
NORMAS APLICABLES Los soportes de resorte son proyectados, fabricados y probados con base en Las siguientes normas internacionales * MSS SP 58 ; MSS SP 69 ; MSS SP 89 ; MSS SP 90 ; * ANSI B 31.1; ANSI B 31.3 * ASME CODE * DIN * VGB RULES Importante: generalmente los soportes de resorte son proyectados para temperaturas de hasta 80ºC (en el soporte) Para sistemas que operan con temperaturas superiores, la selección de un esquema de montaje adecuado, posibilitará que la temperatura incidente en el soporte no supere ese valor límite. Igualmente, para condiciones muy severas, solicitamos que la selección y especificación sean ejecutadas en conjunto con el Departamento Técnico del fabricante. MANTENIMIENTO Los soportes de resorte no requieren cualquier mantenimiento específico durante la operación del sistema. La única recomendación que cabe es la de se hacer una inspección visual periódica observando si los mismos se comportan dentro de de los parámetros esperados, y principalmente si no hay ocurrencia de trabamiento del indicador (se encuentra apoyado sobre el borde superior o contra el borde inferior del rasgo del cuerpo), 10 que puede representar una performance incorrecta de los soportes. Por ocasión de paradas programadas, se debe prestar atención a la conservación superficial de los componentes del soporte, frente a la posibilidad de eventual ataque corrosivo. El exclusivo diseño de los SR Dinatécnica permite el completo y rápido desmontaje de sus componentes con la consecuente facilidad en la inspección y mantenimiento de los mismos.
SOPORTES DE RESORTE DE CARGA VARIABLE
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APLICACIÓN Los soportes de resorte de carga variable se destinan a sustentar tuberías y/o equipos sujetos a movimientos verticales generalmente ocasionados por variaciones térmicas. En tales situaciones, los soportes denominados “rígidos” pierden su función transmitiendo la carga debido a los pesos actuantes directamente al equipo o a las restricciones adyacentes, como observado en las Figuras siguientes.
La ocurrencia del fenómeno mostrado en las figuras, nos obliga a la utilización de soportes elásticos cuya característica aplicativa es la de soportar los pesos actuantes mismo resultado de la cuando la línea se mueve verticalmente como resultado de la dilatación térmica resultante. Como vimos en la Introducción, los soportes de resorte pueden ser de carga variable o de carga constante. En esta parte del curso, nos referiremos a los conceptos referentes a los soportes de carga variable (SRV). En un SRV, la fuerza de sustentación varía en función del grado de deflexión del resorte, siendo tal variación transmitida al equipo y/o a las restricciones adyacentes. Debido a que las máximas solicitaciones mecánico-resistentes se producen en la condición operacional (línea presurizada y con temperatura), interesa que el soporte sustente integralmente la carga-peso en esa condición, haciendo con que la variación de la carga debida a la deflexión del resorte sea transmitida solamente en la condición de instalación (línea fría y consecuentemente menos crítica). Por esta razón, los SRV son provistos con un ajuste inicial de carga que tiene varias denominaciones: carga a frío, carga de instalación o carga de calibrado. Con el objetivo de clarear estos conceptos, mostraremos un ejemplo práctico baseado en la línea de la Fig. anterior.
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Para simplificar la explicación y el dibujo, supondremos que el punto de sustentación “A” solamente dilata verticalmente. Definiremos primeramente la nomenclatura correspondiente a la simbología a ser utilizada en el transcurso del curso y que nos servirá para la explicación deseada: Nomenclatura Ph : Carga en caliente o carga de operación (Peso de La línea en el punto de sustentación - Incluye peso de la tubería, del fluido, de accesorios, de aislamiento térmico, etc.). Pc : Carga a frío, o carga de instalación, o carqa de calibrado (Ajuste inicial de carga, ejecutado por el fabricante, que consiste en la pre-compresión del resorte un valor tal que permita que el soporte sustente la totalidad de la carga en la condición de operación). LOS SOPORTES DE RESORTE SON PROVISTOS TRABADOS EN LA CARGA DE CALIBRADO (Pc)
Y: Curso de Trabajo (Movimiento vertical de la línea en el punto de sustentación, generalmente resultante de dilatación térmica) EI sentido del curso de trabajo es comúnmente representado de la forma siguiente: +Y o ↑Y : curso de trabajo para arriba -Y o ↓Y : curso de trabajo para bajo K: Constante de resorte del soporte
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Ejemplo: Sean los siguientes datos aleatorios: Ph : 1000 Kg Y : + 20 mm K : 10 Kg/mm Como ya dijimos es importante que el soporte sustente integralmente la carga de operación en esta condición, o sea cuando La línea está caliente (condición mas critica), alcanzando al equilibrio entre las fuerzas actuantes. Un raciocinio intuitivo nos induciría a pensar que el soporte deberla ser provisto calibrado (Pc) con el mismo valor de la carga de operación (Ph). Pero si hiciésemos esto, el mismo no cumplirla con la condición deseada, como veremos a seguir. Una vez que instalamos el soporte y retiramos las trabas de curso, el mismo estará actuando (en la condición fría) como indicado en la posición a la izquierda de la Fig. abajo. Pero cuando el sistema se calienta, el punto A se moverá el curso Y, dislocándose para B. Eso movimiento, en nuestro ejemplo ascendente, descomprimirá al resorte un valor equivalente a Y.K, como podemos observar en la parte derecha de la Fig. abajo.
O sea, en la condición de operación la reacción del soporte es menor que la carga a ser sustentada. ESTO NO NOS INTERESA, pues la carga diferencial de 200 Kg será transmitida al equipo justamente en la condición más crítica (tensiones y esfuerzos admisibles menores). Lo que nosotros precisamos es que, en la condición de operación, la carga debida al peso actuante y la reacción del soporte sean iguales, con lo que lograremos el equilibrio estático y consecuentemente la nulidad de transmisión de cargas-peso sobre el equipo o restricciones. De lo anterior observamos que para que esto ocurra, la carga de calibrado debe ser diferente de la carga de operación. Y de cuanto deberá ser esa diferencia? Precisamente del producto K.Y (constante de resorte x curso de trabajo. Así, nuestra carga de calibrado Pc tendrá el siguiente valor:
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Pc : Ph + K.Y (Curso de trabajo para arriba) En los casos en que la dilatación es para abajo, la carga de calibrado vale: Pc : Ph - K.Y (Curso de trabajo para abajo) Para el caso de nuestro ejemplo (Pc = Ph + K.Y), el sistema se comportará como indicado en la Fig. abajo.
Ahora si, tenemos lo que es más conveniente o sea, el equilibrio entre Las fuerzas actuantes en la condición operacional (línea con temperatura).
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TABLA DE CARGAS Presentamos a seguir la tabla de cargas correspondientes a los soportes de resorte de carga variable Dinatécnica.
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INTERPRETACION DE LA TABLA DE CARGAS Modelos Son presentados 03 modelos de soportes de carga variable: DINA 82, DINA 268 Y DINA 98; los que se caracterizan por tener constantes de resorte y cursos de trabajo diferentes. El modelo DINA 82 es el menos sensible (mayor constante de resorte) y de menor curso de trabajo, el DINA 98 el más sensible (menor constante de resorte) y de mayor curso de trabajo, y el DINA 268 que presenta valores intermedios. Tamaños Los soportes son provistos en 23 tamaños diferentes, del 00 hasta el 22, en función de la capacidad de sustentación de cada uno de ellos, la que se da de forma creciente. Así el tamaño 00 es el que sustenta la menor y el 22 el que sustenta la mayor carga operacional. Curso de Trabajo Establece la capacidad de movimentación vertical del soporte desde la posición de instalación hasta la posición operacional. El curso de trabajo es producido por dilatación térmica resultante de la variación entálpica del sistema. Los SRV aquí mostrados (Dinatécnica), permítem variaciones de curso de trabajo conforme sigue: DINA 82 – DINA 268 – DINA 98 –
Hasta 30 mm (1 1/4”) Hasta 60 mm (2 1/2”) Hasta 120 mm (5”)
Los soportes de tipo colgante permítem además, movimientos angulares de +/- 4°. Carga Define la capacidad de sustentación de cada uno de los tamaños. Faja de Trabajo La tabla de cargas presenta una faja central definida por dos trazos horizontales destacados en negro, definiendo al campo aplicativo útil del tamaño de soporte denominado Faja de Trabajo.
TODOS LOS SOPORTES DEBEN SER PROYECTADOS / ESPECIFICADOS DENTRO DE LA FAJA DE TRABAJO
Curso del Resorte Establece la capacidad de movimentación vertical del resorte. De la tabla de cargas podemos verificar que el curso del resorte es diferente del curso de trabajo del soporte. Diferencias conceptuales entre el curso de trabajo del soporte y el curso de resorte En cuanto que el curso de trabajo del soporte está limitado dentro de la faja de trabajo, el curso del resorte posee inclusive valores más allá de sus limites. El encuadramiento del curso de trabajo dentro de la faja establecida como siendo la faja del trabajo del soporte, nos permite evitar eventuales variaciones en la constante elástica las que generalmente ocurren tanto en el inicio como en el fin del curso del resorte. De esta forma, adoptando una faja central de curso del resorte como siendo el curso útil del soporte; podemos garantizar la uniformidad en la variación de la constante de resorte del soporte a lo largo del ciclo operativo.
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Al mismo tiempo, el Standard VGB recomienda asegurar un margen de seguridad en los valores de carga/curso del soporte de 20% sobre los valores proyectados, lo que queda plenamente satisfecho con la diferencia existente entre el curso operacional del soporte y el curso del resorte. De esa forma, mismo que el soporte sea proyectado para sustentar cargas en el inicio o en el fin de la faja de trabajo, el mismo solamente bloqueará por lo menos 20% encima (caso la carga calculada se encuentre en el inicio de la faja de trabajo) o 20% abajo (caso la carga se encuentre en el fin de Ia faja de trabajo). La razón de esta recomendación del VGB, se debe a que los valores de carga/curso operacionales, obtenidos a través de Cálculos de Flexibilidad, o sea, cálculos teóricos, pueden no coincidir exactamente con los efectivamente ocurridos. Con la faja de trabajo del soporte menor que la del resorte, garantizamos los 20% de seguridad frente a da posibilidad de tal divergencia. Observamos también que para un curso de resorte igual a cero, cada uno de los tamaños presenta cargas diferentes de cero. Esto se debe a que el resorte es instalado dentro del cuerpo con una ligera precompresión (no confundir con carga de calibrado) con el objetivo de corregir juegos, permitiendo el perfecto ajuste del resorte dentro del cuerpo.
TIPOS DE SOPORTES DE RESORTE DE CARGA VARIABLE Para cada uno de los modelos, son fabricados diferentes tipos de soportes, en función del modo de fijación de los mismos a las estructuras de campo. Mostramos a seguir algunos de los tipos más comunes:
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COMO SELECCIONAR Método de Selección La selección del soporte adecuado es realizada a través de la utilización de la Tabla de Cargas, pudiendo ser adoptada la siguiente metodología: 1. Con el valor de la carga de operación (Ph) se entra en Tabla de cargas procurándose en que columna ese valor se encuentra en la región más central de la misma. Una vez hecho esto, se lee en la parte superior de la tabla, el tamaño correspondiente. 2. Una vez obtenido el tamaño, debe definirse cual modelo es el más apropiado (DINA 82, DINA 268 o DINA 98). Habitualmente la selección del modelo comienza por el más económico, que en nuestro caso es el DINA 82. Observar siempre, si el curso de trabajo requerido es menor que el curso de trabajo admitido por el modelo escogido; en caso contrario debemos optar por un modelo de curso de trabajo mayor. 3. Debemos verificar primeramente si la carga de calibrado calculada (Pc), se encuentra en la misma columna del tamaño adoptado y dentro de su faja de trabajo. Para calcular la carga Pc se multiplica el valor de la constante de resorte (K) del modelo DINA 82 para el tamaño seleccionado (parte inferior de la tabla), por el curso de trabajo (Y) especificado, siendo el resultado substraído o sumado al valor de la carga de operación Ph, conforme las ecuaciones siguientes: Si el curso de trabajo es para arriba: Pc = Ph + K (DINA 82). Y Si el curso de trabajo es para abajo: Pc = Ph - K (DINA 82). Y Pueden generarse aquí dos posibilidades diferentes las que analizaremos en los ítems 4 y 5. 4. La carga de instalación Pc satisface el Ítem 3 (se encuentra en la misma columna y dentro de la faja de trabajo del tamaño adoptado). En este caso, para tener el soporte estáticamente definido precisamos hacer todavía una verificación normativa (opcional). La norma MSS SP 58 recomienda que para que un SRV sea eficiente, la diferencia entre la carga de operación Ph y la de instalación Pc, o sea la carga residual que será transmitida por el soporte en la condición de instalación,(línea fría) sobre el equipo y/o restricciones adyacentes, no debe ultrapasar de 0,25 x Ph. Esto se denomina “Variabilidad del soporte” y se expresa en porcentaje, conforme la siguiente ecuación: V = K . Y x 100 < 25% Ph
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(Esta es una recomendación normativa que puede ser respetada o no, a criterio del usuario) Dinatécnica, por ejemplo, siempre que selecciona un SRV, respeta la recomendación MSS SP 58. No en tanto cuando el soporte ya viene seleccionado por el usuario, obedece las directrices constantes en su proyecto. Continuando con nuestro método de selección y suponiendo que la recomendación MBS SP 58 fue satisfecha o sea V calculado < 25%, el modelo y tamaño del soporte seleccionado es apropiado para nuestra aplicación. Por otro lado, caso la recomendación normativa sea ultrapasada (V > 25%) , debemos rehacer la selección conforme ítem 5. 5. La carga de instalación Pc no satisface el ítem 3 y/o la recomendación MSS SP 58 no fue satisfecha. Debemos proceder a una nueva selección bajo dos posibilidades: 5a) Seleccionar otro tamaño próximo (El próximo mayor cuando el curso es para arriba, o el próximo temor cuando el curso es para abajo); o 5b) Mantener el tamaño escogido, pero seleccionando un modelo más sensible (de menor constante de resorte). Para la opción adoptada, se deberá proceder nuevamente a las verificaciones constantes en los ítems 3 y 4. Observación Importante: En el caso en que ninguna de las opciones 5a) o 5b) consiga satisfacer las verificaciones requeridas, deberá optarse por la utilización de un Soporte de Resorte de carga Constante (SRC). 6. Una vez seleccionados el modelo y tamaño adecuados a nuestra aplicación, debemos escoger finalmente el tipo, en función de la fijación estructural que más nos interese. Cuidar para que la temperatura incidente en el soporte no ultrapase de 80°C y, caso se opte por un soporte colgante, que el movimiento angular resultante no ultrapase 4°. Aplicaremos a seguir el método de selección visto, para un ejemplo numérico: Ejemplo Numérico Datos: Ph (Carga de Operación) : 1000 Kg Y (Curso de Trabajo) : + 20 mm V (Variabilidad Máx.) : 25% De la Tabla de cargas vemos que el valor de Ph= 1000 Kg. se encuentra en la región central de la columna correspondiente al tamaño 12. Escogeremos el modelo más económico que es el DINA 82. Para eso, primeramente verificamos si el curso de trabajo es menor que el curso admitido por el DINA 82. Curso de trabajo: 20 mm < Curso DINA 82: 30 mm --> OK.
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Debemos determinar ahora el valor de la carga de instalación/calibrado (Pc) y verificar si el mismo se encuentra en la misma columna y dentro de la faja de trabajo del tamaño escogido. En nuestro caso (curso para arriba) la carga Pc vale: Pc = Ph + K (DINA 82, tamaño 12) . Y Pc = 1000 + 15,94 . 20 Pc = 1318,8 Kg Observando la tabla de cargas vemos que el valor de Pc no se encuentra en la misma columna del tamaño seleccionado. Así el tamaño 12 no nos sirve. Debemos escoger otro soporte conforme ítem 5 del método de selección, iniciando por la opción indicada en 5a). Escogemos el tamaño mayor próximo al anterior, o sea el tamaño 13, manteniendo el modelo DINA 82. Determinamos la nueva carga de instalación: Pc = Ph + K (DINA 82, tamaño 13). Y Pc = 1000 + 21,40 . 20 Pc = 1428 Kg. Observamos que el valor de la carga de instalación se encuentra en la misma columna y faja-de trabajo del tamaño 13 escogido. Caso no haya interés de seguir la recomendación normativa de la MSS SP 58, el soporte ya está definido. Por otro lado, caso debamos respetarla como en nuestro ejemplo, tenemos ahora que calcular la variabilidad conforme MSS SP 58 V = K . Y x 100 < 25% Ph V = 21,4 . 20 x 100 = 42,8 % 1000 Desde que 42,8% > 25%, el soporte escogido no cumple con la norma, por lo que tampoco puede ser considerado aplicativo para nuestro caso. Haremos ahora la tentativa conforme el ítem 5b) del método de selección. Mantenemos el mismo tamaño seleccionado originalmente (12), escogiendo un modelo más sensible: DINA 268 y determinamos la carga de instalación para el nuevo soporte. Pc = Ph + K (DINA 268, tamaño 12) Pc = 1000 + 7,98 . 20 Pc = 1159,6 Kg Observamos que el valor de la carga de instalación se encuentra en la columna y en la faja de trabajo del tamaño 12 escogido.
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Haremos ahora el cálculo de la variabilidad. V= 7,98 x 20 x 100 1000 15,96% < 25% --> OK Entonces: SOPORTE SELECCIONADO: DINA 268 TAMANO SELECCIONADO: 12 Finalmente debemos definir el tipo en función de la fijación estructural más apropiada a nuestro sistema.
COMO ESPECIFICAR Para poder especificar correctamente un SRV deben ser conocidos/informados los siguientes datos de proyecto: * Magnitud de la carga de operación (Ph) * Magnitud del movimiento vertical de la línea en el punto de sustentación (Curso de Trabajo)(Y) * Sentido del curso de trabajo (para arriba; para abajo)(+/↑ ; -/↓). * Magnitud del movimiento horizontal de la línea en el punto de sustentación (X) (Este valor nos servirá para determinar cual el valor del ángulo resultante en el soporte, el que nunca podrá ultrapasar de 4°). * Tipo de fijación o tipo de soporte. Observación: En un sistema de tubería de configuración simple, la obtención de Ph, Y y X puede ser de relativa facilidad. Ya para sistemas más complejos, generalmente de configuración espacial, la determinación de esos valores así como la de los puntos más adecuados para la localización de los soportes, exige la ejecución de un estudio de flexibilidad completo.
ESCALAS / IDENTIFICACIÓN Los soportes de resorte de carga variable son provistos con escala de carga / curso localizada al margen del rasgo central del cuerpo. En ella son indicados los valores de carga y curso para cada modelo y tamaño especifico, en correspondencia con los valores constantes en la tabla de cargas. De esta forma, a través del indicador del disco de compresión del resorte, podrán ser leídos los valores correspondientes a cada solicitación directamente sobre la escala. Ya en la parte inferior de la misma constan todos los datos relativos a la adecuada identificación del soporte. Mostramos a seguir, a titulo de ejemplo, la escala e identificación utilizada por Dinatécnica en sus soportes de resorte de carga variable.
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La indicación de los valores correspondientes a la carga de instalación Pc y a la carga de operación Ph, viene dada por la aplicación de rombos adhesivos blancos e rojos respectivamente, localizados sobre la escala, en los puntos característicos a tales valores.
TRABAS DE CURSO Los soportes de resorte de carga variable son normalmente provistos trabados en la posición de carga a frío (carga de instalación) por medio de cuatro trabas de curso, siendo dos superiores y dos inferiores, amarradas al cuerpo del soporte mediante cintas de acero conforme mostrado en la figura siguiente.
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Las trabas superiores mantienen el resorte en la posición de carga pre-calibrada (carga de instalación), en cuanto que las inferiores son utilizadas para soportar cargas adicionales que no intervienen en el desempeño operacional del soporte (Ej. prueba hidrostática en una línea de vapor o gases). Las trabas superiores pueden también ser utilizadas en los casos en que la carga es aliviada momentáneamente como por ejemplo en el vaciado de líquidos de la tubería, o todavía por ocasión de la relocalización de soportes previamente retirados del sistema para eventual inspección / mantenimiento. En estos casos es recomendado recolocar las trabas superiores para mantener el resorte en la pre-carga de proyecto . Las trabas son pintadas de color diferente al del soporte, debiendo ser removidas antes del sistema entrar en operación, pero no antes del soporte estar instalado y totalmente cargado. Observaciones: Los valores constantes en la parte inferior de la escala, indican la capacidad máxima del soporte, tanto de carga como de curso. Si el indicador del soporte permanece apoyado sobre el borde inferior del rasgo del cuerpo, el soporte se comportará rígidamente, restringiendo los movimientos del sistema. En esta situación, el soporte está sobrecargado, pudiendo ser seriamente damnificado. Si por lo contrario, el indicador se encuentra apoyado contra el borde superior del rasgo, el soporte no estará sustentando carga. En este caso perderá su objetivo aplicativo. Se recomienda que cualquier ajuste de carga en campo sea supervisado por un técnico del fabricante del soporte. Instalación Normalmente los SRV son provistos ya calibrados en la posición de instalación y debidamente trabados. De esta forma su instalación no ofrece mayores dificultades. En el caso que el soporte no sea adquirido en esa condición, o sea necesario un recalibrado en campo, se debe proceder al ajuste conforme ítem 2, hasta que el indicador llegue al valor deseado de carga de instalación. Los valores proyectados de las cargas de instalación y de operación están señalados mediante rombos adhesivos. Eventuales desvíos del indicador frente a esos valores, pueden, si necesario, ser corregidos a través del ajuste indicado en el ítem 2. Los valores de carga y curso apuntados por el indicador, deben ser anotados/registrados en las situaciones pre y pos operación del sistema. Un soporte estará correctamente proyectado cuando, en operación, el indicador coincidir con el valor apuntado por el rombo rojo. Importante: En caso de dudas, no deben ser tomadas decisiones unilaterales. El departamento técnico del fabricante posee amplia experiencia y podrá darles cualquier tipo de explicación o aclaración técnica que sean necesarios.
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SOPORTES DE RESORTE DE CARGA CONSTANTE
APLICACIÓN La aplicación de los soportes de resorte de carga constante es similar a la de los de carga variable. La única diferencia en la performance operativa es que en cuanto en los soportes de carga variable la fuerza de sustentación varia en función de la deflexión del resorte (curso de trabajo), los de carga constante proporcionan fuerza de sustentación constante durante la evolución del ciclo térmico; lo que es conseguido a través de un dispositivo interno de compensación estática que logra el equilibrio F1 x D1 = F2 x D2 a lo largo del curso de trabajo. Así, los SRC son generalmente aplicados donde: * No es deseable la transmisión de cargas, mismo que mínimas, a la estructura y/o equipos adyacentes; * No hay posibilidad de aplicarse soportes de carga variable por el curso de trabajo ultrapasar al máximo admitido por estos soportes. Desde que la fuerza de sustentación permanece constante durante toda la performance los SRC aseguran transmisión nula de cargas al resto del sistema.
operacional,
Aprovechando el ejemplo mostrado en la aplicación de soportes de resorte de carga variable, aclaremos los conceptos relativos a la propiedad característica de los SRC o sea: fuerza de sustentación constante.
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Definiremos la simbologia a ser utilizada, la que nos servirá para la explicación deseada. PN : Carga de Operación (Peso de la línea en el punto de sustentación - Incluye peso de la tubería, del fluido conducido, de accesorios, de aislamiento térmico, etc.). S : Curso (Movimiento vertical de la línea en el punto de sustentación, generalmente resultante de dilatación térmica). SS : Curso de Trabajo SR : Curso de Reserva SN : Curso Total El sentido del curso es comúnmente representado de la forma siguiente: +Y o ↑Y : curso de trabajo para arriba -Y o ↓Y : curso de trabajo para bajo
Desde que los SRC sustentan integralmente la carga en cualquier etapa del ciclo operativo, conociendo el valor de la carga a ser sustentada (PN), bastará solamente aplicar el soporte ajustado para ese valor. Veamos la figura siguiente:
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Una vez instalado el soporte y retiradas las trabas de curso, el mismo estará actuando en la condición fría, como indicado a la izquierda de la Fig. 15. Ya en la condición de operación (el punto A se mueve el curso S, hasta llegar al punto B), la situación será como la mostrada a la derecha de la figura. Debido a la constancia de sustentación lograda a través del dispositivo interno de compensación estática,; en el punto B la reacción del soporte continuará siendo de 1000 Kg, o sea, tanto en la condición fría como en la caliente, la reacción del soporte equilibra la carga a ser sustentada, verificándose consecuentemente transmisión nula de cargas-peso al resto del sistema. TABLA DE CARGAS
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INTERPRETACIÓN DE LA TABLA DE CARGAS Modelos Tomaremos como base, la línea de fabricación de Dinatécnica. Son presentados dos modelos de SRC, DINA-H Y DINA-V, los que se caracterizan y diferencian por la posición de los cuerpos de los mismos en relación a la línea de sustentación.
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Grupos y Tamaños Los soportes son divididos en 05 grupos Y 63 tamaños diferentes, en función de la capacidad de sustentación y de movimentación de cada uno de ellos, como sigue: GRUPO I : TAMAÑOS 1 HASTA 19 GRUPO II : TAMAÑOS 10 HASTA 18 GRUPO III: TAMAÑOS 19 HASTA 34 GRUPO IV : TAMAÑOS 35 HASTA 49 GRUPO V : TAMAÑOS 50 HASTA 63 Curso de Trabajo Define la capacidad de movimentación vertical del soporte GRUPO I : HASTA 203 mm (8,0”) GRUPO II : HASTA 216 mm (8,5”) GRUPO III: HASTA 254 mm (10,0”) GRUPO IV : HASTA 368 mm (14,5”) GRUPO V : HASTA 419 mm (16,5”) Importante: los SRC Dinatécnica permítem además, movimientos angulares de hasta +/- 4º. Carga Establece la capacidad de sustentación de carga de cada uno de los tamaños. B medio Distancia entre el eje de sustentación de cargas y el centro del perno pivot principal. TIPOS DE SOPORTES DE RESORTE DE CARGA CONSTANTE Para cada uno de los modelos DINA-H y DINA-V, son fabricados diferentes tipos de soportes en función del modo de fijación de los mismos a las estructuras de campo. Vemos a seguir algunos de ellos:
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COMO SELECCIONAR Método de Selección La selección del soporte adecuado es realizada a través de la utilización de la tabla de cargas, pudiendo ser adoptada la siguiente metodología: 1. A partir del curso de trabajo requerido (SS), calculamos primeramente el curso de reserva (SR). Para que haya una selección con garantía de perfecto desempeño operativo del soporte, se recomienda un agregado de un curso de reserva SR) al requerido/proyectado (SS), siendo el mismo de 20% de SS (o como mínimo 15 mm). Obtenemos así el curso total SN; SN = SS +SR
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2. Con el valor del curso total SN, se entra en la tabla de cargas procurando en la línea de cursos, un valor igual o más próximo a SN. (Debe considerarse siempre el valor superior más próximo). 3. Posteriormente a la localización de este valor, se busca a lo largo de la columna correspondiente al mismo, el valor más próximo a la carga de operación (PN). 4. La columna vertical a la izquierda de “Tamaños”, indicará el tamaño del soporte seleccionado, definiendo también el grupo al cual pertenece. 5. Una vez seleccionado el tamaño adecuado a nuestra aplicación, debemos escoger finalmente el modelo y tipo, en función de la fijación estructural que más nos interese y del esquema de instalación apropiado a la configuración de nuestro sistema. (Cuidar para que la temperatura incidente en el soporte no ultrapase de 80ºC y que el movimiento angular resultante no exceda de 4°.) Aplicaremos a seguir el Método de Selección para un ejemplo numérico: Ejemplo Numérico: Carga de Operación (PN) : 1020 Kg. Curso de trabajo requerido (SS) : + 130 mm Primeramente calculamos la reserva de curso (SR) SR = 20% SS = 0,2 x 130 = 26mm Determinamos a seguir el curso total (SN) SN = SS + SR = 130 + 26 = 156 mm Entrando en la tabla de cargas, próximo superior a SN es 165 mm. Enseguida localizamos el tamaño procurando a lo largo de la columna correspondiente al curso de 165 mm, el valor más próximo a la carga a ser soportada (PN = 1020 Kg.). Así encontramos el valor de 1014 Kg que corresponde, leyendo en la columna vertical de tamaños, al tamaño 36. (El ajuste de 1014 Kg para 1020 Kg es realizado por el fabricante en su fabrica, antes del despacho.) Observación: Para ajustes de carga en campo, vea “Instrucciones de Instalación”. Por ultimo, escogemos el modelo y tipo de nuestra conveniencia. COMO ESPECIFICAR Para poder especificar correctamente un soporte de resorte de carga constante, deben ser conocidos/informados los siguientes datos de proyecto: * Magnitud de la carga de operación (PN) * Magnitud del movimiento vertical de la línea en el punto de sustentación. (Curso de trabajo) (SS) * Sentido del curso de trabajo (para arriba; para abajo) (+/↑ ; -/↓). * Magnitud del movimiento horizontal de la línea en el punto de sustentación (X).(Este valor nos servirá para determinar cual el valor del ángulo resultante en el soporte, el que nunca podrá ultrapasar de 4°). * Modelo (Horizontal o Vertical) * Tipo de Fijación o Tipo de soporte.
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Observación: En un sistema de tubería de configuración simple, la obtención de PN, SS y X puede ser de relativa facilidad. Ya para sistemas más complejos, generalmente de configuración espacial, la determinación de esos valores así como la de los puntos más adecuados para la localización de los soportes, exige la ejecución de un estudio de flexibilidad completo. ESCALAS/IDENTIFICACIÓN Los soportes de resorte de carga constante son provistos con escala de curso, sobre la cual el perno indicador orienta las posiciones de instalación y de operación, siendo cada división de la escala correspondiente a 0,1 del curso total que el soporte admite. Así tales posiciones son obtenidas simplemente centralizando el curso total resultante (SN) de tal forma que el valor 0,5 SN coincida con el punto M, lo que hará con que el movimiento ocurra equidistantemente a ese punto.
La indicación de las posiciones de instalación y de operación viene dada por la aplicación de rombos adhesivos blancos y rojos respectivamente, localizados sobre la escala, en los puntos característicos a esos valores.
Los soportes son provistos con una placa conteniendo los valores específicos de carga/curso, así como todos los datos relativos a la adecuada identificación del soporte.
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TRABAS DE CURSO Los soportes de resorte de carga constante son normalmente provistos trabados en la posición de instalación por medio de trabas de curso, especialmente proyectadas para impedir el movimiento en condiciones temporarias de sub o sobrecarga, tales como las que pueden existir durante el montaje, prueba hidrostática, limpieza de la tubería, etc.. Las trabas son normalmente pintadas de color diferente al color del soporte debiendo ser removidas antes del sistema entrar en operación, pero no antes del soporte estar instalado y totalmente cargado.
El soporte de carga constante lleva una escala de curso sobre la cual el perno indicador orienta la posición de instalación (rombo blanco) y la posición de operación (rombo rojo); siendo cada división de la escala correspondiente a 0,1 del movimiento total que el soporte admite. El soporte debe operar con el perno indicador localizado entre las posiciones H y L de la escala de curso. Si el indicador permanecer apoyado sobre el extremo superior del rasgo, el soporte no estará sustentando carga. En este caso el soporte perderá su objetivo aplicativo, verificándose que el tirante del conjunto permanece flojo (sin tensión de carga). Ya si el perno indicador se encuentra apoyado sobre el extremo inferior del rasgo, el soporte se comportará rígidamente, restringiendo los movimientos del sistema. En esta situación, el soporte está totalmente sobrecargado, pudiendo ser seriamente damnificado. Importante: En caso de dudas, no deben ser tomadas decisiones unilaterales. El departamento técnico del fabricante posee amplia experiencia y podrá darles cualquier tipo de explicación o aclaración técnica que sean necesarios.
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ESQUEMAS DE MONTAJE Una vez seleccionados modelo, tamaño y tipo de soporte de resorte adecuado a nuestra aplicación, debemos escoger finalmente el esquema de montaje apropiado a la configuración del sistema, lo que es conseguido mediante la utilización de una amplia gama de accesorios disponibles en el mercado, los que criteriosamente combinados, irán a satisfacer el esquema requerido. Mostramos a seguir, a titulo de ejemplo, una serie de esquemas típicos de montaje. Otras configuraciones podrán ser ejecutadas a criterio y necesidad del usuario.
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10. RESOLUCIÓN DE DIVERSOS CASOS EJEMPLOS MEDIANTE LA UTILIZACIÓN DE SOFTWARE DE FLEXIBILIDAD
En este Capítulo, resolveremos estáticamente un caso aplicativo común, a través de la utilización do Software AutoPipe 5.03 Plus. Para mejor comprensión del tema, estamos presentando 4 análisis para el mismo caso aplicativo. ANÁLISIS Nº CURFP1 - SITUACIÓN “AS BUILT” ANÁLISIS Nº CURFP2 – RESOLUCIÓN CON LIRA (LAZO, LOOP, ETC.) ANÁLISIS Nº CURFP3 - RESOLUCIÓN CON LIRA Y SOPORTE DE RESORTE ANÁLISIS Nº CURFP4-RESOLUCIÓN CON JUNTA DE EXPANSIÓN Y SOPORTE DE RESORTE Cada caso de análisis y las alternativas propuestas para su solución estática, serán exhaustivamente evaluadas y justificadas en el Curso. La configuración básica es presentada para su solución estática, y es la que consta en el plano del análisis Nº CURFP1, cuyos datos son los siguientes: • Tubería DN 8” - SCH. 40 • Material de a tubería: Acero carbono ASTM A-106 Gr. B • Aislamiento térmico: Silicato de Calcio # 3” • Fluido: Vapor Sobrecalentado • Presión: 21,0 Kgf/cm2 ( 300 PSI) • Temperatura: 300 ºC (572 ºF) • Margen de corrosión : 1,5 mm (0.06”) • SC = 20000 PSI - SH = 17300 PSI ( del Código ASME/ANSI) • Peso de la válvula : 450 Kg (aprox.1000 Lbs) El fabricante del equipo informa que los esfuerzos máximos en la boquilla del mismo son: Fx = 500 lbs Mx = 2000 lbs.pie
Fy = 700 lbs My = 2000 lbs.pie
Fz = 500 lbs Mz = 2000 lbs.pié
Pasemos entonces a los análisis correspondientes, los que serán explicados en la proyección, y con la complementación del software. En las páginas siguientes mostramos los 4 croquis correspondientes a todas las situaciones
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REFERENCIAS BIBLIOGRÁFICAS
• Tubulações Industriais - Autor : Eng. Pedro C. Silva Telles • Curso de Análise Estática de Tubulações - Universidade do Estado de Rio de Janeiro Autor: Eng. José Luiz de França Filho.
• Curso de Termodinâmica Aplicada – Autor : L. Facorro, Ruiz • Fluidos Térmicos – Autor : Eng. Raul Peragallo Torreira • Design of Piping Systems - Autor: The M.W. Kellogg Company • Pipe Hanger Design and Engineering - Autor: ITT Grinnell • American National Standard Code for Pressure Piping - ANSI B.31 • Manufacturers Standardization Society of the Valve and Fittings Industry - MSS • Catálogo de Suportes de Mola
- Dinatécnica Ind. e Com. Ltda
• Juntas de Expansão e Suportes de Mola para Sistemas de Tubulação Autor: Eng. Hugo Osvaldo Scanavino
• Inspeção e Manutenção de Juntas de Expansão e Suportes de Mola Autor: Eng. Hugo Osvaldo Scanavino
