Curso Básico Diseño de Recipientes a Presión

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DiseñodeRecipientes a Presión ASME Sección VIII División 1

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ASME SECCIÓN VIII DIVISIÓN I

Diseño de Recipientes a Presión

Pedro Baldó Díaz TeraCursos™ Documento en su totalidad Registrado en el Ministerio de Fomento Depósito Legal if 95-6678 Apartado Postal de Chacao, # 61079, Caracas 1060-A, Venezuela e-mail: pbaldo@cantv.net Teléfono 0416 8165639 Todos los Derechos Reservados Caracas, Febrero 2004

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Pedro Luis Baldó Díaz Ingeniero mecánico en ejercicio, ha sido consultor independiente desde 1994. El Sr. Baldó tiene un MSc. de Imperial College de Ciencias, Tecnología y Medicina, en Londres, Reino Unido. Ha publicado una variedad de investigaciones, incluyendo una sobre su tesis de grado en los Efectos de Curvatura sobre la Ley de La Pared (1993), y sobre Máquinas Stirling para la Conferencia IECEC (1989). Se le ha galardonado con la Copa ASME Jefferson (1992) por sus servicios como corresponsal a la Sociedad.

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CAPÍTULO 3

Contenido

Diseño de Recipientes Horizontales

CAPÍTULO 1 Diseño de Recipientes a Presión

4

1.1

Introducción

4

1.2

Tipos de Recipientes a Presión

6

1.3

Jurisdicción del Código

1.4

Historia del Código ASME Boiler and Pressure Vessel Code.

10

Diseño Detallado de Recipientes Horizontales

64

3.2

Cargas a Considerar:

65

3.3

Posición de Las Sillas

65

3.4

Máximo Esfuerzo Flexor Longitudinal en el Cuerpo

65

3.5

Esfuerzos de Corte Máximos en el Plano de Las Sillas (Reforzamientos)

69

3.6

Esfuerzo Circunferencial en La Punta de La Silla

73

3.7

Esfuerzos Adicionales en Los Cabezales Usados Como Rigidizadores

76

3.8

Compresión del Anillo en el Cuerpo Sobre La Silla.

77

3.9

Diseño de Anillos Atiesadores

80

10 1.5

Condiciones de Diseño Según el Código ASME 14 1.5.1 Presión de Diseño 14 1.5.2 Máxima Presión de Trabajo Permisible (MAWP) 15 1.5.3 Temperatura de Diseño 15 1.5.4 Cargas de Diseño 16 1.5.5 Diseño por Presión Interna y Espesor del Recipiente 17 22

64

3.1

3.10 Diseño de las Sillas

82

3.11 Cálculo de Esfuerzos combinados

86

1.6

Diseño de Cabezales

1.7

Diseño por Presión Externa

24

CAPÍTULO 4

1.8

Presión Externa Para Los Cabezales

28

Diseño de Tanques para Almacenamiento de Crudos 88

1.9

Uso de Anillos Rigidizadores para Cuerpos Cilíndricos Bajo

4.1

Introducción

88

Presión Externa.

29

4.2

1.10 Espesor Para Corrosión

30

Diseño del Cuerpo - Espesores de Pared 4.2.1 Espesor Mínimo de Diseño de la Pared, td

90 91

4.3

Diseño de la Viga de Arriba lntermedia de Ala Ancha para Viento (Top and Intermediate Wind Girders).

92

4.4

Tipos de Anillos Montantes de Refuerzo (Atiesadores) 4.4.1 Diseño del Anillo Atiesador Superior 4.4.2 Anillos Rigidizadores Intermedios

92 92 93

4.5

Cálculo del Momento de Volcamiento Debido a Fuerzas Sísmicas

93

4.6

Cálculo de Viento Para Tanques de Almacenamiento

94

4.7

Diseño de la Estructura Interna de Soporte, (de ser

1.11 Eficiencia de Juntas

30

1.12 Cargas Vivas y Cargas Muertas

31

1.13 Cargas de Viento

31

1.14 Esfuerzos Permisibles

32

1.15 Pruebas Hidrostáticas.

33

CAPÍTULO 2 Diseño de Recipientes Verticales

34

2.1

Diseño Detallado de Recipientes Verticales

34

requerida)

95

2.2

Diámetros Desiguales en Columnas de Proceso

37

4.8

Diseño de Techos Auto-Soportados

95

2.3

Diseño del Faldón

37

4.9

Cálculo del Angular de Coronación.

96

2.4

Diseño de la Placa Base del Faldón

40

4.10 Techos Soportados Por Columnas o Estructuras Internas97

2.5

Diseño de Torres Altas Bajo Cargas Por Viento

44

4.11 Carga Total Sobre El Peso del Techo

98

2.6

Diseño del Recipiente Contra Vibraciones

48

4.12 Análisis de Viento y Sismo

98

2.7

Medidas Correctivas Para Evitar Vibración en Columnas 49

2.8

Diseño de Recipientes Verticales Expuestos a Cargas Sísmicas 51 2.8.1 Diseño Sísmico de Un Recipiente Corto Cilíndrico y Rígido.

52 2.8.2 Diseño Sísmico de un Recipiente Alto de Bajo Espesor de Pared y Flexible.

53

2.9

Diseño de Pernos de Anclaje para Torres Verticales

99 100 100 101 101

4.14 Tanques Verticales

101

4.15 Tanques Horizontales

105

55

2.10 Diseño de Bridas y Conexiones de Tubería

58

2.11 Refuerzos de Boquillas

59

APÉNDICES

2.12 Procedimiento Para Calcular el Área de Refuerzo de Una Boquilla

4.13 Construcción 4.13.1 Soldaduras.

4.13.2 Precauciones 4.13.3 Tipos de ranuras 4.13.4 Separaciones

60

iii

Apéndice I

112

Apéndice II

114

Apéndice III

116

Apéndice IV

118

Apéndice V

119

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Capítulo

1

Diseño de Recipientes a Presión 1.1

Introducción

Un recipiente a presión no es más que un empaque hermético, de variada forma, tamaño y diseño. Diseñar recipientes a presión es una labor que compete al ingeniero químico y/o mecánico, siendo en realidad este último el responsable de las fallas por cargas, presiones o selección errónea del material de fabricación.

Este curso esta estructurado en dos partes: a) la primera, que permite al ingeniero de sistemas concebir la necesidad de seleccionar un equipo dinámico tal como un recipiente a presión en su esquema de procesos, calcular la capacidad que este debe de tener, la presión y temperatura a las cuales debe operar, calcular el tiempo de retención, numero y diámetro de boquillas, las dimensiones más adecuadas del recipiente y seleccionar el tamaño comercial mas apropiado, si es que existe; b) la segunda es el diseño meticuloso del recipiente en sí: material, espesor de paredes y cascos, esfuerzos a los cuales estará sometido en normal funcionamiento, el cálculo de esfuerzos bajo sismo o viento, que forma debe tener, si debe ser horizontal o vertical, de dos o más diámetros diferentes, si debe tener refuerzos en las boquillas, qué tipo de soportes debe poseer según códigos, y hasta si es meritorio su estampado o no.

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La misión de los recipientes a presión es proporcionar capacidades para:

Desarrollo de operaciones físicas y químicas tales como: 1. La separación de mezclas liquido-gas, liquido-vapor 2. Reacciones químicas

Facilitar la regulación y operación estable

Intercambio de calor

Almacenamiento

Protección contra escapes de materias tóxicas o radioactivas

Protección contra explosiones

El diseño de un recipiente a presión está dirigido a determinar: a) El razonamiento que establece el tipo de falla más probable, b) El método de análisis de esfuerzo empleado y la correcta interpretación de los resultados, c) La selección más apropiada del material de fabricación y su comportamiento ambiental.

El ingeniero de diseño debe de determinar condiciones, valores de las cargas a las cuales estará expuesto el recipiente, y verificar según su experiencia, el calculo y códigos de diseño los parámetros que lo llevan a concebir el recipiente de cierta forma.

Las cargas principales en el diseño de un recipiente a presión son:

Presión de diseño (internas, externas), cargas muertas

Cargas por viento

Cargas por sismo

Cargas de Temperatura

Cargas de Tuberías

Cargas de Impacto o Cíclicas.

Cualquier cantidad de combinaciones de las cargas arriba son posibles, el diseñador debe seleccionar la combinación más probable de estas cargas para un diseño económico y seguro.

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Los recipientes que manejan fluidos para realizar las funciones anteriormente mencionadas son los normalmente denominados recipientes a presión (interna o externa) y su característica esencial es que debe ser estanco en su funcionamiento.

Los recipientes para manejo de sólidos (silos) no son considerados recipientes a presión. El diseño de silos se efectúa normalmente por cálculos estructurales.

Los recipientes a presión proporcionan capacidades, es decir, volúmenes para una serie de fines de proceso: separar o mezclar sustancias, estabilizar o facilitar el control del proceso, intercambio térmico, realizar reacciones químicas, almacenamiento, etc. Para procesos que manejan fluidos, la forma constructiva más practica es la cilíndrica y su diseño geométrico consiste en la determinación de los volúmenes y las secciones requeridas por el proceso, ajustándolas a las proporciones (longitud-diámetro) adecuadas, mediante criterios económicos y condicionamientos de construcción, transporte, montaje, etc.

En general, los volúmenes y secciones vienen fijados por las reacciones químicas (reactores) o las separaciones por difusión (destilación, absorción, extracción, secado, etc.) aunque están también relacionadas con la instrumentación y sus características. En resumen, la ingeniería química permite establecer las dimensiones básicas del recipiente.

Una vez establecidas por parte del proceso las dimensiones generales y requerimientos de internos (en caso de que se requiera) el grupo de diseño mecánico será el responsable de calcular los espesores mínimos para soportar las diversas condiciones de diseño, tales como: presión (interna y externa), temperatura, materiales, cargas por sismo, viento, cargas excéntricas, si requiere soportes adicionales o refuerzos, a que distancia de espaciamiento deben de estar colocadas las sillas (de ser horizontal) o cuantas patas debe tener el recipiente (de ser vertical) así como si debe o no llevar faldón, si deben de ser anclados o no, etc.

1.2

Tipos de Recipientes a Presión

Los arreglos más comunes de acuerdo con los requerimientos del proceso son:

Recipientes verticales y

Recipientes horizontales

Los recipientes verticales de gran altura son los comúnmente utilizados para efectuar las separaciones difusivas mediante cambios de fases, liquido-vapor, los cuales internamente 6

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contienen bandejas y rellenos. Este tipo de equipo se conoce con el nombre de torres o columnas de destilación.

En los recipientes verticales de menor altura su aplicación más común es la de: depósitos, separadores de gas (knock-out drum), vaporizadores (flash-drum), acumuladores de seguridad (blowdown drum) y secadores.

Los recipientes horizontales son los mas utilizados en procesos, tales como: acumuladores, (reflux drums), decantadores, separadores de vapor (intercambiadores de calor tipo kettle).

Normas Aplicables por Tipo de Recipiente Las normas que más comúnmente son utilizadas para seleccionar materiales para recipientes a presión según:

ASME Sección II Materiales

Para materiales ferrosos y no ferrosos

part. C. Welding Rods, Electrodes and Filler Metals

Para soldaduras y otros insumos corrosivos

SPI Handbook of Technology & Engineering

FRP y RFPV composites- fibra de vidrio

Specification for Fiberglass Reinforced Plastic Tanks API 12P, 1986

Para el correcto dimensionamiento, acabado, fabricación e inspección de FWPV.(Filament Wound)

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Para recipientes verticales:

ASME Sección VIII División 1

Espesor de paredes, cabezales boquillas, refuerzos

UBC (Uniform Building Code)

Diseño Sísmico

ANSI 58.1 (versión mas reciente)

Diseño de Viento (este cálculo no se estila)

Bednar, H.H. Pressure Vessel Design Handbook

Faldones, Pernos de Anclaje, etc.

Moss, Dennis R. Pressure Vessel Design Manual

Diseño de Transiciones Cónicas. Intersecciones, etc.

Para recipientes horizontales:

ASME Sección VIII División 1

Espesor de paredes, cabezales boquillas, refuerzos

UBC (Uniform Building Code)

Diseño Sísmico

ANSI 58.1 (versión más reciente)

Diseño de Viento (este cálculo no se estila)

Bednar, H.H. Pressure Vessel Design Handbook

Faldones, Pernos de Anclaje, etc.

Moss, Dennis R. Pressure Vessel Design Manual

Diseño de Transiciones Cónicas. Intersecciones, etc.

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Para tanques de almacenamiento:

API 650

Espesor de paredes, tipo de techo, columna soporte.

API-650 Apéndice "E"

Diseño Sísmico

ANSI 58.1 (versión mas reciente)

Diseño de Viento

API 650

Anclajes, Asentamiento del Terreno, Taludes, Pendientes, Drenajes, Fondos de Tanque, Rompe Vórtices, Bocas de Visita, Angular de Coronaci6n.

Para esferas:

ASME Sección VIII División 1

Espesor de paredes, cabezales boquillas, refuerzos

UBC (Uniform Building Code)

Diseño Sísmico

ANSI 58.1 (versión mas reciente)

Diseño de Viento (este cálculo no se estila)

Bednar, H.H. Pressure Vessel Design Handbook

Estructura de Soporte, Pernos de Anclaje, etc.

Moss, Dennis R. Pressure Vessel Design Manual

Diseño de Transiciones Cónicas. Intersecciones, etc.

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Tera 1.3

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Jurisdicción del Código

La mayoría de los códigos de diseño para recipientes a presión cubren un mínimo de requerimientos para el diseño, fabricación, inspección y pruebas de estos equipos. De hecho, el código ASME VIII División 1 estipula que el usuario establece los requerimientos de diseño para estos equipos tomando en consideración los factores asociados con su operación normal y todas aquellas consideraciones de arranque y parada de los mismos. El diseño de recipientes para refinerías y petroquímicas normalmente envuelve un numero de factores que va más allá de los requerimientos del código, tales como la vibración, los ciclos térmicos, corrosión y erosión. Estos factores han sido establecidos a través del reconocimiento de los posibles tipos de fallas o por la experiencia en operación.

El código tiene secciones muy bien definidas para el diseño de intercambiadores de calor.

Sin embargo, el código ASME BPVC no incluye todos los aspectos del diseño y construcción de estos elaborados equipos de proceso y solamente lista un número bastante limitado de sugerencias no obligatorias como prácticas de diseño. En el API-660 y en los estándares del TEMA se proveen detalles para el diseño y requerimientos de construcción. Nosotros, no obstante, por la complejidad de los internos, y los distintos tipos de intercambiadores existentes, preferimos dejar el tema para un curso que trate exclusivamente sobre estos.

La jurisdicción del código sobre un recipiente a presión termina en:

La primera junta circunferencial de una conexión soldada

La cara de la primera brida de una conexión bridada

La primera junta roscada de una conexión roscada.

El Código no contiene reglas que cubren todos los detalles de diseño y fabricaci6n. Si existen detalles no cubiertos por el código, estos detalles serán responsabilidad del diseñador o del fabricante y la aprobaci6n estará sujeta al ente de inspección autorizado.

1.4

Historia del Código ASME Boiler and Pressure Vessel Code.

El código ASME Sección VIII División 1 es parte de un código con XI (once) secciones, elaboradas con objetivos diferentes, pero dentro del mismo alcance de recipientes a presión en la industria.

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El origen del código se remonta a 1914, cuando la primera edición de este apareció. Esta cubría las reglas para el diseño, construcción, selección de materiales, inspección y prueba de calderas de vapor. Se originó debido a que, a fines del siglo pasado, ocurrían muchos accidentes con las calderas de los barcos a vapor en EE.UU., casi a un promedio de un accidente por día1. Estos accidentes no sólo eran desastrosos para el comercio interno americano y su desarrollo económico y social, sino que también cobraban un gran número de vidas. Esta situación se prolongó hasta los años 1920, por pobre diseño y fabricación, y una falta absoluta de reglas y especificaciones. Tal vez el avance más importante en el desarrollo de métodos de construcción fue la introducción de soldaduras, y su uso extensivo cómo sustituto de los remaches que se venían usando.

A través de los años, el Código de Calderas (Boiler Code), fue dividido en secciones para calderas calentadoras, rehervidores, evaporadores, calderas para plantas eléctricas y termonucleares, recipientes a presión no-calentados, etc. De esta forma los generadores de vapor para plantas y las calderas se encontraron a la par en el desarrollo de un nuevo código para recipientes a presi6n, culminando con el código Unfired Pressure Vessels en 1924.

Por muchos años, los recipientes a presión habían sido como niños huérfanos en la industria, en cuanto a códigos y estándares se refiere, había habido muy poca colaboración y esfuerzo coordinado de parte de diseñadotes y fabricantes de estos para resolver la situación. En parte, esto era porque muchos fabricantes eran pequeños, y las plantas estaban esparcidas a través de todo el territorio americano donde hubiese necesidad por tales recipientes. Una competencia encarnizada existía entre los fabricantes de recipientes a presión, no sólo por la proliferación del número de talleres en ese momento, pero también por los avances de la tecnología de aquella época, salida de la revolución industrial de las grandes potencias mundiales. Muchas de las plantas tradicionales, altamente capitalizadas del negocio, habían sido duramente afectadas.

Algunas de ellas habían partido hacia nuevas áreas de especialización con éxito, otras se dedicaron a producir piezas de difícil manufactura, que cuando se encontraban en demanda, producían una buena ganancia. Cuando la demanda cedía, estos talleres se dedicaban a la fabricación general de recipientes.

Muchos de los problemas y mal interpretaciones que persistieron hasta bien entrado este siglo con recipientes a presión, fueron resueltos en mítines y discusiones abiertas del Subcomité de ASME de Unfired Pressure Vessels; una conferencia que tomó lugar con

1

En 1859-60, 227 barcos de vapor, o "steamers" se perdieron como resultado de estas explosiones 11

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representantes de otras asociaciones y audiencias en publico, culminando en la publicación del Boiler, Piping and Pressure Vessel Code.

El objetivo de las reglas del código ASME BPVC (ASME Sección VIII, División 1) y sus estándares, aparte de fijar los valores dimensionales, es el de alcanzar un mínimo de requerimientos, para una construcción segura. El código provee según la definición de materiales, aspectos de diseño, fabricación, inspección y pruebas esas garantías, y su omisión puede incrementar considerablemente los riesgos durante la operación. La experiencia con el uso del código ha demostrado que la probabilidad de fallas desastrosas pueden ser reducidas a niveles bajos, necesarios para proteger la vida y la propiedad mediante un mínimo de exigencias y factores de seguridad. Obviamente resulta imposible que con reglas generales como las que se establecen en el código se anticipen situaciones que no sean las de un servicio convencional, ya que no se consideran aspectos relacionados con las condiciones de operación y medio ambiente. Tal cómo se estableció anteriormente, la precaución para estas condiciones son responsabilidad del diseñador guiado por las necesidades y especificaciones del usuario.

Este documento sigue siendo vital en el diseño, fabricación, inspección y prueba de recipientes a presión, y es mandatario su uso en muchas regiones de EE.UU. como también en otras partes del mundo. El cumplimiento de sus requisitos son fundamentales para poder calificar para la póliza de seguro de un recipiente. El código se actualiza cada 3 años en promedio, con las últimas revisiones siendo las de 1992, 1995, 1998, 2001. Y ahora en Julio, la de 2004.

Las sub-secciones del ASME Boiler and Pressure Vessel Code son:

Sección I

Calderas de Potencia (Power Boilers)

Sección II

Especificación de Materiales (Material Specifications)

Sección III

Componentes de Plantas de Potencia Nucleares (Nuclear Power Plant Components)

Sección IV

Calderas Calentadoras (Heating Boilers )

Sección V

Exámenes no destructivos (Non-Destructive Examination)

Sección VI

Reglas recomendadas para Cuidado y Operación de Calderas Calentadoras (Recommended Rules For Care and Operation of Heating Boilers)

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Sección VII

Reglas Recomendadas para Cuidado de Calderas de Potencia (Recommended Rules For Care of Power Boilers)

Sección VIII

Recipientes a Presión (Pressure Vessels)

Sección IX

Calificaciones de Soldadura (Welding Qualifications)

Sección X

Recipientes Reforzados Plásticos de Fibra de Vidrio (Fiberglass Reinforced Plastic Pressure Vessels)

Sección XI

Reglas para Inspección en Servicio de Sistemas de Refrigeración de plantas Nucleares (Rules For In service Inspection of Nuclear Reactor Coolant Systems)

La Sección VIII, División I del Código ASME esta dividida en tres (3) sub-secciones: Subsección A: Cubre la parte UG2 que considera las exigencias generales, aplicables

a todos los tipos de recipientes, Subsección B: Cubre requerimientos que aplican a los diferentes métodos utilizados

en fabricación, y consiste en las partes UW, UR, UF y UB, relacionados con soldaduras, remaches y forjas.

Subsección C: Cubre requerimientos específicos aplicables a las diferentes clases de

materiales usados para la construcción de recipientes a presión y consiste en las partes UB,UCS, UNF, UHA, UCI, UCL, UCD, ULT y UHT. Las reglas de la División I han sido formuladas sobre la base de principios de diseño y prácticas de construcción aplicables a recipientes a presión diseñados para presiones que no excedan de 3,000 psi. Para presiones mayores de 3,000 psi, las desviaciones y adiciones a estas reglas son necesarias a fin de satisfacer los requerimientos de diseño y fabricación de tan altas presiones. Solo en el caso de que los principios de diseño y prácticas de construcción adicionales hayan sido aplicados y el recipiente cumpla con los requisitos del código, entonces este podrá ser estampado con el símbolo del código.

2

Para ver las definiciones y aplicaciones de las secciones del código ver Figura en Apéndice I.1 13

Tera 1.5

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Condiciones de Diseño Según el Código ASME

El punto de arranque en el diseño mecánico de cualquier recipiente a presión es la determinación de la presión y la temperatura de diseño.

Estos dos parámetros deben ser especificados de manera conjunta debido a que el uno sin el otro no tienen sentido. Por ejemplo, un diseñador mecánico no puede diseñar un recipiente solamente considerando la presión de diseño si no conoce la temperatura a la cual estará sometido el recipiente a esa presión.

Para cumplir con los requerimientos de la Sección VIII, División I del Código ASME, todos los recipientes serán diseñados para las condiciones más severas de presión y temperatura que se produzcan durante su servicio normal.

1.5.1 Presión de Diseño La presión de diseño es la máxima presión interna en psi, usada como base para determinar el mínimo espesor de pared de un recipiente o parte de un equipo.

Pdiseño = Máxima (Pinterna) En el caso de que se produzcan condiciones de vacío parcial o total, la presión de diseño usada para determinar el mínimo espesor de pared del metal será la máxima diferencia en la presión (aplicada externamente) entre la atmosférica y la interior del recipiente. Cuando exista presión externa e interna actuando conjuntamente se tomara como presión de diseño la más severa de las dos.

Pdiseño = Máxima (P

externa

- Pinterna)

Vacío es cuando Pinterna < Patmosférica (15 psi) A menos que se especifique lo contrario, la presión de diseño se tomara con respecto a la presión en la parte más alta del recipiente. La presión de diseño esta basada normalmente en la máxima presión de operación más la diferencia entre la máxima presión de operación y la presión de ajuste de la válvula de alivio. La máxima presión de operación deberá fijarse considerando las variaciones de presión asociadas a los cambios en la presión de vapor, carga estática debido al nivel del contenido, caídas de presión en el sistema, presión de disparo de bombas o compresores y temperatura ambiente.

Pdiseño = PMáx operación +

∆ de Seguridad Válvula de Alivio 14

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También deberá fijarse un margen apropiado entre la máxima presión de operación y el ajuste de la válvula de seguridad (normalmente igual a la presión de diseño), de tal manera que se pueda evitar la abertura frecuente de la válvula.

Para recipientes verticales, la presión de diseño además de estar establecida con respecto a la presión en el punto mas alto del recipiente, deberá adicionársele la presión estática y la caída de presión a través del sistema para poder calcular el espesor de la pared en las secciones mas bajas del recipiente.

Durante la etapa de diseño del recipiente, el diseñador debe determinar el mínimo espesor de pared requerido para cada sección del mismo, tanto para el caso del diseño, como para el caso de prueba hidrostática. El mínimo espesor de pared deberá ser calculado para las condiciones más severas.

1.5.2 Máxima Presión de Trabajo Permisible (MAWP) La máxima presión de trabajo permisible (MAWP) es la máxima presión manométrica permisible en tuberías o recipientes y está especificada en la parte más alta del recipiente en su posición de operación, a la temperatura designada coincidente con esta presión.

Esta presión se basa en cálculos para cada uno de los elementos del recipiente o tubería, utilizando el espesor actual excluyendo el espesor por corrosión y el espesor requerido para soportar otras cargas que no sean la presión. En algunos casos la MAWP coincide con la presión de diseño, pero normalmente es mayor.

La MAWP no se usa durante el diseño de nuevos equipos debido a que el espesor final solo se conoce al final del diseño. El uso más frecuente de la MAWP es en el caso del cálculo de componentes de recipientes, como por ejemplo calculo de refuerzos de conexiones, re-evaluación de la presión de operación permitida y reajuste de la válvula de alivio de presión.

1.5.3 Temperatura de Diseño La temperatura de diseño de un recipiente es la temperatura del fluido bajo condiciones de operación normal, mas unas variaciones permitidas que pueden experimentarse durante la operación del equipo. La temperatura de diseño debe ser fijada tanto para la más baja, como para la más alta temperatura que se anticipen para el equipo.

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Cuando las temperaturas del metal durante la operación puedan ser estimadas para las diferentes zonas de un recipiente, el diseño de las diferentes zonas podría basarse en estas temperaturas estimadas. Cuando se esperen cambios cíclicos durante la operación normal con muy pocas fluctuaciones de la presión, el diseño estará gobernado por la más baja o la más alta de las temperaturas probables del contenido que este en contacto con el metal de la pared del recipiente y la presión correspondiente.

Los métodos sugeridos para determinar las temperaturas de trabajo en las paredes de recipientes en servicio están detallados en el Apéndice C de la Sección VIII, División I del Código ASME BPVC.

1.5.4 Cargas de Diseño Todas las cargas de diseño especificadas en el párrafo UG-22 de la Sección VIII, División I del código ASME deben ser consideradas en el cálculo del espesor mínimo de pared del cuerpo del recipiente en consideración. Sin embargo, debido a que muchas de esas cargas dependen de un estudio detallado, no serán discutidas aquí.

Las cargas que caen dentro de esta categoría son las de impacto, cargas súperimpuestas, tales cómo las producidas por otros equipos, aislamiento externo, recubrimientos internos, tuberías, soportes para cargas estructurales y gradientes de temperatura.

El material presentado aquí, como cargas de diseño, es aplicable al diseño de todo tipo de recipiente a presión.

Las cargas que se describen más adelante deberán ser consideradas durante el diseño de un recipiente.

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1.5.5 Diseño por Presión Interna y Espesor del Recipiente Si un aro circular es sometido a fuerzas radiales distribuidas uniformemente, este desarrolla fuerzas circunferenciales, las cuales actúan en dirección tangencial y se distribuyen a través del espesor del anillo.

Figura 1. 1

Un recipiente esférico con una presión interna p, radio medio r, espesor de pared t

Figura 1. 2

Imagínese el recipiente cortado en dos a través del cualquier diámetro. La resultante de todas las fuerzas de presión actuando en el interior de cada mitad debe ser igual a la suma de todos los esfuerzos que actuaría sobre la superficie cortada, cuya área es 2π r t.

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Figura 1. 3

La resultante de todas las fuerzas de presión actuando sobre la superficie curvada interna de un hemisferio deberá ser igual a la misma presión actuando sobre un disco 2 plano del mismo diámetro, el cual debe ser π r p.

Entonces el esfuerzo s =

Figura 1. 4

c arg a π r 2 p r p = = área 2π r t 2 t

El esfuerzo longitudinal s1, en la carcasa de un recipiente a presión cilíndrico es el mismo que el equivalente de un recipiente esférico equivalente

s=

rp 2t

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Figura 1. 5

Esfuerzo circunferencial en un cilindro, s2

A partir del diagrama de cuerpo libre que se muestra en la Figura 1.5, puede obtenerse la magnitud de la fuerza F. Si Z es igual a la fuerza por unidad de longitud de la circunferencia y r es igual al radio del anillo, la fuerza actuantes sobre un elemento del anillo es Zrd θ . Ya que el cuerpo está en equilibrio, la suma de las fuerzas verticales debe de ser igual a cero. Igualando se obtiene: π /2

2∑ Pr sin θ ∆θ − 2 F = 0 o F = Pr

Ec. 1.1

0

El esfuerzo unitario circunferencial se obtiene dividiendo la fuerza por el área de la sección transversal del anillo:

σ c = s2 =

Pr A

Ec. 1.2

Si el anillo es un cilindro de longitud unitaria, entonces Z = P, A = t, y el esfuerzo circunferencial será:

σc =

Pr Pd = t 2t

Ec. 1.3

El esfuerzo longitudinal se obtiene igualando la fuerza total ejercida contra los extremos del cilindro alas fuerzas longitudinales que actúan sobre la sección transversal del cilindro.

19

Tera s2 =

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rp t

Ec. 1.4

Figura 1. 6

Esfuerzo en la pared de un recipiente a presión cilíndrico

Presión x Área = Fuerza

Ec. 1.5

Pπ r 2 = F

Ec. 1.6

F F = A π dt

Ec. 1.7

Pπ r 2 Pr Pd = = π 2rt 2t 4t

Ec. 1.8

σ l = s1 = σl =

Nótese que si la presión es la condición de carga que limita el diseño de la sección cilíndrica, el esfuerzo circunferencial será el que gobierne, ya que,

σ c = 2σ l

Ec. 1.9

Mediante un razonamiento análogo, se puede demostrar que los esfuerzos longitudinales y circunferenciales, en el caso de una esfera, son iguales, al esfuerzo longitudinal de un cilindro con el mismo espesor y diámetro,

σc = σl =

Pr Pd = 2t 4t

Ec. 1.10

Las ecuaciones anteriores para esfuerzos longitudinales y circunferenciales se asumen con una distribución uniforme a través de la pared del recipiente, y como 20

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tal son altamente idealizadas. Un esfuerzo distribuido uniformemente es estrictamente aplicable en casos de paredes muy delgadas. En el diseño de recipientes a presión la distribución no uniforme de los esfuerzos es tomada en consideración, introduciendo algunas modificaciones en las ecuaciones anteriores.

Las ecuaciones en el código ASME, UG-27, para esfuerzos de membrana en recipientes han sido modificadas para asegurar un comportamiento no ideal de la distribución de esfuerzos.

ESFUERZO Y ESPESOR DE PARED SEGÚN CÓDIGO ASME Para Cuerpos Cilíndricos Para el esfuerzo circunferencial tenemos:

σc =

P R 0.6 P + tE E

Ec. 1.11

donde, P = Presión Interna, psig.

R = Radio Interno del Recipiente, in. t = Espesor del Recipiente, in.

E = Eficiencia de la junta, Re- arreglando, tenemos que, (párrafo UG-27)

t=

PR S E − 0.6 P

Ec. 1.12

P=

SEt R + 0.6 t

Ec. 1.13

Estas fórmulas aplican cuando el espesor no excede de la mitad del radio interno, o P no excede 1,25 SE.

21

Tera

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Para Cuerpos Esféricos Para cuerpos esféricos aplica la siguiente formula,

t=

PR 2S E − 0.2 P

P=

Ec. 1.14

2S E t R + 0.2 t

Ec. 1.15

Estas fórmulas aplican cuando el espesor de una esfera no exceda de 0,356 R, o P no exceda 0,665 SE.

1.6

Diseño de Cabezales

Cuando los cabezales sean semiesféricos, las formulas arriba mencionadas para esferas también aplicarán (1.14 y 1.15). Los cabezales más comúnmente usados en recipientes, tanto verticales como horizontales, son: 1. Semiesféricos - Cuando las presiones de diseño exceden 200-250 psig y las

temperaturas oscilan entre 100-350 °F. Estos rangos son aproximados y relativos a la aplicación.

Figura 1. 7

Cabezal Semiesférico

22

Tera

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2. Elipsoidales - Cuando las presiones de diseño están entre 100-250 psig y las

temperaturas entre 100- 300 °F. Estos rangos son aproximados y relativos a la aplicación.

Figura 1. 8

Cabezal Elipsoidal

3. Toriesféricos (dished) - Cuando las presiones de diseño están entre 50- 150 psig y

las temperaturas van entre 50 - 300 °F. Rangos son aproximados y relativos a la aplicación.

Figura 1. 9 Cabezal Toriesférico (Dished)

4. Cónicos - Para presiones no mayores de 50 psig, y temperaturas bajas (no

mayores de 50 °F.). Generalmente son más bien secciones cónicas que cabezales cónicos, las que se utilizan.

Figura 1. 10 Cabezal Cónico

5. Planos- Estos son usados a menudo en intercambiadores de calor y van desde

presiones atmosféricas a altas presiones « 170 psig). Necesitan empacaduras para hacer de la unión entre cabezal y cuerpo totalmente hermético, y para presiones extremadamente altas, un buen numero de pernos. Temperaturas que no sobrepasen los 250 °F son aconsejables 23

Tera

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6. Caps & Hinged Closures - Estos son usados en recipientes que necesitan un

constante mantenimiento, o que poseen internos que deben rotarse a menudo.

No son recomendables en recipientes a presión, (porque atentan contra su hermeticidad), sin embargo es bueno mencionarlos. Para mayor detalle ver ANSI B 16.9. Fabricados de acero ASTM A234.

Las fórmulas para todos estos cabezales se muestran en los párrafos UG-27, UG-32 de la Sección VIII, Div 1. del código ASME, y en un cuadro resumen en el Apéndice I.6

1.7

Diseño por Presión Externa

El principal aspecto a considerar en el diseño de recipientes a presión que tengan que soportar condiciones de vacío total o parcial es la estabilidad elástica de la pared. La estabilidad elástica deberá ser considerada en el diseño de todos aquellos recipientes que estén sujetos a flexión, torsión, compresión o combinación de estas cargas. Cuando existe una falla por inestabilidad, elástica se dice que el recipiente colapsó o se pandeó.

El colapso de recipientes cilíndricos, como el resultado de una compresión externa excesiva, normalmente se inicia por pequeñas irregularidades ya sea en sus propiedades físicas o en la forma cilíndrica de la pared. Una pequeña irregularidad en la pared produce momentos de flexión, los cuales tienden a acentuar la irregularidad o incrementan la desviación respecto a su forma cilíndrica. De este modo se tiene una inestabilidad en la cual cualquier irregularidad superficial es incrementada por los momentos de flexión producidos. La presión crítica que causa el colapso no es una simple función de los esfuerzos inducidos, como ocurre con las cargas de tracción, pero es directamente proporcional al modulo de elasticidad del material y al momento de inercia del cuerpo e inversamente proporcional al cubo del radio de curvatura.

El uso de los esfuerzos permisibles establecidos en el Código ASME para el dimensionamiento de los recipientes sujetos a inestabilidad elástica es inaceptable. El diseño se debe basar en una máxima presión externa permisible, normalmente considerada como 15 psi para condiciones de vacío total.

Si consideramos un recipiente cilíndrico muy largo sin rigidizadores intermedios, las ecuaciones siguientes proporcionan el valor teórico para la máxima presión que puede ser establecida antes de que colapse el recipiente,

24

Tera

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Presión Externa Teórica de Colapso

Pteórica = Pteórica

2E  t    1− v2  d 3 

Ec. 1.16

= valor teórico de la presión externa que podría causar colapso, psi

E = módulo de elasticidad, psi υ = relación de Poisson (normalmente 0.3 para acero) t = espesor de la pared, in d = diámetro de la pared, in Utilizando la relación de Poisson para el acero se tiene que:

 t  Pteórica (acero) = 2, 2 E  3  d 

Ec. 1.17

Si se aplica un factor de seguridad de 4, se obtiene la siguiente relación: Presión Externa Permisible

Ppermisible

 t  = 0,55E   d 

3

Ec. 1.18

donde: P

permisible=

Máxima presión externa que no causará colapso (psi)

Nuevamente, estas ecuaciones aplican para recipientes cilíndricos largos (sin rigidizadores intermedios) sujetos a presión externa. La máxima presión externa permisible puede ser incrementada colocando rigidizadores a lo largo del recipiente.

Los rigidizadores deberán estar lo suficientemente cerca para crear un solape en sus zonas de efectividad.

25

Tera

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Distancia o Longitud Crítica Entre Rigidizadores

La distancia o longitud crítica entre los rigidizadores está dada por la siguiente ecuación:

d  l c = 1,11d   t

Ec. 1.19

donde: lc

= longitud crítica, in.

d = diámetro del recipiente, in. t = espesor del recipiente, in.

Factor K de Incremento en la Presión Externa Usando Rigidizadores

Cuando la distancia entre los rigidizadores es menor que la longitud crítica, se permite un incremento significativo en la máxima presión extrema permisible. Este incremento se define como factor K y es una función de la razón de la distancia entre los rigidizadores y el diámetro del recipiente (L/d) y la razón entre el diámetro del cuerpo y su espesor (d/t).

Pteórica = KE (t / d ) 3

Ec. 1.20

Aplicando un factor de seguridad de 4, tenemos:

Pteórica =

KE (t / d ) 3 4

Ec. 1.21

Comparando estas ecuaciones se puede observar que el mínimo valor de K es 2,2.

Previamente hemos demostrado que el esfuerzo circunferencial de compresión inducido (o de tensión) está descrito por la siguiente relación,

26

Tera σc =

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Pteórica d 2t

Ec. 1.22

donde

σ c = esfuerzo circunferencial inducido de compresión (o tensión), psi P = presión teórica interna o externa., psi d = diámetro del recipiente, in t = espesor de la pared del recipiente, in.

Según UG-28.(f) , todo recipiente que esté proyectado a trabajar bajo presiones extremas de 15 psi o menores, deben ser diseñados para una presión máxima de 15 psi, o 25% más de la máxima posible presión externa, cualquiera que sea la menor.

El cálculo para diseñar por presiones externas es cómo sigue: (UG-28)

Diseño por Presión Externa de Cuerpos cilíndricos

Para Cuerpos Cilíndricos sin costura o con unión a tope longitudinal, Cuando Do/t es igual o mayor que 10, la presión máxima permisible, Pa es:

Pa =

4B 3(Do / t )

Ec. 1.23

El valor de B debe ser determinado según el siguiente procedimiento,

3

1.

Asumimos un valor de t, se determinan entonces los valores de L/Do, y Do/t,

2.

Vamos a la Fig. UGO 28.03 (ASME Sección VIII). En el valor L/Do sobre la ordenada (se entra en 50 cuando el valor L/Do es mayor que 50).

Ver Apéndice I.2 27

Tera

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3.

Nos movemos horizontalmente a la línea que representa Do /t y desde el punto de intersección se mueve verticalmente para determinar el valor del factor A.

4.

Entramos en la Fig. UCS-28.24, en el valor de A., nos movemos verticalmente a la línea aplicable de temperatura, (para valores de A que caigan a la izquierda de la línea aplicable de temperatura, el valor de Pa puede ser calculado por la fórmula,

Pa = 5.

2 AE 3(Do / t )

Ec. 1.24

Desde la intersección, nos movemos horizontalmente y leemos el valor de B y se calcula la presión máxima de operación, Pa.

NOTAS:

1. En el caso de que la máxima presión de operación permisible sea mas pequeña que la presión de diseño, el procedimiento de diseño debe de ser repetido, aumentando el espesor del recipiente, o disminuyendo L según donde se coloquen los rigidizadores.

2. Cuando el valor de Do/t sea menor de 10, las fórmulas según se listan en el código, sección UG-28(c) (2), aplicarán.

1.8

Presión Externa Para Los Cabezales

Cuando los cabezales sean semiesféricos, o en el caso de una esfera, la presión máxima permisible estará dada por,

Pa =

B (R / t )

Ec. 1.25

donde: Do = diámetro externo del cabezal, in.

4

Ver Apéndice I.3 28

Tera

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R = radio interno de la esfera o cabezal semiesférico, 0,9 Do para cabezales elípticos, y para cabezales cóncavos o redondeados es el radio interior de corona, in.

El valor de B debe de ser determinado como sigue: 1. Asumir un valor de t y calcular el valor de A usando la fórmula,

A=

0,125 (R / t )

Ec. 1.26

2. Se entra en la Fig. UCS-28.2 en el valor de A. Se mueve uno verticalmente desde

la abscisa a la línea de temperatura aplicable.

3. De la intersección se mueve uno horizontalmente y se lee el valor de B. Para

valores de A que caigan a la izquierda de la línea de temperatura aplicable, el valor de Pa puede ser calculado mediante la formula,

Pa = 0,0625E /( Rt ) 2

Ec. 1.27

Si la máxima presión permisible de operación P calculada de la fórmula arriba, es menor que la presión de diseño, un valor mayor para t debe ser seleccionado y el procedimiento repetido.

1.9

Uso de Anillos Rigidizadores para Cuerpos Cilíndricos Bajo Presión Externa.

El momento de inercia de los anillos rigidizadores no será menor que aquel determinado por una de las siguientes formulas:

I s' =

D02 Ls (t + As / Ls ) 10,9

Ec. 1.28

D 2 Ls (t + As / Ls ) Is = 14

Ec. 1.29

El procedimiento para seleccionar los anillos rigidizadores es el siguiente: 1. Se selecciona un anillo rigidizador y se determina su área de corte As y su

momento de inercia I. Se calcula el factor B: 29

Tera B=

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3 PD 4 t + As / Ls

Ec. 1.30

2. Se entra en el gráfico con el valor de B, si el valor de B es menor de 2500, se

calcula el valor de A según la fórmula A=2B/E 3. Se mueve horizontalmente a la línea de temperatura/material para la

temperatura de diseño, 4. De esta intersección se mueve verticalmente al fondo del gráfico y se lee el valor

de A, 5. Calcúlese el valor del anillo rigidizador requerido I’s, e Is según las fórmulas arriba

descritas.

Si el momento de inercia del anillo solo, o del anillo y el cuerpo es mayor que el momento de inercia requerido, el anillo rigidizador seleccionado es el adecuado. Si no, un atiesador con mayor momento de inercia debe ser seleccionado, o el número de anillos debe ser aumentado. Código ASME, sección UG-29.

1.10 Espesor Para Corrosión Los recipientes o cualquier parte de estos que estén sujetos a adelgazamientos por corrosión o erosión, deben tener su espesor incrementado con respecto al obtenido por medio del cálculo, o ser provistos con un revestimiento interno resistente a la corrosión o erosión, para asegurar un satisfactorio servicio durante su vida.

Para realizar una determinación preliminar del espesor requerido para corrosión, el diseñador se debe referir al párrafo UG-25, Apéndice " E " de la Sección VIII, División 1 del código ASME. Haciendo esta determinación preliminar, el diseñador debe comparar la vida estimada del recipiente con respecto a la rata de corrosión. En muchos casos será necesario ajustar el espesor para corrosión de modo de satisfacer los requerimientos de servicio durante la vida del equipo.

1.11 Eficiencia de Juntas Los factores de concentración de esfuerzos en las juntas soldadas son consecuencia de los siguientes factores:

La estructura metalúrgica de la soldadura con respecto al material base, 30

Tera

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Los defectos de soldadura, tales como inclusiones de escorias, grietas, porosidades, etc.

La geometría de la junta soldada.

Los primeros dos factores son función de los procedimientos de control de calidad de la soldadura. El tercer factor es la principal fuente de concentración de esfuerzos y es totalmente controlable por el ingeniero de diseño.

El efecto neto de estos concentradores de esfuerzos es el de reducir la resistencia a la fatiga o la eficiencia de la junta soldada y deben ser considerados durante el diseño de los recipientes. En el párrafo UW-12 de la Sección VIII, División 1 del código ASME se especifica las eficiencias de juntas a ser usadas en el diseño. Estas eficiencias dependen del tipo de juntas y del grado de reexaminación de las mismas.

1.12 Cargas Vivas y Cargas Muertas El peso de una torre, sus internos accesorios y cargas de líquidos sobre las bandejas crean un esfuerzo de compresión en la pared del recipiente, paralelo al eje de simetría axial de la misma. Estos efectos deben de ser incluidos en los cálculos para el diseño adecuado del recipiente.

1.13 Cargas de Viento Las siguientes definiciones son necesarias para la aplicación de las cargas de viento en el diseño de recipientes: Velocidad del Viento

La velocidad del viento es el máximo valor de la velocidad registrada a un nivel sobre c; suelo de 30 pies, (10 mts) y especificada con un intervalo determinado de recurrencia y tipo de exposición, considerando una serie de medidas extremas anuales. EI valor normalmente asignado en Venezuela ( y a nivel mundial ) como velocidad del viento mínima es 70 mph (120 Km/hr).

Factor de Respuesta a Ráfagas.

Este factor toma en consideración los efectos dinámicos de la turbulencia del viento sobre la estructura en la dirección paralela al mismo.

31

Tera

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Estructuras

Entre esta categoría se incluyen los soportes estructurales, edificios y equipos, tales como tanques, tambores, columnas, chimeneas y homos.

Estructuras Sensibles al Viento

Las estructuras sensibles al viento son aquellas que por sus características dinámicas tienen una alta respuesta al viento. Esto incluye pero no se limita a los brazos de carga marinos, chimeneas, mechurrios, tanques, y recipientes verticales con una relación altura/diámetro no mayor de 10.

Exposición

La exposición es la irregularidad del terreno de los alrededores que afecta a la velocidad del viento a nivel del suelo, variación de velocidad del viento con la altura, y del factor de respuesta alas ráfagas.

Los tipos de exposición son los siguientes: Exposición A. - Centros de grandes ciudades y terrenos con colinas abruptas.

Exposición B.- Áreas suburbanas, pueblos cercanos a grandes ciudades y terrenos ondulados.

Exposición C. - Terrenos planos, campos abiertos y zonas costeras.

Exposición D. - Zonas costeras, con el viento soplando sobre grandes extensiones de agua.

1.14 Esfuerzos Permisibles El concepto de un esfuerzo permisible esta basado en el uso de un factor de seguridad. En el párrafo UA-500, Apéndice P de la Sección VIII, División 1 del código ASME, se describen las bases de como se establecen, según el código, los esfuerzos permisibles. El párrafo UG23 provee información de los diferentes esfuerzos permisibles para 105 materiales aprobados por el código.

32

Tera

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1.15 Pruebas Hidrostáticas.

Normalmente todo recipiente fabricado requiere pasar una prueba hidrostática. Esta prueba se lleva a cabo llenando el recipiente con agua, bien sea en el taller de fabricación o en el campo, se presuriza hasta alcanzar la presión de prueba previamente establecida.

Cuando un recipiente es diseñado para ser probado en posición horizontal, se deberá tener en consideración lo siguiente:

Podría no ser posible hacer futuras pruebas hidrostáticas en campo después de efectuar reparaciones, debido a la columna de líquido adicional.

Durante la operación, el equipo podría ser llenado inadvertidamente con líquidos o sólidos fluidizados.

La prueba hidrostática se considera como una verificación de la integridad estructural del recipiente, también proporciona un medio mecánico de alivio de tensiones antes de someterlo a las condiciones de servicio.

El párrafo UG-99 del Código ASME Sección VIII, División 1, describe los procedimientos para la determinación de la presión de prueba hidrostática. El primer procedimiento permite al recipiente ser probado a 1.5 veces la presión de diseño (corregida por la temperatura) y no se le adiciona el espesor por corrosión. El segundo procedimiento permite el cálculo de una presión de prueba basándose en la mayor presión interna determinada para cada uno de los componentes del recipiente (MAWP), usando el espesor normal del recipiente.

33

Tera

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Capítulo

2

Diseño de Recipientes Verticales 2.1

Diseño Detallado de Recipientes Verticales

El diseño de un recipiente vertical auto-soportante puede ser montado sobre faldones cilíndricos o cónicos, cuyo anillo base debe estar bien sujeto al suelo.

Para diseñar un recipiente de forma eficiente, hay que considerar los siguientes esfuerzos, que actúan de forma trascendental en el comportamiento de un recipiente que simula dinámicamente ser una viga cantilever.

El esfuerzo tangencial, debido a presión interna, está dado por:

σt =

PD < Sa 2t

Ec. 2. 1

donde: D = diámetro promedio corroído, in.

P = presión de diseño, psi t = espesor corroído del cuerpo, in.

Sa= esfuerzo admisible según Código, reducido por eficiencia de soldadura.

La unidad de fuerza es:

34

Tera It =

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PD ≤ S a t lb/lin.in.

2

Ec. 2. 2

El esfuerzo combinado en la dirección longitudinal σL, debido a las cargas combinadas P, peso muerto W, y momento aplicado M, con W, M y EPC (esfuerzo permisible según código) tornados en la elevación bajo consideración, esta dado por: 3. En el lado de barlovento,

σL = l=

PD 4 M W + − psi 2 4t πD t πDt

Ec. 2. 3

PD 4 M W + − lb/lin.in 2 πD 4 πD

Ec. 2. 4

y el espesor del cuerpo es

W   PD 4 M  4t + πD 2 t − πD   in t= E .P.C

Ec. 2. 5

4. En el lado de sotavento,

σL = l=

PD 4 M W + − psi 2 4t πD t πDt

Ec. 2. 6

PD 4 M W + − lb/lin.in 2 πD 4 πD

Ec. 2. 7

La presión máxima de compresión en la carcasa del recipiente es inducida en la línea de tangencia inferior en el lado barlovento, cuando la presión interna es igual a la presión atmosférica:

σL = −

4M W − ≤ EPC 2 πD t πDt

psi

Ec. 2. 8

35

Tera

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Para recipientes a presión al vacío:

σL = −

PD 4 M W − − ≤ EPC 2 4t πD t πDt

psi

Ec. 2. 9

Según el código, UG-28 (g), los recipientes con requerimientos para servicio bajo presiones de 15 psi o menores, deben ser diseñados para una MAWP (maximum allowable working pressure) de 15 psi, o 25% más de la presión máxima externa posible, cualquiera que sea la menor.

El pandeo axial mayor puede ocurrir localmente en una sección donde el esfuerzo longitudinal combinado σL llega al mismo valor que el esfuerzo de pandeo crítico. Por lo tanto, σL no puede exceder el esfuerzo permisible según el código (E.P.C.) para un recipiente cilíndrico bajo compresión axial. (UG 23b & d).5 El máximo esfuerzo cortante en el lado sotavento bajo presión interna es:

τ=

σt −σL 2

o (σ t − σ L ) ≤ Esfuerzo máximo permisible

Ec. 2. 10

substituyendo las ecuaciones 2.1 y 2.6 en la ecuación de arriba (2.10), tenemos que,

PD  PD   4 M   W   −  − +  = 2t  4t   πD 2 t   πDt    PD   4 M   W  + =  + 2   4t   πD t   πDt 

τ =

Ec. 2. 11

Por lo tanto, el espesor de la pared es de:

4M W   PD  4t + πD 2 t − πDt   in t= E .P.C

Ec. 2. 12

lo que es algo mayor que el espesor calculado anteriormente según la teoría de esfuerzo máximo.

5

ASME BPVC, Boiler & Pressure Vessel Code última edición 36

Tera 2.2

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Diámetros Desiguales en Columnas de Proceso

El proceso de diseño para columnas verticales de proceso de dos o mas diámetros, es el mismo de como puede ser para una columna de destilación alta de un solo diámetro, con la excepción de que hay que tomar en cuenta el análisis de esfuerzos que resulte de las intersecciones de los reductores con las secciones cilíndricas del cuerpo del recipiente. En el Apéndice I.15 se encontraran cálculos para secciones de transición de un diámetro a otro, todo de acuerdo a los códigos.

Luego de calcular espesores de paredes para el recipiente en cuestión, bajo presiones externas e internas, hay que verificar que la columna no falle por cargas tales como las generadas por viento y sismo. Si la columna ha sido provista de rigidizadores, hay que chequear el efecto combinado de las cargas axiales y de flexión además del de la presión externa. Asumiendo que los anillos rigidizadores están bien dimensionados, la magnitud del esfuerzo crítico de falla depende de dos parámetros: L/Do y Do/t. Los gráficos en el código para recipientes bajo presión externa (UGO-28.0), sección UG-29 (f) están basados en una presión que actúa uniformemente. No obstante, debido al aumento de presión axial compresiva, la habilidad del recipiente de aguantar una presión externa de diseño total (15 psi para recipientes al vacío) se ve reducida. Por lo tanto el espesor del cuerpo debe aumentarse.

2.3

Diseño del Faldón

El faldón soporte del recipiente está directamente soldado a este en el cabezal de fondo, como se muestra en las Figuras 3.60 y 3.61 del Apéndices II.4 . Los factores que afectan el espesor tsk pueden ser resumidos así: 5. El máximo esfuerzo longitudinal debido al momento externo M y peso W en la base es:

σL = −

4M W ± πD sk t sk πD sk 2 t sk

Ec. 2. 13

6. El esfuerzo compresivo longitudinal de la base bajo condiciones de prueba, si el recipiente es probado en posición vertical, es:

σL = −

WT πD sk t sk

Ec. 2. 14

37

Tera

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7. El máximo esfuerzo en la soldadura del cabezal al faldón, con la eficiencia de soldadura E dependiendo del tipo de soldadura y fald6n que sean utilizados, determina el espesor de la pared del faldón;

t sk =

 W   πD sk

  4M  +  2    πD sk E

    

x EPC

Ec. 2. 15

donde, E = eficiencia a la soldadura 8. El espesor del faldón tsk debe de ser satisfactorio para la máxima deformación permitida de la columna; normalmente el espesor tsk debe de ser escogido no menor que el espesor de pared del fondo del recipiente corroído.

9. Los Faldones de apoyo para recipientes de gran diámetro, que tienen que ser aliviados de esfuerzos en campo en la posición vertical, deben ser chequeados para determinar si el espesor aguantará el peso bajo condiciones de alta temperatura.

10. Si una entrada grande o hueco (opening) para tubería esta localizada en el cuerpo del faldón, entonces el esfuerzo máximo en la sección a través de la abertura puede ser chequeado, 2 M  πD sk σL = ±  t sk  4

  YD Sk  − −   2 

W   −   (πD sk − Y )t sk

si σL es demasiado alto, la abertura tiene que ser reforzada. Esto lo veremos mas adelante, en la sección Refuerzos de Boquillas, en este mismo capitulo.

38

Ec. 2. 16

Tera

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Figura 2. 1

Tipo 1. Faldón embutido hacia la porción knuckle del cabezal. Eficiencia de junta soldada E=0,55 basada sobre la longitud de pata soldada igual a tsk

Figura 2. 2

Tipo 2. Faldón rodeando la porción cilíndrica de la coraza. Eficiencia de junta soldada E=0,80 basada sobre la longitud de pata soldada igual a tsk

En las figuras de arriba podemos ver dos arreglos típicos de faldones y sus soldaduras de conexión. El Faldón 1(a) es el más comúnmente utilizado para columnas altas. Las líneas centrales del faldón y de la pared del cuerpo corroída son aproximadamente coincidentes.

Si el espesor del plato del faldón es mas grueso que el espesor del cuerpo del recipiente, el diámetro externo del faldón se hace igual al diámetro externo del recipiente. Si la fuerza de empuje hacia arriba se hace muy grande bajo el momento externo impuesto, y los espacios entre pernos de anclaje se hacen demasiado pequeños para el tamaño del perno, el faldón es diseñado de tipo abocinado, 1 (b). El esfuerzo localizado de flexión inducido por un faldón de tipo 1(a) es considerablemente aceptable. No obstante, con el tipo 1(b), los esfuerzos en el cabezal pueden ser excesivos, y tendrán que ser analizados más en detalle.

39

Tera

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En el tipo 2(a) el faldón está fijado ala porción bridada de la parte mas baja del recipiente, de forma que permita la inspección de la soldadura de cabezal-cuerpo. Este tipo es mucho mas difícil de fabricar y es usado principalmente para altas presiones externas, altas temperaturas de diseño, o temperaturas cíclicas de operación. Una buena correlación entre diámetro externo del cuerpo y el diámetro interno del faldón es esencial. Un faldón acampanado del tipo 2(b) es usado para muy altas columnas con momentos de flexión muy altos.

Las fallas en faldones cilíndricos bajo un esfuerzo de compresión axial ocurren como resultado de un pandeo axial o arrugamiento, como en el caso de columnas sobrecargadas en compresión. Los faldones delgados bajo cargas axiales pueden fallar de dos maneras: 1) Por el efecto de columna en el caso de que el pandeo de Euler produzca un doblamiento del recipiente completo y, 2) Desde el punta de vista estructural, por el exceso de cargas axiales combinadas.

2.4

Diseño de la Placa Base del Faldón

La base del faldón tiene que ser suficientemente grande para distribuir un peso uniformemente sobre la fundación de concreto y de esta forma no exceder la carga de apoyo permisible sobre la misma.

El espesor de la placa base debe de resistir las imposiciones de esfuerzos de flexión inducidos por viento o sismo.

Para distribuir una carga vertical sobre un área de concreto suficientemente grande se usa un anillo base. Éste adicionalmente ayuda a la distribución de los pernos de anclaje. El efecto de agujeros de pernos y cualquier refuerzo por rigidizadores verticales es obviado.

Si la presión soporte ''p'' debida a un peso muerto W combinada con un momento externo M es:

p=

 W   πD sk

  4M  +  2    πD sk b

    

kips/in 2

Ec. 2. 17

entonces el esfuerzo máximo de flexión en el anillo base esta dado por:

40

Tera

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 pn 2    2  3pn 2  σb = = 2 ≤ Sb tb  t b2    6

Ec. 2. 18

y el espesor de la base requerido es:

 3pn 2 t b =   Sb

  

0 ,5

Ec. 2. 19

donde n es la dimensión que se muestra en la Figura anexa , Sb es el esfuerzo de flexión permisible.

41

Tera

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Figura 2. 3

Diseño de la Placa Base del Faldón

La fórmula puede ser corregida para esfuerzos permisibles bajos (menores de 20 kips/sq.in.), como sigue:

 0,15pn 2 x 20 .000   t b =  S b  

0,5

Ec. 2. 20

La fuerza de apoyo máxima permisible Fb entre el anillo base y el concreto depende de la fuerza compresiva fc del concreto utilizado. Si fc tiene la fuerza compresiva necesaria

42

Tera

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(normalmente entre 2 y 5 kips), entonces el esfuerzo de apoyo permisible6 viene dado por:

Es = módulo de elasticidad de acero Ec = módulo de elasticidad del concreto n = Es/Ec Ss = esfuerzo máximo a tensión permitido para el acero Sc = esfuerzo máximo a compresión permitido para el concreto S’s = esfuerzo en acero a un ángulo variable θ desde α hasta π en tensión S’c = estrés en acero a un ángulo variable θ desde α hasta π, en compresión r = radio del círculo del perno Figura 2. 4

6

Distribución de Esfuerzos en la Placa Base del Faldón

Pressure Vessel Design Handbook, Henry H. Bednar 43

Tera

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Fb = 0,25 f c

Ec. 2. 21

cuando el área entera del soporte está cubierta y

Fb = 0,375 f c

Ec. 2. 22

cuando solamente 1/3 del área del concreto está cubierta.

Normalmente, se utiliza y se recomienda un valor de Fb = 0,30 fc mientras la presión máxima de soporte p, sea menor o igual que Fb. El valor de Fb arriba calculado puede incrementarse por 1/3 para presiones de soporte producidas por cargas muertas combinadas mas cargas debidas a viento y sismo.

2.5

Diseño de Torres Altas Bajo Cargas Por Viento

Toda torre vertical es, a los efectos de su diseño, una viga cantilever sujeta al suelo. Esta estará expuesta a deflexiones bajo la fuerza del viento, que se asume uniforme sobre su superficie. La magnitud de dicha deflexión puede considerablemente alterar el desempeño de una columna de procesos y tiene que ser limitada a cierto valor. Si una deflexión muy pequeña es especificada por el cliente, esto puede traer como consecuencia que el espesor del cuerpo deba de ser aumentado, trayendo también consigo repercusiones económicas.

Casi todas las especificaciones de ingeniería piden un valor máximo de deflexión de 6 pulgadas por cada 100 pies de altura de columna.

Las deflexiones en el tope de columnas esbeltas y altas ( H / D ≥15) se chequean rutinariamente. Aunque existen muchos métodos computarizados para chequear tales deflexiones, la mayoría son altamente engorrosos y sujetos a error, he aquí algunos de los más popularmente utilizados:

44

Tera

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Método de Superposición.

Aquí el recipiente es asumido como una viga en voladizo fija sujeta a un pedestal de concreto. El efecto de movimiento en la base es considerado nulo. Las fórmulas más utilizadas según este método son:

L12 W1 L1 Q1 L1 M 1  + + y1 = 3 2  EI 1  8

Ec. 2. 23

L22 W 2 L 2 Q 2 L2 M 2  + + y2 = 3 2  EI 2  8

Ec. 2. 24

∆ 1− 2 =

y3 =

L23 EI 3

∆ 1−3 =

y4 =

L1 L 2 EI 2

W 2 L2 Q2 L2   6 + 3 + M2  

Ec. 2. 25

 W 3 L3 Q 3 L3 M 3   8 + 3 + 2   

(L1 + L2 )L3 W3 L3 EI 3

 6 

+

Ec. 2. 26

Q 3 L3  + M3 2 

Ec. 2. 27

L24 W 4 L 4 Q 4 L4 M 4  + + 3 2  EI 4  8

∆ 1− 4 =

(L1 + L2 + L3 )L4 W 4 L4 EI 4

 6 

+

Ec. 2. 28

Q 4 L4  + M4 2 

Ec. 2. 29

en general,

yi =

L2i Wi Li Qi Li M i  + + 3 2  EI i  8

∆ 1−i =

Ec. 2. 30

(L1 + L2 + L3 + .... + Li − 2 + Li −1 )L4 Wi Li EI i

 6 

La deflexión total al tope de la columna es:

45

+

Q i Li  + Mi 2 

Ec. 2. 31

Tera

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y = y1 + y 2 + y 3 + y 4 + ..... + ∆ 1− 2 + ∆ 1− 3 + ∆ 1− 4 + ...... ∆ 1− i

Wi = Qi = Mi = yi = ∆1-2, ∆1-3,

Ec. 2. 32

Viento total sobre las secciones i. W1 = w1 L1 , W2 = w2 L2, y así sucesivamente, donde w1, w2, son las carga unitarias por viento en lb por ft de altura de columna.

Carga cortante en el punto j, equivalente a la sumatoria de todos los cargas W por arriba del punto.

Q1I = carga de tuberías (piping thrust), si existe. Q2 = W1 + Q1, Q3 = W2 + Q2, etc. momento en el extremo actuando sobre el punto i, debido alas cargas por encima del punto. M1 = momento de tuberías, si existe. M2 = (W1L1 /2) + Q1L1 + M1; M3 = (W2L2/2) +Q2L2 +M2;etc. deflexión de la sección i en el punto i debido a las cargas de viento Wi, carga en extremo Qi, momento terminal Mi;

etc.=

deflexiones en el punto i debido a los ángulos terminales θ2 , θ3, etc. inducidos por las cargas de viento W2, W3, etc., cargas terminales Q2 , Q3 , etc. y momentos terminales M2, M3, etc., en los extremos de las secciones respectivas.

Figura 2. 5

Superposición de Deflexiones para una Viga en Voladizo

46

Tera Tabla 2. 1

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Fórmulas de Vigas Cantilever.

Si la deflexión al tope de la columna esta basada en el módulo de elasticidad, "E" a la temperatura de diseño, la deflexión "y" a cualquier otra temperatura de operación (con E') esta dada por y multiplicado por E/E'.

El diseño de las cargas a las cuales está expuesta una columna por viento, se hace de acuerdo al American National Standard ANSI 58.1- última revisión. En breve, se resume el método para determinar dichas cargas: 1. Una "presión-velocidad" que se determina, de acuerdo al sitio de izamiento y la

altura de 1a columna en cuestión, por la siguiente fórmula:

q z = 0,00256 K z ( IV ) 2

Ec. 2. 33

donde V es una velocidad básica seleccionada de acuerdo a un mapa de meteorología, en ningún caso puede esta velocidad ser menor a las 70 millas/hr (112 km/hr).7 2. Una vez calculado qz determinamos un "factor de respuesta de ráfaga de viento",

de acuerdo con lo previsto en la sección 6.6 del ANSI 58.1, 1.982.

3. Calculamos fuerzas o presiones, según la estructura que se analice, 4. Se calculan las fuerzas de corte, Vx, y el momento, Mx para cada una de las

secciones especificadas del recipiente según las alturas y formas geométricas del

7

De acuerdo con ANSI 58.1 1982, sección 6.5.2.2 (3) 47

Tera

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recipiente, tanque o estructura que se esté analizando, 5. Se suman los Vx y Mx para cada una de las partes en las cuales el recipiente ha

sido dividido, de forma que se obtiene un momento en la base y una fuerza de corte en la base, o en el faldón del recipiente, para analizar fallas por soldadura.

2.6

Diseño del Recipiente Contra Vibraciones

Básicamente, aquí lo que tratamos de evitar como diseñadores de columnas es que esta oscile a destrucción bajo su propia vibración. Esto sucede porque hay, para toda estructura, una frecuencia de oscilación "forzada", (en este caso por el viento) la cual encuentra una frecuencia idéntica "natural" de oscilación a la cual el recipiente entra en violentas vibraciones, lo cual se conoce más comúnmente en la física como "resonancia".

Esto de ninguna manera es deseable en estructuras consideradas como estáticas, ya que el periodo de vibración puede hacer que la estructura llegase a fallar por fatiga.

Por tanto, existe un método que intenta calcular este "periodo admisible", de la deflexión máxima permisible. Se resume a continuación: Periodo de Vibración, T en segundos, esta dado por:

 H  2  wD T = 0.0000265    t  D  

Ec. 2. 34

Máximo Periodo Admisible de Vibración, Ta

Ta = 0,80

wH Vg

Ec. 2. 35

donde: D = diámetro externo del recipiente, ft.

H = Longitud del recipiente, incluyendo faldón, ft. g = 32.2 ft/sec2 , aceleración de gravedad. t = espesor del faldón en su base, in.

V= esfuerzo cortante total, V = C W.

48

Tera

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W= peso total del recipiente, lbs.

C = coeficiente sísmica, dependiente de la zona8. w = peso de la torre por pie de altura, lbs/ft.

Ver la Fig. 3.7 del PVDH, en el Apéndice I.10 de esta sección, para los distintos tipos de fórmulas para calcular el periodo de vibración, según la configuración del recipiente. (vertical u horizontal).

2.7

Medidas Correctivas Para Evitar Vibración en Columnas

La medida más comúnmente utilizada en el diseño contra vibraciones en torres de proceso, así como también en tanques de almacenamiento es un vortex spoiler en espiral, soldado alrededor del tercio (1/3) superior de la columna.

Escaleras, aditamentos, paredes relativamente gruesas al diámetro, y altas frecuencias de resonancia son también otras razones por las cuales las columnas altas son bastante inmunes a este fenómeno destructivo. Bandejas e internos sirven también de atenuadores de oscilaciones.

No obstante, como en cualquier diseño mecánico, las soluciones mas económicas y mas efectivas contra la vibración pueden ser alcanzadas mediante un efectivo diseño en la etapa de ingeniería conceptual, tal vez a un coste adicional inicialmente mayor.

Los siguientes pueden ser algunos lineamientos para determinar si se requiere el análisis vibracional: 1. El límite mayor de las velocidades críticas de viento puede ser limitado a 60 mph.,

desde que hay posibilidades muy remotas de que una velocidad de viento sostenida mas allá de este limite exista. Este valor también es tan alto como cualquier otra velocidad de viento conocida en las cuales vibraciones encontradas puedan producirse.

2. Si V1, la primera velocidad crítica de viento, la cual esta dada por la fórmula,

8

Ver sección siguiente donde se explica el diseño de recipientes a presión contra sismo 49

Tera V1 = 3,40

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d T

Ec. 2. 36

donde: d= diámetro externo del recipiente en ft T= es la primera frecuencia de vibración de la columna, en segundos/ciclo. es mayor que el diseño de velocidad de viento utilizado en cálculos de presión estática, no hay necesidad de proseguir. Sólo si V1 yace en el rango de velocidades de viento dominantes en el sitio, se justificaría una investigación.

3. Las ratas mínimas de altura/diámetro H/d, para análisis vibracional son:

columnas sin recubrimiento:

H/d ≥ 13

columnas con recubrimiento:

H/d ≥ 15

columnas de proceso:

H/d ≥ 15

4. Criterios posibles, relacionando peso total W (lbs), altura H (ft), y diámetro

promedio en la mitad superior del recipiente d (ft), pueden establecer la necesidad de análisis de vibraciones, como sigue: W/Hd2 ≤ 20

el análisis debe de ser realizado 20

20 ≤ W/Hd2 ≤ 25

el debiera de ser realizado

25 ≤ W/Hd2

el análisis no necesita ser realizado.

5. De acuerdo a una regla de dedo ("rule of thumb") frecuentemente utilizada, el

análisis completo vibracional de una torre o chimenea no es requerido, siempre y cuando la fuerza total sobre la torre, causada por el viento, o su velocidad crítica, V1, no exceda en 1/15 el peso corroído del recipiente en operación Wo, o

1 ρV 2 Hd ≤ 0,067 2 W0

Ec. 2. 37

En la fórmula arriba, H es la altura total de una torre uniforme en diámetro. Para una torre de diámetros distintos, acampanada, H puede ser reemplazado por una altura equivalente,

H e = H ( cilindro ) +

H ( cono )

Ec. 2. 38

2

50

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Para recipientes recubiertos, Wo, incluye el peso del material interno de recubrimiento.

Para un mayor detalle del análisis de vibraciones, incluyendo la cinemática del modelo del sistema vibracional, se recomienda leer Bednar, H.H. "Pressure Vessel Design Handbook", Capitulo 4, Secciones 4.6 y 4.7. Estas secciones están íntimamente relacionadas a la Primera Frecuencia Natural de Oscilación, de columnas altas, cilíndricas esbeltas, de diámetro y espesor uniformes, y a su vez se relaciona can cálculos de sismo y viento.

2.8

Diseño de Recipientes Verticales Expuestos a Cargas Sísmicas

Las fuerzas sísmicas en un recipiente resultan por un movimiento brusco de la tierra sobre la cual el recipiente está situado, y de la subsiguiente respuesta del recipiente a este movimiento. Las razones principales de los daños a las estructuras son la intensidad y la duración del movimiento sísmico. Las fuerzas y esfuerzos en las estructuras durante un terremoto son momentáneas y dinámicas en naturaleza, y sumamente complejas. Un análisis muy detallado va, en general, mas allá del esfuerzo que puede ser realizado por una compañía consultora.

Para simplificar el proceso de diseño, el componente vertical del temblor es normalmente ignorado bajo la hipótesis de que las estructuras comunes poseen suficiente fuerza en la dirección vertical para ser resistentes a un terremoto.

Las fuerzas horizontales sísmicas que actúan sobre un recipiente son reducidas a fuerzas equivalentes estáticas. El diseño contra-temblores es altamente empírico, y basado en coeficientes sísmicos derivados del desempeño de estructuras sometidas en un pasado a terremotos. El requisito fundamental impuesto en los códigos de construcción es que las estructuras en zonas de peligro sísmico deben ser diseñadas para aguantar un mínimo de fuerza cortante horizontal aplicada en la base del recipiente en cualquier dirección.

Habiendo ya así asignado un mínima a la fuerza cortante en la base, valiéndonos de experiencia pasada, el problema que ahora surge es cómo resolver esta fuerza cortante en fuerzas estáticas equivalentes por toda la extensión del recipiente, de forma de determinar los momentos cortantes y de acople en la estructura a las distintas elevaciones como también el momento de volcamiento en la base. El resultado depende de sobremanera en la respuesta dinámica de la estructura, la cual puede ser asumida a ser rígida, o flexible.

Para los efectos de diseño es suficiente y conservador asumir que el recipiente está anclado al tope de su fundación, ninguna provisión esta hecha normalmente para cualquier efecto de interacción entre terreno y estructura.

51

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2.8.1 Diseño Sísmico de Un Recipiente Corto Cilíndrico y Rígido.

La estructura y su fundación son tomadas como rígidas, y la aceleración horizontal asumida del terremoto a la tierra, a, es transmitida directamente dentro del recipiente. EI termino "rígido" es usado aquí con el sentido de no tener deformaciones de ningún tipo.

Cada sección del recipiente es actuada aquí por una fuerza inercial horizontal igual a su masa y multiplicada por la aceleración horizontal a del movimiento del temblor,

a ∆P = ∆W   g

Ec. 2. 39

actuando en el centro de gravedad de la sección. El momento de volcamiento en una elevación arbitraria es igual a M multiplicado por la distancia al centro de gravedad de la sección del recipiente al plano de la sección. La resultante Pc esta asumida a actuar en el centro de gravedad del recipiente entero, y esta dada por la ecuación:

a Pc = M a =  W = cW g

Ec. 2. 40

donde: g= aceleración gravitacional, W= peso de operación del recipiente durante el temblor, c= a/g, una coeficiente empírica de sismo, dependiendo de la zona sísmica donde el temblor este ocurriendo.

Los valores de c se dan en la tabla a continuación; Tabla 2. 2 Valores para los coeficientes de cargas sísmicas, c

Item

Zona 0

Zona 1

Zona 2

Zona 3

Recipiente

0

0,05

0,10

0,20

Aditamentos al recipiente

0

0,25

0,50

1,00

52

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El momento de volcamiento en la base, Mb es igual a Pe por la elevación h del centro de gravedad del recipiente sobre su base:

M b = Pe xh

Ec. 2. 41

El método de la estructura simple y rígida fue usado en los primeros códigos de construcción. Ya sea para un recipiente pequeño y pesado o un tambor horizontal sobre dos soportes, este método de diseño es fácil de aplicar y probablemente se justifica. No obstante, no puede ser aplicado con la misma facilidad en el caso de columnas altas y esbeltas.

2.8.2 Diseño Sísmico de un Recipiente Alto de Bajo Espesor de Pared y Flexible.

El movimiento errático que de repente sucede en un terremoto hace que la base de este se mueva bajo la columna, causando deflexiones en el recipiente, puesto que la inercia del recipiente no deja que este se mueva simultáneamente con su fundación.

La vibración que es iniciada por la deflexión elástica inducida, es gradualmente reducida por atenuación o deformación parcial del recipiente.

La experiencia y estudios teóricos nos han demostrado que se puede asumir que una estructura con primer periodo natural de vibración más largo, y mayor atenuación estará sujeta a menor daño total que una estructura con un período natural de vibración más corto y una capacidad de atenuación menor, siempre y cuando tenga la fuerza para aguantar las deflexiones sostenidas.

Para un diseño práctico antisísmico de acuerdo a los códigos de edificaciones, todas las estructuras que estén paradas en voladizo en zonas sísmicas a ser diseñadas y construidas para aguantar la fuerza lateral mínima V aplicada en la base en cualquier dirección horizontal, es igual al producto del peso y los coeficientes empíricos.

V = ZKCW

Ec. 2. 42

donde, W = peso normal de operación más probable a existir a la hora de un posible temblor.

53

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Z = factor de zona de terremoto, un coeficiente numérico que depende de la zona sísmica en la cual la estructura está localizada, y que se lee de los mapas de zonas sísmicas (Ver Tabla de Aceleraciones Comparativas Anexa) K = coeficiente estructural, un coeficiente numérico que relaciona la resistencia inherente al tipo de estructura a las fuerzas dinámicas de sismo, K está basada en desempeño del terremoto sobre el tipo de estructura, para recipientes cilíndricos soportados en la base el valor de K se toma como 2; para otras estructuras el valor de K puede variar entre 0,67 y 3,00.

C = factor de flexibilidad. Esta es un coeficiente numérico que depende de la flexibilidad del recipiente y se da por la ecuación C = 0,05/T 0,33 , donde T es el periodo fundamental de vibración del recipiente, en segundos, en la dirección bajo consideración, para T ≤ 12 segundos, el factor C normalmente adquiere el valor de 0,10; no se requiere una exactitud abrumadora de T cuando se calcula el coeficiente C en la ecuación arriba dada, puesto que C es inversamente proporcional a la raíz cúbica de T, y por esto no cambia considerablemente con pequeños cambios de T, además de que la supuesta rigidez con que el recipiente está ajustado a la base hará que la T calculada sea mas pequeña que el valor del verdadero periodo de vibración.

Los códigos de edificaciones prescriben la distribución del esfuerzo cortante en la base V, sobre la altura de las estructuras de acuerdo con la ecuación de distribución triangular,

Fx =

(V − Ft )w x h x

Ec. 2. 43

n

∑w h i =1

i

i

donde.

Ft = 0,004 V(hn/DS)2 ≤ 0,15 V es una porción de V asumida concentrada en la parte más arriba hn de la estructura para aproximar la existencia de modos más altos.

Para la mayoría de las torres Ft = 0,15 V desde que, (hn/Ds) > 6,12.

Fi ,Fx = Fuerza natural que actúa en las alturas hi, hj , respectivamente. wi, wx = Esa porción de W la cual esta localizada, o está asignada a los niveles i,x, respectivamente.

54

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Ds = Diámetro en plano del recipiente.

Como chequeo, la fuerza total lateral en la base es:

Fx =

(V − Ft )w x h x

Ec. 2. 44

n

∑w h i =1

i

i

La fuerza que actúe lateralmente en cualquier dirección en cualquier aditamento conectado al recipiente esta dado por la ecuación:

F p = ZIC pW p

Ec. 2. 45

donde Wp es el peso del aditamento y Cp es tornado igual a 0,2. La fuerza Fp es aplicada en el centro de gravedad del equipo anexado al recipiente. El valor de I, dependerá de la categoría del tipo de estructura para la cual se calculará la fuerza lateral. (Ver código UBC) Desde que las respuestas modales más altas contribuyen certeramente sólo en el momento de corte de la base, pero no al momento de volcamiento, el momento de la base Mb, así como también los momentos Mx a la altura hx sobre la base pueden ser reducidos por medio de las coeficientes de reducción J y Jx, y están dados por las siguientes ecuaciones:

M b = J  Ft hn + ∑ Fi hi 

[

donde 0,45 < J = 0,6 / T 2/3

]

M x = J x Ft (hn − h x ) + ∑ Fi (hi − h x )

donde J x = J + (1 - J)(h x /h n ) 3

Ec. 2. 46 Ec. 2. 47

Para estructuras donde el peso total esta predominantemente concentrado en un nivel y sería razonable esperar vibración de la columna especialmente en el modo fundamental, se recomienda el uso de J = 1,0.

2.9

Diseño de Pernos de Anclaje para Torres Verticales

Las columnas auto soportantes deben ser bien fijadas a una fundación de concreto con pernos de anclaje adecuadamente diseñados, embutidos en el concreto para prevenir un 55

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posible volcamiento o excesivo ladeo por cargas debidas a vientos laterales o sismos.

Existen tres métodos para calcular tensión en los tomillos y su tamaño requerido y el número total necesario: 1. El método simplificado, el cual utiliza condiciones de diseño generalizadas e ignora efectos dinámicos y el necesario pre-tensado de los pernos.

2. Un método más completo, el cual considera un pre-tensado inicial de los pernos.

3. Uno que ignora totalmente el pre-tensado en los pernos.

Por razones de tiempo, sólo consideraremos el primero sin restarle importancia a los otros.

Método Simplificado (Método de Área Equivalente)

Las fuerzas y los momentos que actúan sobre una columna alta o recipiente vertical se muestran en el dibujo en esta página, así como están asumidos para el análisis de pernos de anclaje.

Podemos asumir una rotación de la columna alrededor del eje y, en cuyo caso la fuerza máxima de levantamiento F por perno debido al momento externo M se determina como se explica a continuación. La tensión máxima en el anillo de los pernos, en in lbs./in. está dada por:

T =

M W 4M W − = − Z L C πd 2 π d

lbs. in.

Ec. 2. 48

56

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Ab = Área sometida a esfuerzo de tensión del perno, in.2 M = momento de volcamiento en la base debido a viento o sismo, lb-in.

W = peso del recipiente, operando (W0) o erecto (We),lb d = diámetro del círculo del perno, in. do = diámetro externo del anillo de la base, in. di = diámetro interno del anillo de la base, in.

N = número total de pernos de anclaje en múltiplos de 4 ZL = πd2 /4, módulo de sección lineal del circulo del perno, in.2 C = πd, circunferencia del círculo del perno, in. x = distancia del perno de anclaje desde el eje neutral y, in.

Sa = Esfuerzo permitido de diseño para los pernos de anclaje, psi

Figura 2. 6

Método de Área Equivalente para Cálculo Pernos de Anclaje

Si (4M/πd2) es mayor que (W/πd) hay una fuerza de levantamiento positiva que induce un esfuerzo de tensión, con magnitud dependiente de la distancia x cubierta por la mitad de los pernos de anclaje. La fuerza máxima F sobre el tornillo o perno, a una distancia x = d/2 del eje y es:

F=

T πd 4 M W = − N N dN

lbs./perno

Ec. 2. 49

y el área requerida por tornillo viene dada por,

 4M   d − W  Ab = NS a

lbs./perno

Ec. 2. 50

Los pernos no están diseñados para la fuerza de corte horizontal, desde que esta está claramente contrarrestada por la fricción entre el anillo base y la fundación de concreto.

57

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Obviamente, este procedimiento está simplificado ya que no trata de establecer con más veracidad las condiciones actuales de diseño, la carga inicial sobre el perno, o el efecto dinámico del esfuerzo de volcamiento externo. No obstante, está bien establecido en práctica este método para diseñar pernos de anclaje, y si un esfuerzo admisible relativamente conservador es utilizado en el diseño, Sa, generalmente da buenos resultados además de ser muy simple de utilizar.

En el Apéndice I.13, se incluyen tablas para la rápida selección de pernos de anclaje según cargas máximas de tensión, momento de volcamiento y peso muerto de operación del recipiente, tamaño del anillo base y el número (aproximado) de pernos a utilizar. Esto da el espaciamiento mínimo entre ellos, y el diámetro de éstos, en pulgadas. Luego de seleccionar el número y diámetro de los pernos por las tablas en el Apéndice I.13 de esta sección, se calcula el esfuerzo máximo permisible por perno. Si este se encuentra por debajo del Sa del material del cual esta hecho, entonces el número y tamaño de los pernos es aceptable.

En cualquier caso, para recipientes altos como columnas de destilación o chimeneas, el número mínimo de pernos de anclaje nunca será menor de 8, y siempre deberá ser un número múltiplo de 4.

Un espaciamiento mínimo de 18 pulgadas entre pernos deberá de ser conservado, si no es posible este arreglo por el pequeño diámetro del recipiente, entonces se puede optar por acampanar el faldón.

En el diámetro de los pernos de anclaje, por 10 menos 1/8 in. deberá de ser considerado por margen de corrosión, luego de calcular el diámetro real que se necesitara cuando el recipiente (y los tornillos) estén en su estado corroído.

Ver el cálculo modelo de pernos de anclaje, según el Pressure Vessel Design Handbook, de D.R. Moss, en el Apéndice II.17 según el Método de Área.

2.10 Diseño de Bridas y Conexiones de Tubería El diseño y selección de las bridas y los cuellos de boquillas, será hecho según UG-44 y UG11. La Presión y temperatura deberán de conformar con el código correspondiente, excepto para tubería sin costura, ANSI B16.9 Y BI6.11, cuando deberán de conformar con los requisitos del BPVC División 1.

58

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En el diseño de recipientes a presión, las bridas para conexiones son seleccionadas a partir de la norma ANSI B 16.5, considerando para ello la presión y temperatura de diseño y así obteniendo la capacidad (o el "rating") de la brida a ser usada. Sin embargo, para bridas especiales y que no estén consideradas dentro de esta norma, como son las bridas de cuerpo para recipientes e intercambiadores de calor, existen métodos, o procedimientos de cálculos para el diseño de las mismas. Entre estos procedimientos el más conocido e importante en el " Diseño Moderno de Bridas ", de Forjas Taylor (Taylor Forge International), el cual se detalla en el Apéndice I.25 para cinco (5) tipos de bridas RFWN, SO, LWN, FF/REVERSE, SO9. Estos procedimientos están basados en los últimos requerimientos del Apéndice II del código ASME, Sección VIII, División 1, 1.995.

2.11 Refuerzos de Boquillas El espesor de pared del cuello de una boquilla se calcula de la misma forma que el espesor de pared del recipiente. El cálculo de refuerzos en las boquillas de cualquier tipo de recipiente a presión esta basado en el UG-45 del código ASME BPVC, y no deberá de ser menor que: a. El mayor de los siguientes espesores, El espesor requerido del tubo,

t rb =

PD 2 SE − 1,2 P

t rb =

14,5 D 2(15 .000 ) − 1,2(14,5)

+ C.A.

Ec. 2. 51

o, + 0,125 .

Ec. 2. 52

b. El menor de los siguientes espesores,

Espesor del cuerpo del recipiente (tr), = ___________’ ó

9

Pressure Vessel Design Manual, Dennis Moss, 1.987 "General Design, 27-31.

59

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Espesor de la tubería estándar menos el 12,5% del espesor, mas corrosión, (UG-75) o sea,

t r = t rb (1 − 0,125 ) + 0,125

Ec. 2. 53

El espesor mínimo de la tubería es =:

Se adoptara una tubería de φ ______ SCH_______, con un espesor de: tb =________

2.12 Procedimiento Para Calcular el Área de Refuerzo de Una Boquilla Al abrir agujeros en la pared del recipiente para la colocación de boquillas, es necesario reforzar la pared en esa zona. El procedimiento descrito en el código para calcular estos refuerzos esencialmente establece que la cantidad de material de la pared que se remueva para la boquilla debería ser reemplazado, bien sea por refuerzo, o por un exceso de espesor en la pared de la boquilla, o por una combinación de estos.

El área total de la sección transversal requerida por refuerzo A, viene dada por,

A = d x tr x F

Ec. 2. 54

donde d = diámetro del agujero hecho para la colocación de la boquilla, menos la tolerancia por corrosión, in. . tri = espesor inicial requerido del recipiente determinado por las fórmulas anteriormente descritas, in.

F = factor de corrección para compensar la variación de los esfuerzos por presión en los distintos planos con respecto al eje del recipiente. F normalmente es igual a 1,0.

Sin embargo, cuando las aberturas en cilindros y conos son reforzadas, el valor de F puede tomarse de la Fig. UG-37 del código (ver Apéndice I.18 Reinforcement of Openings).

El área requerida de refuerzo A, está dada por:

60

Tera

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A = D t ri F + 2(t b − CA )t ri F (1 − f n )

Ec. 2. 55

donde tb = espesor de boquilla calculado anteriormente, tri = tr -CA F = 1,0 y

f ri =

S boquilla S recipiente

=

15.000 S recipiente

Ec. 2. 56

de forma que A, el área de metal que se le agregue a la boquilla debe estar dentro de los límites especificados en el Párrafo UG-40 del código, para que pueda ser considerado como un refuerzo. Brevemente podemos resumir estos límites a continuación: 1. Los límites de refuerzo medidos paralelamente a la pared del recipiente, estarán a una distancia de cada lado del eje de la abertura igual al diámetro de la abertura en condición corroída, o al radio de la abertura en condición corroída más el espesor de la pared del recipiente, mas el espesor de la pared de la boquilla; la que sea mayor.

2. Los límites del refuerzo medidos perpendicularmente a la pared del recipiente serán iguales a dos veces y media (2.5 veces) el espesor de la pared del recipiente en condición corroída o dos veces y media el espesor de la pared de la boquilla en su condición corroída, mas el espesor de cualquier refuerzo añadido en el lado del cuerpo en consideración (exc1uyendo el metal de soldadura); lo que sea menor.

El espesor del metal en las paredes del recipiente por encima del espesor requerido para resistir la presión interna y el espesor especificado por corrosión, pueden ser considerados como refuerzo de la boquilla. El área producida por este sobre espesor se dice que es el área disponible para refuerzo, A1 y será la mayor de:

A1 = ( E1t − Ft r ) d

Ec. 2. 57

A1 = ( E1t − Ft r )(t + t n )

Ec. 2. 58

donde

61

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E1 = 1, cuando la abertura es una chapa o cuando la abertura corta una junta circunferencial en la pared del equipo (excluyendo la junta del cabezal con el cuerpo del recipiente).

E1= La eficiencia de la junta en la tabla UW-12 del código (Ver Apéndice I.27), cuando cualquier parte de la abertura pasa por una junta soldada.

F = Factor de corrección, según UG-37, previamente definido. t = espesor nominal de la pared del recipiente en su condición corroída, in. tr = previamente definido, in. d = previamente definido, in. tn = espesor nominal de la pared de la boquilla en su condición corroída, in.

El área máxima en la pared de la boquilla disponible para el refuerzo A2,será la menor de:

A2 = (t n − t rn )5t

Ec. 2. 59

o,

A2 = (t n − t rn )(5t n + 2t e )

Ec. 2. 60

donde, t m = espesor requerido de la pared de una boquilla sin costura, in. t e = espesor de refuerzo, in. te = espesor del refuerzo, in.

Decimos que la boquilla esta reforzada adecuadamente cuando satisface la siguiente relación: A1 + A2 ≤ A Nota: Los excesos de metal en las soldaduras pueden ser considerados como refuerzos.

El material utilizado para refuerzo deberá tener un esfuerzo permisible mayor o igual al del material de la pared del equipo. No se le debe dar ningún crédito al hecho de que la resistencia del refuerzo este por encima de la resistencia del material de la pared del 62

Tera

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equipo. Si por el contrario, el material del refuerzo tiene una resistencia menor, el área de refuerzo debe aumentarse en proporción inversa a la relación entre los valores del esfuerzo permisible de los dos materiales. Esto compensará la reducción de la resistencia que tenga el material del refuerzo. Ver Fig. 2.50 y 2.51 del PVDM en el Apéndice I.25.

63

Tera

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3 Diseño de Recipientes Horizontales 3.1

Diseño Detallado de Recipientes Horizontales

Los métodos de diseño de soportes para recipientes horizontales están basados en el análisis de Zick presentado en 1.951. Este trabajo fue acogido con tanto entusiasmo que el ASME, API Standard 2510 y e1 British Standard 1515 publicaron el mismo con pequeñas modificaciones, como practica recomendada.

El método que presentaremos a continuación esta basado en el manual de D.R. Moss, procedimiento 3-910, y se atiene a los estándares que arriba se mencionan.

Un recipiente horizontal sobre sillas se comporta simplemente como una viga soportada en dos extremos, con las siguientes modificaciones: 1. Las condiciones de carga son distintas para un recipiente lleno, o parcialmente lleno.

2. Los esfuerzos en el recipiente pueden variar de acuerdo al ángulo que abarquen las sillas, 3. La carga debida al peso del recipiente se combina con otras cargas.

10

Diseño de sillas según Dennis Moss, Pressure Vessel Design Manual y Henry Bednar, Pressure Vessel Design

Handbook., 2nd Edition, Van Nostrand Reinhold, 1.986.

64

Tera 3.2

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Cargas a Considerar:

1. Reacción de las sillas. Es práctica recomendada diseñar un recipiente para por lo

menos, una carga total de agua.

2. Presión interna. Puesto que el esfuerzo longitudinal es solamente la mitad de el

esfuerzo circunferencial, solo cerca de la mitad del espesor del plato utilizado está disponible para resistir la carga del peso.

3. Presión externa. Si el recipiente no se diseña para vacío total porque el vacío

ocurre incidentalmente, una válvula despresurizadora de vacío se requerirá, especialmente cuando la salida del recipiente esté conectada a una bomba.

4. Carga por Viento. Los recipientes largos con valores de t/r muy pequeños están

sujetos a distorsión debido a la presión por viento. La experiencia indica que un recipiente diseñado para una presión externa de 1 psi. puede resistir cargas externas que se presenten en servicio normal.

5. Cargas de Impacto. La experiencia indica que durante el transporte, las cargas

por impacto las cuales son muy difíciles de calcular pueden dañar el recipiente.

Cuando se diseña el espesor de las sillas y el espesor de las soldaduras, está posibilidad debe considerarse.

3.3

Posición de Las Sillas

Idealmente las sillas para un recipiente horizontal deben de ser ubicadas para causar los mínimos esfuerzos en el cuerpo y sin requerir refuerzos adicionales. La localización exacta de las sillas de soporte está determinada por la tubería anexa al equipo y por el despliegue de plataformas sobre éste, que no siempre es lo mejor en términos de los esfuerzos existentes. La mayoría de los equipos cilíndricos horizontales están apoyados por dos sillas, preferiblemente con un ángulo de 120º de contacto, normalmente sobre pilares de concreto. Algunas veces el recipiente puede descansar directamente sobre los pilares de concreto. Cualquier asentamiento de la estructura de soporte no cambiara la distribución del peso por silla (ver Apéndice III.5, III.6, III.7 y III.8).

3.4

Máximo Esfuerzo Flexor Longitudinal en el Cuerpo

Un recipiente horizontal que descansa sobre dos soportes puede ser analizado como una viga que resiste la carga uniforme del peso del recipiente y su contenido por doblamiento.

Si el peso total es de 2Q y la longitud equivalente del recipiente es tomada como L+(4H/3), entonces el peso por pie lineal de la viga es w = 2Q/(L+4H/3). El líquido en los 65

Tera

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cabezales puede causar solamente esfuerzo de corte en la unión del cabezal y el cilindro, esto puede ser corregido sumando los esfuerzos de par que actúan sobre el cabezal. Los diagramas de esfuerzo y momento muestran como los máximos esfuerzos de flexión ocurren sobre los soportes y en el centro del recipiente Esfuerzo Flexor Máximo Longitudinal S1 en el Centro del Cuerpo.

M 1 = w[L / 2 − A]1 / 2[L / 2 − A] − w 2 HA / 3 − wAA / 2 + wRR / 4 − ( 2 wH / 3)(3 H / 8)

(

)

2Q  (L − 2 A)2 / 8 − 2 HA − A 2 / 2 + R 2 − H 2 / 4  L + 4H / 3  3  QL = 1 + 2 R 2 − H 2 / L2 / 1 + (4 H / 3) − 4 A / L 4 QL = K1 lb. ft .

4 =

[(

[(

) ]

)

Ec. 3. 1

]

EI valor de K1, la expresión en corchetes, depende de A/L, donde la distancia A es la variable. Todas las distancias son en pies, y la carga Q es en libras. El modulo de elasticidad

(a) Cargas y Reacciones

Sección a-a 8 = ángulo de contacto, grados

H = altura del cabezal, ft. b = ancho de la silla, in.

2∆ = porción efectiva de la carcaza por encima de la silla, radian.

R = radio de la carcasa, ft. r = radio de la caracasa, in. t = espesor de la carcasa, in. th = espesor del cabezal, in.

L = largo del cabezal, ft. xo = r sen ∆/∆ Q = carga por silla, lb.

(b) Diagrama esquemático de momentos

66

Tera

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Figura 3. 1 Momentos y esfuerzos en Recipientes Horizontales

es de Z = πr2t en in3 , el esfuerzo de flexión resultante S1 en el medio del recipiente está dado por:

S 1 = ±12

M1 12QLK 1 =± Z1 4πr 2 t

Ec. 3. 2

El esfuerzo máximo S1 es o en tensión (parte baja del cuerpo) o en compresión (parte alta del cuerpo).

Límites Permisibles de Esfuerzo.

El esfuerzo de tracción +S1 combinado con el esfuerzo de presión longitudinal PR/2t, no debe de exceder el esfuerzo de tensión permisible del material del cuerpo por la eficiencia de las juntas circulares. El esfuerzo máximo a compresión, -S1 ocurre cuando el recipiente está lleno con líquido de operación y bajo presión atmosférica. No deberá de exceder el máximo de esfuerzo compresivo para cuerpos cilíndricos, según el código ASME. Esfuerzo de Flexión Máximo Longitudinal S’1 en el Cuerpo del Recipiente en El Plano de La Silla.

El momento de flexión M2 en el plano de la silla es igual a:

67

Tera

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[

2Q 2 HA / 3 + A 2 / 2 − (R 2 − H 2 ) / 4 L + 4H / 3  1 − ( A / L ) + (R 2 − H 2 ) / 2 AL  = QA 1  lb ft.

1 + [4 H / 3 L ]   M2 =

[

]

]

Ec. 3. 3

Si la sección del cuerpo sobre la silla no es rigidizada, y esforzada a deflectarse, los altos momentos de flexión tangenciales locales en el aspa de la silla hacen de esta sección poco efectiva para flexión. El arco efectivamente descrito por el cuerpo no rigidizado en doblamiento es:

π θ

β  +  rad.

180  2 6 

2∆ = 2

Ec. 3. 4

el módulo efectivo de sección Z2 = I/C1

∆ + sen ∆cos ∆ - 2sen 2 ∆ / ∆ . r [(sen ∆ / ∆ ) − cos ∆ ]

Ec. 3. 5

∆ + sen ∆cos ∆ - 2sen 2 ∆ / ∆ 3 in . r [(sen ∆ / ∆ ) − cos ∆ ]

Ec. 3. 6

2∆ = r 3 t

= πr 2 t

para el lado en tensión. El esfuerzo S’1 es, por lo tanto,

S1' = 12

M2 Z2

Ec. 3. 7

(

)

(sen(∆ / ∆ ) − cos ∆ ) 3QL  4 A  1 − ( A / L ) + R 2 − H 2 / 2 AL    xπ 1 − = 2  2 1 + (4 H / 3L ) π r t L   ∆ + sen∆ cos ∆ − 2sen ∆ / ∆

(

3QLK 1' = psi πr 2 t

)

   

Ec. 3. 8 Ec. 3. 9

El valor de K1 , la expresión en corchetes, varía principalmente con los parámetros A/L y H/L, y el ángulo ∆, K1 y K1' pueden ser graficados como constantes para varios grupos de condiciones. Asumiendo H = 0 para K1 y H = R para K1' y R/L = 0,09 cómo un valor máximo, los valores K1 y K1' pueden ser vistos en las Figura 6.2 del Apéndice III.3.

68

Tera

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Si el cuerpo es atiesado por un rigidizador en el plano de la silla, o por anillos adyacentes a la silla, o si la silla es lo suficientemente cercana al extremo del recipiente (A≤R/2) el ángulo efectivo 2∆ se extiende sobre la superficie de corte entera, y el módulo de sección será:

Z = π r 2t

Ec. 3. 10

y el esfuerzo máximo:

S1' = ±

12 M 2 psi π r 2t

Ec. 3. 11

Limites Máximos Permisibles de Esfuerzos

El esfuerzo a tracción S1' combinado con el esfuerzo de presión PR/2t no deberá de exceder el esfuerzo a tracción permisible para el material del cuerpo multiplicado por la eficiencia de la junta circunferencial. El esfuerzo máximo en compresión Sl' debe de ser menor que aquel permitido por el Código en compresión.

3.5

Esfuerzos de Corte Máximos en el Plano de Las Sillas (Reforzamientos)

La distribución y magnitud de los esfuerzos de corte en el cuerpo, producidos por el peso del recipiente en el plano de la silla dependerá en una buena medida de como el cuerpo este reforzado.

Cuerpo Reforzado por un Anillo en el Plano de La Silla, Lejos de el Cabezal (A>R/2) Si el cuerpo está fabricado con un anillo rigidizador será lo suficientemente fuerte para resistir los esfuerzos cortantes inducidos por la carga. La carga, como se muestra en la figura 3.2, es la carga total vertical en el lado izquierdo del anillo en la sección a y es igual a:

  2Q =Q− L + 4 H 3 

  (L − 2 A − H ) ( A + H ) ≡ Q (L + H )  

69

Ec. 3. 12

Tera

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La fuerza de corte a través de la sección por unidad de longitud de arco (flujo de corte) qo varia directamente con el ángulo central ϕ y viene dada por

q0 =

Vsenϕ lb/in πr

Ec. 3. 13

La fuerza total vertical es: π  Vsenϕ  V = 2∑  (senϕ )r∆ϕ 0  π r 

Ec. 3. 14

La fuerza cortante en cualquier punto adyacente al anillo rigidizador será:

q 0 Vsenϕ = t π rt Q  (L − 2 A − H )   senϕ  = π r t  ( L + H ) 

S2 =

= K2

Ec. 3. 15

Q  L − 2A − H    rt  L + H 

El valor máximo K2 = (sen ϕ) /π ocurre cuando ϕ = 90° y K2 =l /π = 0,319, entonces

S2 =

0,319Q  (L - 2A - H )  psi rt  (L + H ) 

Ec. 3. 16

Cuerpo No Reforzado Por El Cabezal (A>R/2) o Cuerpo Reforzado Por Dos Anillos Rigidizadores Adyacentes a La Silla Nuevamente la superficie de corte efectiva que resiste esfuerzos de corte se toma reducida, con el máximo esfuerzo de corte (shear stress) en el tope de la silla. El arco descrito por la superficie efectiva se toma como

2∆ = (2π / 180 )[(θ / 2 ) + (β / 20 )]

Ec. 3. 17

= 2(π − α )

Ec. 3. 18

El diagrama de corte es el mismo que para el cuerpo reforzado, con la sumacion de el corte vertical de los dos lados de la silla igual ala carga Q:

70

Tera

Ingenieros Consultores DISEÑO DE SILLAS DE APOYO

Figura 3. 2

Distribución supuesta de esfuerzos de corte en una coraza sin rigidizadores por encima de las sillas (Cortesía de Welding Journal.)

Figura 3. 3

Distribución de corte en una coraza reforzada por sus cabezales. (Cortesía de Welding Journal.)

Figura 3. 4

Diagrama Mϕ de Carga y momento circunferencial en el anillo del plano de la silla (Cortesía de Welding Journal.)

71

Tera

Ingenieros Consultores

Qsenϕ 2  π rsenϕ 2 ∆ϕ 2 Q = 2∑0   r (π − α + senα cos α ) 

Ec. 3. 19

con una carga V sobre un lado de la silla, el esfuerzo de corte es

q2 =

=

Vsenϕ 2 r (π − α + senα cos α )

Ec. 3. 20

 (L − 2 A − H )  Qsenϕ 2 r (π − α + senα cos α )  ( L + H ) 

Ec. 3. 21

y el esfuerzo admisible de corte es,

 K ' Q   (L − 2 A − H )  S 2' =  2     rt   (L + H ) 

Ec. 3. 22

donde K’2 = sin ϕ2 / (π-α+ sin α cos). El valor máximo de K’2 ocurre en ϕ2 = α, para θ = 120°, K’2 = 1,171 y para θ = 150°, K2 = 0,799. Los ángulos en las fórmulas con funciones trigonométricas son en radianes.

Cuerpo Reforzado Por Los Cabezales (A <R/2) Si la silla esta cercana a las líneas tangenciales el cuerpo se reforzará del lado del cabezal. Una gran parte de la carga Q que provoca los esfuerzos de corte tangenciales serán trasladados a través de la silla a la cabeza y de regreso a la cabeza de la silla. Las fuerzas de corte q3 debido a la reacción de la silla serán resistidas por un arco π- α en el cuerpo un poco mayor que el ángulo de contacto θ/2 de la silla y el arco que actúa hacia arriba.

Las fuerzas de corte en la sección reforzada q1 actúan hacia abajo. Las resultantes de los componentes verticales de ambas fuerzas de corte deben ser iguales:

72

Tera α

2∑ 0

α

2∑ 0

Ingenieros Consultores

Qsenϕ1 (senϕ1 )r∆ϕ1 = Q(α − senα cos α ) / π πr

Ec. 3. 23

Qsenϕ 2  α − senα cos α   rsenϕ 2 ∆ϕ 2 = Q(α − senα cos α ) / π π r  π − α + senα cos α 

Ec. 3. 24

La fuerza de corte en el arco del cuerpo de α a π está dada por

q3  Qsenϕ 2  α − senα cos α     t  πrt  π − α + senα cos α  K 2' Q ' S2 = psi rt

S 2' =

Ec. 3. 25

en el plato del cuerpo y,

S 2' =

K 2' Q psi rt h

Ec. 3. 26

en el plato de la cabeza, donde

K 2' =

senϕ 2  α − senα cos α    π  π − α + senα cos α 

Ec. 3. 27

El valor de K’2 es un máximo cuando ϕ2=α. Para θ = 120°, el valor máximo de K’2; es 0.880, para α = 150°, el valor máximo de K’2 es de 0,485.

Límites de Esfuerzos Permisibles.

El esfuerzo de corte tangencial no deberá de exceder 0.8 veces el esfuerzo permisible en tensión.

3.6

Esfuerzo Circunferencial en La Punta de La Silla La reacción en la silla Q causa una fuerza tangencial de corte sobre el perfil transversal del cuerpo en el plano de la silla, como hemos visto anteriormente.

Estas fuerzas originan momentos de flexión tangenciales y esfuerzos de flexión en el cuerpo, con el esfuerzo flexor máximo en las puntas de la silla. Usando la solución 73

Tera

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para momentos flexores en un anillo con fuerzas tangenciales simétricamente aplicadas (q = Q sinϕ /πr), se puede derivar una solución aproximada para esfuerzos máximos en un cuerpo no rigidizado.

En la parte del anillo de sección uniforme fijadas a las puntas de la silla, el momento circunferencial Mϕ a cualquier ángulo ϕ esta dado por: 2   senβ    4 6 − + 2 cos 2 β    Qr  senϕ senβ cos β 1  senβ    β   9 − −3 + −  cos ϕ − Mϕ = cos ϕ + ϕ π  β  2 2β 2 4  sen 2 β  senβ     cos β + 1 − 2   β   β

Ec. 3. 28 el momento Mϕ es máximo cuando ϕ=β;

M β = K 6 Q r lbs. in.

Ec. 3. 29

donde K6 es la expresión en corchetes dividido entre π, con β substituido por ϕ. Las fuerzas de corte en un cuerpo no rigidizado no están distribuidas como en un cuerpo rigidizado, pero están más concentradas en la punta de la silla, dándole mayor fuerza tangencial de corte pero menor esfuerzo de doblado.

Para ser capaces de utilizar la ecuación derivada para Mϕ y para traer los esfuerzos flexores en el cuerpo en concordancia con los esfuerzos actualmente medidos, un espesor ficticio de plancha de cuerpo se toma igual a 4r, o L/2, el que sea más pequeño.

Adicionalmente, para incluir el efecto de refuerzo del cabezal, el coeficiente K6 en la ecuación para Mβ es ajustada a K3 :

M β = K 3 Q r lbs. in.

Ec. 3. 30

donde K3=K6

para

A/R > 1

K3=K6 /4

para

A/R < 0,5

gradualmente aumentando entre los dos valores.

74

       

Tera

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Las esfuerzos flexores en psi son:

Sb =

Mβ Z

Sb = ±

=±

6K 3 QR 3K 3 Q =± 2 4rt 2t 2

12K 3QR 6K 3 QR =± 2 Lt / 2 Lt 2

para L ≥ 8R

Ec. 3. 31

para L < 8R

Ec. 3. 32

el esfuerzo compresivo debido a la reacción directa P tendría que ser añadido y es asumido a ser igual a Q/4 para cuerpos sin rigidizadores. No obstante, el espesor de resistencia de la pared del cuerpo fue tornado sólo como el espesor de la silla más 5t de cada lado de la silla, puesto que la reacción P esta localizada en la punta de la silla. (Se puede usar un valor más liberal de 0.78√ r t de cada lado de la silla en vez de 5t). El esfuerzo resultante es:

Sc =

−Q 4t (b + 10t )

Ec. 3. 33

Ya que la suma de los dos esfuerzos es un máximo cuando es compresiva, los esfuerzos por presión no se suman a los esfuerzos de arriba. El esfuerzo máximo combinado en el cuerno (cacho!) de la silla esta dado en psi cómo:

S3 = −

3K 3 Q Q 4t (b + 10t ) 2t 2

S3 = −

12K 3 QR Q 4t (b + 10t ) Lt 2

para L ≥ 8R

para L < 8R

Ec. 3. 34

Ec. 3. 35

Limites Permisibles de Esfuerzos.

Los esfuerzos máximos calculados S3 no deberán de exceder 1.25 veces el esfuerzo permisible para materiales con igual resistencia de punto a cedencia tensil o compresiva.

Nota 1. El esfuerzo S3 puede ser reducido si se usa un plato de desgaste entre la

brida de la silla y el cuerpo del recipiente. El espesor combinado del plato de desgaste y el cuerpo puede ser usado en las fórmulas arriba si el plato de desgaste se extiende 0.10 r in. sobre el tope de las sillas y el mínimo espesor del plato de desgaste es de (b+ 10t) in. En ningún caso el espesor del plato adicional de desgaste deberá exceder el espesor del cuerpo del recipiente t.

75

Tera

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Nota 2. Debido a las concentraciones de altos esfuerzos locales en los cuernos de

las sillas, las uniones por soldaduras del recipiente deben permanecer lejos de estas.

3.7

Esfuerzos Adicionales en Los Cabezales Usados Como Rigidizadores La fuerzas de corte q y qz tienen componentes horizontales variables los cuales causan esfuerzos adicionales secundarios cumulativos sobre el esfuerzo de presión.

El esfuerzo inducido en cabezales combados sería la combinación de esfuerzos directos de membrana y de flexión y por lo tanto difícil de evaluar analíticamente.

Sin embargo, si el cabezal es reemplazado por un disco plano, las fuerzas se convierten en esfuerzos de tensión variable sobre toda la superficie transversal en vertical, permitiendo una solución aproximada aplicable a propósitos prácticos de diseño.

La sumatoria de los componentes horizontales a través de la sección y-y es igual a la fuerza resultante H: α π Q  Q  α − senα cos α  H = ∑  senϕ1 (cos ϕ1 )r∆ϕ1 − ∑  senϕ 2  (cos ϕ 2 )r∆ϕ 2   π − α + senα cos α  0  πr α  πr

H=

 Q sen 2α   2  (π − α + senα cos α ) 

Ec. 3. 36

Ec. 3. 37

La fuerza total es resistida por el área 2rth y el esfuerzo promedio de tensión será igual a H/2rth'. Asumiendo el valor máximo de esfuerzo a ser 1.5 veces el valor promedio de arriba, tenemos que:

 1 .5 S 4 =   2rt h

 Q    sen 2α      2   (π − α + senα cos α ) 

Ec. 3. 38

o también,

S4 =

K 4Q rt h

Ec. 3. 39

donde

76

Tera K4 =

Ingenieros Consultores

 3 sen 2α   8  (π − α + senα cos α ) 

Ec. 3. 40

Para θ= 120°, K4 = 0.401, y para θ= 150°, K4= 0.297.

Limites Permisibles de Esfuerzo.

El máximo esfuerzo S4 combinado con el esfuerzo de presión sobre el cabezal no debería ser mayor de 1.25 veces el máximo esfuerzo en tensión permisible para el material del cabezal.

3.8

Compresión del Anillo en el Cuerpo Sobre La Silla.

Para calcular los esfuerzos de compresión de la banda del cuerpo en contacto con la silla y las reacciones correspondientes se asume un contacto perfecto sin fricción. La suma de las fuerzas tangenciales que actúan sobre las dos esquinas de la silla y sobre la brida del cuerpo directamente por encima de la silla causan un esfuerzo de compresión sobre el anillo del cuerpo.

La máxima compresión ocurrirá en el fondo, cuando ϕ=π. Las reacciones Rϕ son perpendiculares al cuerpo pasando a través del centro O y no contribuyen al esfuerzo en compresión del mismo.

La fuerza cortante del anillo compresiva en cualquier punto A, a un ángulo ϕ en el cuerpo sobre las sillas será igual a la suma de las fuerzas cortantes tangenciales sobre el arco del cuerpo sobre el punto (ϕ- α).

La suma de las fuerzas de corte de los dos lados de la silla es:

 (− cos ϕ + cos α )  Tϕ = Q    (π − α + senα cos α ) 

Ec. 3. 41

con el valor máximo en ϕ= π:

  (1 + cos α ) Tπ = Q    (π − α + senα cos α ) 

Ec. 3. 42

77

Tera

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Figura 3. 5 Carga de compresión en la coraza y reacción de las sillas (Cortesía de Welding Journal.)

Figura 3. 6 Fuerzas actuando sobre los anillos rigidizadores en el plano de la silla (Courtesy of Welding Journal.)

Figura 3. 7 Dos rigidizadores adyacentes a la silla

78

Tera

Ingenieros Consultores Diseño de Sillas de Apoyo

Elevación

Vista Lateral

Figura 3. 8 Diseño de cargas para sillas de soporte de recipientes horizontales

Si el espesor efectivo del cuerpo es de b + 10 t, el máximo esfuerzo en compresión es de :

S5 =

K 5Q t (b + 10t )

psi

Ec. 3. 43

donde para θ=120°, K5 = 0,760 y para θ=150°, K5 = 0,673.

Límites Permisibles de Esfuerzos.

El esfuerzo máximo compresible S5 no deberá de exceder la mitad de la fuerza a cedencia y no es aditivo con el esfuerzo de presión. Si el plato de desgaste es usado, el espesor combinado con el espesor del cuerpo puede ser usado para calcular el esfuerzo S5 con tal de que el plato de desgaste se extienda r/10 in. más allá de la punta de la silla y su mínimo espesor sea (b + 10 t) in.

A partir de las fuerzas tangenciales Tϕ se pueden derivar las reacciones radiales de la silla Rϕ,

Rϕ rdϕ = Tϕ Rϕ =

dϕ + Tϕ dϕ 2

Ec. 3. 44

 Q   − cos ϕ + cos β  =    r  r   π − β + senβ cos β 

Tϕ

Ec. 3. 45

donde el ángulo β ha sido substituido por el ángulo α. Para ϕ=π, la reacción Rϕ se convierte en un máximo,

79

Tera

Ingenieros Consultores

 1 + cos β  Q  Rϕ =      r   π − β + senβ cos β 

Ec. 3. 46

El componente horizontal de la reacción Rϕ causará tensión a través de la silla con la fuerza máxima de rompimiento F en la vertical, π

F =∑ β

Q  − cos ϕ + cos β  r  π − β + senβ cos β

 sen 2 β  1 + cos β − Q 2 F=   r π − β + senβ cos β  

 senϕ rdϕ 

Ec. 3. 47

     

Ec. 3. 48

F = K8 Q

Ec. 3. 49

donde θ=120°, K8 = 0,204, y para θ =150°, K8 = 0,260. El área de corte efectiva de la silla de acero o del acero reforzador sobre el pedestal de concreto debe de estar r/3 de distancia del cuerpo.

Limites de Esfuerzos Permisibles.

La tensión promedio debido a la fuerza F no debe exceder 2/3 de la tensión permisible del material de la silla, ya que los esfuerzos tangenciales de doblamiento que han sido ignorados tienden a incrementar la fuerza total de rompimiento.

3.9

Diseño de Anillos Atiesadores

El uso de un anillo, o de varios anillos rigidizadores, se justifica cuando los valores de esfuerzos longitudinales, tangenciales y/o circunferenciales exceden los esfuerzos máximos permisibles.

Si los esfuerzos debidos alas reacciones de silla y las dimensiones del plato de desgaste se toman excesivos, se prefiere un anillo rigidizador (en el plano de la silla), o se usan dos anillos rigidizadores adyacentes a la silla.

80

Tera

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Rigidizador en el Plano de la Silla La distribución de las fuerzas cortantes tangenciales que transmiten el peso Q al anillo es conocida. La ecuación para el momento de doblado Mϕ inducidos en el anillo por las fuerzas cortantes está dada por la ecuación 3.28. El momento máximo ocurre cuando ϕ= β

M β = K 6 Qr

Ec. 3. 50

donde para θ=120°, K6= 0,0528, y para θ=150°, K6= 0,0316. La fuerza directa tangencial Pβ en el punto donde Mϕ = Mβ esta dado por,

Pβ =

Q  senβ (1 − cos β ) − cos β  + cos β (M β − M t ) β  π  2   r (1 − cos β )

Ec. 3. 51

donde Mt es el momento de doblado cuando ϕ= 0 ó,

Pβ = K 7 Q

Ec. 3. 52

donde para θ=120°, K7= 0,340, y para θ=150°, K7= 0,303.

Asumiendo el tamaño del anillo de refuerzo de área de corte a (in2), y del módulo de sección Z = I/c in3 del anillo, el esfuerzo combinado en el anillo, máximo en ϕ= β, es

   Pβ Mβ   S6 = − ± a  I     c    

Ec. 3. 53

   K Q K Qr  S6 = − 7 ±  6  a  I    c    

Ec. 3. 54

El anillo adicional, generalmente de área de corte uniforme, se austa mediante soldadura a la parte externa del recipiente, de forma de no impedir el flujo o dificultar la limpieza, además de estar sujeto a las puntas de la silla (horns of the saddle).

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Anillos Adyacentes a la Silla El arreglo de dos anillos de refuerzo adyacentes a la silla, por ejemplo, para un recipiente cilíndrico de pared fina, soportado directamente sobre pilares de concreto, se usa muy rara vez.

Si los atiesadores son colocados cercanos a la silla, los anillos reforzaran la sección del cuerpo entre ellos. Los esfuerzos de corte tangenciales serán distribuidos en anillos, del lado lejano a la silla. No obstante, la distribución de cortes en el lado de la silla sobre la silla, será similar a la vista en la sección de cuerpos no-rigidizados.

El momento máximo de doblez en los anillos ocurre cerca de la línea horizontal central, donde θ=120°, K8= 0,0577, y para θ=150°, K8 = 0,0353, y n es el numero de anillos usados. La máxima fuerza tangencial Pp esta dada por,

Mρ = −

K 9Q r n

Ec. 3. 55

donde θ=120°, K9= 0,265, y para θ=150°, K8= 0,228, y n es el numero de anillos empleados. El esfuerzo máximo combinado en el anillo es de:

 − Pρ S 8 =   na

   I   ±  M ρ n   c   

Ec. 3. 56

    − K 9 Q   K 8 Qr  psi S8 =  ±  n a   n I     c    

Ec. 3. 57

El límite arriba descrito es el mismo que para el anillo en el plano de la silla. Los coeficientes arriba mencionados se resumen en las tablas de los Apéndice III.2, III.3, III.4 y III.5).

3.10 Diseño de las Sillas Las cargas de diseño para las sillas de soporte son: el peso de operación, combinado con cargas por viento o sismo, la fuerza de fricción entre la silla y la fundación, y el 82

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peso de prueba. La fuerza de fricción es causada por la expansión y contracción del cuerpo del recipiente si la temperatura de operación varía de la atmosférica. Para pequeños cambios inducidos por temperatura en la longitud del cuerpo, las sillas con estructura soporte se pueden hacer lo suficientemente fuertes y flexibles para resistir las fuerzas térmicas. Sin embargo, si se espera un movimiento por temperatura del recipiente, un plato autolubricado de soporte con baja coeficiente de fricción debe ser provisto para reducir así las fuerzas de expansión.

Generalmente, a menos que la situación geográfica del equipo lo justifique, la carga por viento puede ser ignorada en cálculos de recipientes horizontales. Si los esfuerzos debido al viento o sismo son sumados a otros esfuerzos de carga, los esfuerzos permisibles pueden ser aumentados en un 1/3.

Consideraciones de Materiales Los materiales de acero comúnmente utilizados en la construcción de sillas son A283 Gr. A o C, y para temperaturas bajas de diseño, (por debajo de 32 ºF), A-516 Gr. 70. Los esfuerzos permisibles de diseño según especificaciones AISC son: en tensión:

Sa = 0.6 Sy

en corte:

Ss = 0.4 Sy

en doblamiento:

Sb = 0.66 Sy

Análisis de Esfuerzos: Componentes de Apoyo de las Sillas: la brida superior, la

plancha del alma, los montantes atiesadores y el plato base con las soldaduras interconectadas son investigadas para el esfuerzo máximo.

El plato de desgaste entre la brida tope y el recipiente, si se añade para reducir la concentración de esfuerzos locales sobre la pared del cuerpo, se considera como parte del cuerpo.

Brida Tope: El ancho de diseño de la brida superior varía desde 8 a 18 in. Para los

efectos del cálculo del espesor tf, la brida puede ser considerada como una franja de una pulgada de ancho, viga cantilever, de longitud b/2, ó c, para ser más exactos.

No obstante, con anillos rigidizadores y plancha del alma (nervios) soldados ala brida, también puede ser asumida como consistiendo de platos con tres lados fijos y uno libre.

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La plancha del alma soporta la carga compresiva del peso, como también cualquier doblamiento debido a la expansión térmica o fuerza de sismo.

Arriostamiento.- Los anillos atiesadores refuerzan la brida, la plancha alma y la placa

base. Junto con la plancha alma estos pueden ser tomados como columnas cortas, cargando la carga vertical debido al peso y el momento flexor debido a la expansión térmica en la base de la silla. El número aproximado de refuerzos necesarios es de N= (m/24) + 1, incluyendo los rigidizadores externos. El espesor mínimo de los rigidizadores es de 3/8 in. para recipientes hasta los 6 ft. de diámetro y de 1/2 in. mínimo para recipientes con un diámetro mayor de 6 ft.

Placa Base.- Se asume uniforme una presión de carga compresiva entre el plato

base y el concreto y limitada por la presión de soporte permisible sobre la fundación de concreto. El espesor tb es calculado de la misma forma que el espesor de las bridas.

Pernos de Anclaje.- Ya que el momento debido al viento no es lo suficientemente

grande para causar volcamiento, se puede usar el tamaño mas pequeño de los pernos de anclaje (3/4 -1 in.) para localizar las sillas. No obstante, estas deben ser diseñadas para sobreponerse a cualquier expansión térmica o fuerza sísmica.

Soldaduras.- Generalmente, la soldadura entre brida y cuerpo es continua, toda

alrededor. Las soldaduras que conecten platos alma (web plates) a la brida, o platos alma al plato base pueden ser de tipo intermitente. Las soldaduras que conecten refuerzos a la brida y a los platos base deben ser continuas. Usualmente, el mínimo espesor de soldadura (1/4 -7/16 in.) basado en espesor mínimo de los platos es satisfactorio.

La mayoría de las secciones cilíndricas tienen un espesor uniforme que se determina por el esfuerzo circunferencial que se origina como resultado de la presión interna.

Ya que el esfuerzo longitudinal de un cilindro es solo la mitad del esfuerzo circunferencial, un cilindro tiene la resistencia de una viga. Esto hace que el soporte de tipo silla sea ideal en la mayoría de los casos. Hay sin embargo algunas limitaciones que se deben satisfacer para que el Código sea respetado.

Cuando un recipiente cilíndrico se coloca horizontalmente y se soporta simétricamente sobre dos sillas, cada soporte aguanta la mitad de la carga total del recipiente. Esto es cierto aún en los casos donde ocurre asentamiento diferencial entre dos soportes, o donde la diferencia de temperatura produzca un arco en el

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recipiente. De allí, que un sistema de dos soportes sea mejor que uno de soportes múltiples.

La ubicación y tipo de soporte más económico normalmente depende de la resistencia del recipiente a ser soportado y del costo de los soportes, ya que en muchos casos hay que considerar el uso de rigidizadores.

Como ya lo hemos visto, el código ASME requiere un ángulo mínimo de contacto de 120º entre el recipiente y la silla. Debido a que el ancho de la silla no es un factor determinante se puede usar normalmente en este caso 12 pulgadas de ancho en el soporte. El ancho del soporte, por supuesto, debería de ser incrementado para recipientes muy pesados, y disminuido en el caso de recipientes más pequeños.

Para recipientes de pared delgada, la mejor ubicación de los soportes es cerca de los cabezales, previendo que estos puedan soportar su propio peso más el peso de su contenido y que los cabezales tengan la rigidez suficiente para transmitir la carga a los soportes. En los casos de recipientes de paredes gruesas, la mejor ubicación de los soportes es donde el máximo esfuerzo longitudinal de flexión en el cuerpo del recipiente (y transmitido a los soportes ) es igual al máximo esfuerzo de flexión que se produce en la mitad del recipiente, previendo que el cuerpo tenga la suficiente rigidez para resistir la flexión y transmitir la carga a los soportes. Cuando el recipiente no tiene la suficiente rigidez, se deben colocar anillos rigidizadores. Los recipientes también deben ser lo suficientemente rígidos como para soportar otros tipos de cargas externas, como es el caso del viento.

Las pruebas han demostrado que, aparte de los soportes, un recipiente cilíndrico lleno de líquido no experimenta ningún esfuerzo de flexión. Sin embargo, en la región directamente encima de los soportes, se desarrollan esfuerzos de flexión circunferencial, haciendo que la porción no rígida de la pared del recipiente se flexione y deje de tener las propiedades de una viga. Esto reduce el momento de inercia efectivo de la pared del recipiente.

Ante la posibilidad de pandeo en el área de los soportes, es deseable conocer los esfuerzos aproximados que existen en varios lugares de los recipientes cilíndricos. El método mas recomendado para el calculo de soportes tipo silla y su ubicación sigue siendo el basado en el trabajo de L.P. Zick. (1.959)

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Figura 3. 9 Detalle típico de silla soportes para recipientes horizontales largos Calculo de Esfuerzos Combinados

3.11 Cálculo de Esfuerzos combinados Las cargas inducidas por todos aquellos esfuerzos anteriormente descritos, pueden ser investigadas en combinación, para establecer las cargas que gobiernan realmente.

Combinación de cargas de viento (o sismo), presión interna y peso del recipiente: Condición de Esfuerzo Del lado del viento

Del lado de sotavento:

+ Debido al Viento

- Debido al Viento

+ Debido a Presión Interna

+ Debido a Presión Interna

- Debido al Peso

- Debido al Peso

Combinación de la Carga Por Viento (o carga sísmica), presión externa y peso del recipiente: Condición de Esfuerzo Del lado del viento

Del lado de sotavento,

+ Debido al Viento

- Debido al Viento

- Debido a Presión Externa

- Debido a Presión Interna

- Debido al Peso

- Debido al Peso 86

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Los signos positivos denotan tensión, mientras que los negativos, compresión. La sumatoria de los esfuerzos indica si los esfuerzos en tensión o compresión predominan.

Normalmente se asume que las cargas máximas debidas a viento y sismo no ocurren simultáneamente, de forma que el recipiente puede ser diseñado para cualquiera de las dos (viento o sismo) la que predomine más, ej. aquella cuyo valor sea mayor.

Los Esfuerzos flexores causados por excentricidad serán resumidos con esfuerzos que resulten de cargas de viento o sismo, Para recipientes horizontales, los esfuerzos serán calculados en los siguientes sitios: 1. En la base de las sillas 2. En el área de contacto entre el plato alma y el plato base (web and base plates) 3. En el pico de la silla (horn of the saddle)

Para recipientes verticales, los esfuerzos se calcularán en las siguientes localidades: 1. En la base de la columna 2. En el punto de unión del cabezal del recipiente al faldón 3. En el punto de unión entre el cabezal inferior y el cuerpo del recipiente, 4. Para

recipientes irregulares, en los puntos donde el recipiente cambie de diámetro o espesor,

Los esfuerzos serán examinados en los siguientes sitios, adicionalmente: 1. Durante erección y/o desmantelamiento, 2. Durante prueba, 3. Durante operación,

Bajo estas condiciones tan diferentes, el peso de un recipiente y consecuentemente las condiciones de esfuerzos también serán distintas. Además, recordémonos que durante erección/desmantelamiento, el recipiente no estará bajo presión externa o interna.

Es más importante chequear combinación de esfuerzos para recipientes verticales que horizontales, ya que el análisis de otros esfuerzos es ya de por si bastante completo en estos últimos.

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4 Diseño de Tanques para Almacenamiento de Crudos 4.1

Introducción

En esta sección se discutirán los aspectos fundamentales a considerar en el diseño, fabricación, erección y prueba de tanques cilíndricos, verticales, sobre el nivel de tierra, cerrados y abiertos, soldados, de acero, de varios tamaños y capacidades, para presiones internas que se aproximen a presiones atmosféricas.

Todos los cálculos que haremos están basados en el código API-650, ultima edición, a menos que se especifique lo contrario.

Los Apéndices del API-650 incluyen, pero no se limitan a:

Apéndice A

Bases de Diseño Opcionales para Tanques Pequeños

Optional Design Basis For Small Tanks Apéndice B

Fundaciones Externas de Tanques Tank External Foundations

Apéndice C

Techos Flotantes Externos de Tanques Tank External Floating Roofs

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Apéndice D

Evaluaciones Técnicas Technical Inquiries

Apéndice E

Diseño Sísmico de Tanques de Almacenamiento Seismic Design of Storage Tanks

Apéndice F

Diseño de Tanques para Presiones Internas Pequeñas Design of tanks For small Internal Pressures

Apéndice G

Techos tipo domo de Aluminio Aluminum Dome Roofs

Apéndice H.

Techos flotantes Internos Internal Floating Roofs

Apéndice I

Detección de Fugas Debajo del Tanque Undertank Leak Detection

Apéndice J

Tanques de Almacenamiento Ensamblados en Taller Shop Assembled Storage Tanks

Apéndice K

Procedimiento Alternativo para Calcular Espesores de Coraza del Tanque Alternate Procedure For Calculating Tank Shell Thicknesses

Apéndice L Apéndice M Apéndice N

También tenemos el API-653, Reparación de Tanques Modificación y Reconstrucción "Tank Repair, Alteration and Reconstruction", el cual esta dirigido a la potencialidad de repontenciar, reparar o alterar tanques de almacenamiento grandes, superficiales, atmosféricos. Sus características son:

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1. Prevenir fallas catastr6ficas debidas a fracturas por fragilidad del metal, 2. Es un documento orientado hacia la ingeniería.

Nosotros estaremos más orientados hacia el API-650: "Recommended Practice For Oil Storage Tanks" (not exceeding 2.5 pounds per square inch internal pressure), aunque el standard API-620: "Recommended Rules For Design and Construction of Large, Welded, Low Pressure Storage Tanks" (15 psi o menos) será mencionado también. EI API-2000 "Venting Atmospheric and Low Pressure Storage Tanks", es muy útil a la hora de considerar venteos y drenajes de tanques, como lo son el API-520 y API-521, "Sizing of Relief Valves and Other Venting Devices", para líneas de gases y crudos.

La construcción de tanques tiene una historia larga. Su uso creció rápidamente con los descubrimientos de crudo del final del siglo 19. En 1928, API (American Petroleum Institute) publicó la primera edición de las especificaciones de tanques hechos de planchas con remaches. EI API-12C, "Welded Storage Tank Specification", el precursor al presente API-650, fue por primera vez publicado en 1936. Basado en un sondeo de API en 1989, hoy existen más de 700,000 tanques atmosféricos, superficiales, en los Estados Unidos.

Solamente 5% de estos tanques proveen 67% de la capacidad disponible.

Desafortunadamente, estos tanques han recibido la mayor atención sólo de la industria y las agencias regulatorias.

En 1988 otro estudio hecho por la API documentó pérdidas e incidentes de derrames. Las roturas de tanques comprendieron solo el 5.4% de las 132 fugas que ocurrieron en el mundo entre 1970 y 1988. Sin embargo, las roturas de tanques también fueron responsables por casi 19% del material que se fugó. El coste de limpieza, daño a la naturaleza, el ambiente y la publicidad adversa que se generó de estos incidentes lanzó las actuales regulaciones de tanques y el desarrollo del código API-653.

Los tanques atmosféricos tienen una larga historia de problemas. Es por ello que API-650 y API-653 no han sido creados en el vacío. Los dos estándares representan más de 65 años de experiencia y desarrollo acumulado de tanques superficiales atmosféricos.

4.2

Diseño del Cuerpo - Espesores de Pared

EI diseño del cuerpo o espesores de las láminas que componen el cuerpo cilíndrico de un tanque se hace de acuerdo a la sección 3.6 del API-650. Cada etapa de lámina tiene que

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tener un espesor menor a la etapa debajo de ésta. Según el Método de Un-Pie (One Foot Method), el espesor mínimo requerido de los cursos, o bandas de la pared de un tanque, será el mayor de los espesores calculados según las siguientes fórmulas:

4.2.1 Espesor Mínimo de Diseño de la Pared, td

td =

2, 6 D( H − 1)G + C. A. Sd

Ec. 4. 1

pero nunca deberá ser menor de: 3/16 in. , diámetro promedio del tanque menor de 50 pies, 1/4 in, 50 a 20 pies excluyente del diámetro promedio del tanque, 5/16 in., 120 a 200 pies, incluyendo el diámetro promedio del tanque, 3/8 in, sobre los 200 pies del diámetro promedio del tanque, o según prueba hidrostática, el espesor mínimo de pared, t,

tt =

2, 6 D( H − 1) St

Ec. 4. 2

donde St = esfuerzo permisible en la condición de prueba hidrostática, lbs/in2 Sd = esfuerzo permisible en la condición de diseño, lbs/in2 D = diámetro interno del tanque, en pies H = altura de la parte inferior de un anillo del cuerpo al tope del ángulo tope de coronación, o al fondo de cualquier rebosadero, en pies, G = gravedad específica del liquido a ser almacenado, pero en ningún caso menor de 1.0, R = radio de curvatura del techo, en pies, t = espesor mínimo requerido del anillo en consideración, en pulgadas,

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θ = ángulo del cono con la horizontal, en grados.

4.3

Diseño de la Viga de Arriba lntermedia de Ala Ancha para Viento (Top and Intermediate Wind Girders).

Los Tanques abiertos estarán provistos de anillos rigidizadores para mantener su redondez cuando el tanque sea sometido a cargas por viento. Los anillos rigidizadores deben de ser localizados muy cerca de o sobre el tope del planchón de más altura y preferiblemente en la parte de afuera de el cuerpo del tanque. Éste diseño de anillos rigidizadores aplica a tanques de techo flotante cubiertos en el Apéndice C.

4.4

Tipos de Anillos Montantes de Refuerzo (Atiesadores)

Estos se conforman de acuerdo a lo estipulado en la sección 3.9 del código API-650.

Cuando el tanque esté expuesto a una presión externa uniforme, es aconsejable primero chequear el espesor de la pared usando el API-620, ya que el primero no dá reglas que cubran el diseño de anillos cilíndricos para presiones externas (o al vacío).

Los anillos de refuerzo nunca deberán tener un tamaño menor de un perfil L de 2½ x 2½ x ¼ pulgadas. De igual forma, el espesor mínimo de plancha a usar en anillos rigidizadores formados o de construcción deberá de ser de 1/4 de pulgada como mínimo.

4.4.1 Diseño del Anillo Atiesador Superior El módulo de sección mínimo requerido de un anillo rigidizador estará determinado por la ecuación:

Z = 0, 0001D 2 H 2

Ec. 4. 3

donde Z= módulo de sección, en in3 D= diámetro nominal del tanque, en ft.

H= altura del cuerpo del tanque, en ft.

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4.4.2 Anillos Rigidizadores Intermedios El tamaño más alto de un cuerpo no rigidizado, en pies, no excederá:

 100t  H1 = 6 (100t )    d 

3

Ec. 4. 4

donde H1 = la distancia vertical entre el ángulo tope y la viga intermedia de viento del cuerpo, ó el anillo de viento superior de un tanque de techo abierto, en pies. t = espesor promedio en altura H1 , en pulgadas.

D = diámetro nominal del tanque, en pies.

Demás esta decir de que si H1 se calcula mayor que la altura de el cuerpo usado en determinar el promedio del espesor, no hará falta un anillo rigidizador.

4.5

Cálculo del Momento de Volcamiento Debido a Fuerzas Sísmicas

El momento de volcamiento debido a fuerzas sísmicas aplicado al fondo del cuerpo se puede determinar como sigue,

M = ZI [C1Ws X s + C1Wr H t + C1W1 X 1 + C2W2 X 2 ]

Ec. 4. 5

donde M= momento de volcamiento aplicado al fondo del cuerpo del tanque, en pies-libras. (foot-pounds).

Z= coeficiente de la zona, según Covenin 1756.

I= factor de facilidades esenciales. Un factor de 1.0 será usado en todos los tanques, excepto cuando el comprador especifique un factor mayor de I. C1 y C2 coeficientes de fuerzas laterales, determinadas según E.3.3, API-650 Ws = peso total de el cuerpo del tanque, en libras.

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Xs= altura desde el fondo del cuerpo del tanque, al centro de gravedad del cuerpo, en pies.

Wr = peso completo del techo del tanque (fijo o flotante), en libras.

Ht = altura total del cuerpo del tanque, en pies.

W1 = peso de la masa total efectiva de los contenidos del tanque, que se mueve en unísono con el cuerpo del tanque, determinado según E.3.2.1, API- 650, en libras.

X1 = altura desde el fondo del cuerpo del tanque al centroide de la fuerza sísmica natural aplicada a W1, determinada por E.3.2.2, API-650, en pies.

W2= peso de la masa efectiva del primer modo de batimiento de los contenidos del tanque, determinado por E.3.2.1, API-650, en libras.

4.6

Cálculo de Viento Para Tanques de Almacenamiento

Las cargas de viento deben ser determinadas de acuerdo a la presión de diseño por viento (q), como sigue,

qh = C (V30 ) 2 khGCs

Ec. 4. 6

donde, qh = Presión de diseño del viento a la altura h, ft/s.

C = Constante derivada de la densidad del aire y la unidad de conversión apropiada (0.00256) mph y ft/s.

V30= Velocidad máxima del viento, mph. kh = Factor de corrección de la altura, adimensional. kh = (h/ho)2/n h = Altura sobre el nivel del suelo adyacente a la estructura, ft. ho = Altura de referencia para la velocidad de diseño por viento, (30 pies), n = Factor de irregularidad para la superficie del terreno, adimensional.

G = Factor de respuesta a ráfagas, adimensional, G = 0.65 + 9.33(K1)0.5(h/ho)1/n 94

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Cs= Coeficiente de presión o factor de forma estructural, adimensional, K1= Coeficiente de arrastre de superficie, adimensional.

4.7

Diseño de la Estructura Interna de Soporte, (de ser requerida)

EI diseño de techos es muy variado, pero puede ser confinado a las siguientes definiciones, que no son consideradas delimitantes de cualquier otro tipo de techo que pueda existir: Techo Cónico Soportado, es aquel que está formado por la superficie de un cono

derecho, con el principal soporte provisto de un marco armado de pares (alfardas) sobre vigas o columnas o pares sobre cerchas con o sin columnas.

Techo Cónico Auto-Soportado, es aquel que tiene la forma aproximada de la

superficie de un cono derecho, soportado sólo en su perímetro.

Techo Domo Auto-Soportado, es aquel que está aproximadamente hecho a

semejanza de una superficie esférica, soportada sólo en su periferia.

Techo Auto-Soportado Tipo Paraguas, es aquel que tiene forma de domo modificado,

hecho de forma que cualquier secci6n horizontal es un polígono regular con tantos lados c6mo hay laminas en el techo, soportado sólo en su perímetro.

4.8

Diseño de Techos Auto-Soportados

Un techo auto-soportado esta diseñado según la sección 3.10.5 del código API-650.

Techos cónicos auto soportantes deberán de conformar a los siguientes requerimientos.

Máximo θ = 37 grados (tangente 9:12) Mínimo sin θ = 0.165 (gradiente 2: 12 pulgadas) Espesor mínimo =

D , pero no menos de 3/16 in 400sin θ

Espesor máximo = 1/2 pulgada.

Ec. 4. 7 Ec. 4. 8

donde,

95

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D= diámetro nominal del espesor del tanque, en pies. θ = ángulo del cono con la horizontal, en grados.

Para techos tipo domo y paraguas, los requisitos son los siguientes: Radio Mínimo = 0.8 D, a no ser que el comprador diga distinto, Radio Máximo = 1.2 D, R =D, a no ser que el comprador especifique distinto, Máximo Espesor, t = 1/2 in.

Mínimo Espesor, t =

4.9

R , pero no menor de 3/16 in.

200

Ec. 4. 9

Cálculo del Angular de Coronación.

Según la sección 3.10.6.2, el área de corte del ángulo de tope, en pulgadas cuadradas, mas las áreas de corte del cuerpo y de las planchas del techo, dentro de una distancia de 16 veces su espesor, medidas desde su punto mas remoto de fijaci6n al ángulo de tope, deberá ser igual o exceder (ser un mínimo).

Para techos auto soportados,

Para Techos Tipo Domo y Paraguas, Auto Soportados

D 3000sin θ

DR 1500

donde, R = radio de curvatura del techo, en pies D = diámetro interno del tanque, en pies.

96

Ec. 4. 10

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4.10 Techos Soportados Por Columnas o Estructuras Internas En la sección 3.10.4 del código API-650, se describe este diseño. Básicamente, se calcula el peso del techo a soportar, y se selecciona una columna capaz de soportar este peso en compresión sin pandeo, o sea

f a fb f by + + ≤ 1, 0 Fa Fb Fby

Ec. 4. 11

donde, Fa = esfuerzo permisible axial, que seria permitido de sólo existir una fuerza axial, Fb =esfuerzo flexor en compresión, que seria permitido si el momento flexor sólo existiese, fa = esfuerzo axial calculado fb = esfuerzo flexor compresivo calculado en el punta de consideración. y según tablas del AISC, Octava Edición, teniendo un valor de L/R, se puede obtener un esfuerzo permisible para tal columna, tubo, perfil, o lo que se decida usar (ver 3.10.4.6) como sostén principal. También puede referirse al 3.10.3 del API-650 para esfuerzos permisibles según índice el L/R. El espaciamiento entre “rafters”, se hace del lado del perímetro, a 2π, o 6.28 ft, y del lado de adentro, y según el diámetro del plato central, Di el espaciamiento se calcula,

2π Di ft.

N (12)

Ec. 4. 12

donde, Dj = espaciamiento interno de los radios, o nervios del techo, en pulgadas, N = numero de nervios, EI espaciamiento entre los nervios en la columna central no será mayor de 5.5 ft, según 3.10.4.5 del código API-650.

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4.11 Carga Total Sobre El Peso del Techo Para hacer este cálculo primero hay que saber el número de “rafters” ( o radios, o nervios) que se desprenden de la columna central, y hacer el cálculo de fuerzas estáticas sobre el perfil seleccionado que se escoja como “rafter”. Estos estarán simplemente soportados como vigas cantilevers entre la columna pilar, y el perímetro del tanque. EI cálculo de la distribución de peso se hace, sabiendo el espesor de las planchas que se usen para el techo, y un peso/longitud es calculado, para el estado corroído y no-corroído de las alfardas. Las alfardas en contacto directo con el techo se consideraran tener un soporte adecuado lateralmente, de la fricción entre las planchas del techo y las bridas de compresión de los nervios, o pares, con las siguientes excepciones: 1. Vigas y uniones de paletón abiertas (open web joints) usadas como nervios, 2. Nervios que tengan una profundidad mayor de 15 pulgadas, 3. Nervios que tengan una vertiente mayor de 2: 12 pulgadas.

4.12 Análisis de Viento y Sismo El viento será calculado en todos los casos con el ANSI 58.1, para recipientes horizontales como también verticales y tanques de almacenamiento industrial.

El análisis de sismo será según el UBC (Uniform Building Code) , -aunque éste aplica más a columnas verticales -y para sismo- , como también dependerá del API-650 Apéndice E, en el caso de sismo. COVENIN ha publicado un estándar para territorio venezolano, clasificándolo en las cuatro zonas que se acostumbra a usar cuando se empleen los factores del código. Estas están publicadas según Gaceta Oficial, y en la norma COVENIN 1756, Normas Para Edificaciones Antisísmicas, 1966.

A continuación se detallan los aspectos más relevantes en el cálculo de los momentos de la base y fuerzas de corte, cuando se utiliza cada uno de estos códigos en el caso de los tanques.

ANSI 58.1 (ASCE 93)

Este código es el más usado para el cálculo de fuerzas para estructuras sensibles al viento, las cuales se definen como aquellas las cuales por sus características dinámicas tienen una alta respuesta al viento. Este incluye pero no se limita a los brazos de carga marinos, chimeneas, mechurrios, tanques y recipientes verticales 98

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con una relación altura/diámetro no mayor de 10. Las estructuras con perfiles de altura bajos, no son consideradas normal mente bajo amenaza del factor viento.

UBC (Uniform Building Code)

Este código es mas aplicable a estructuras largas (esbeltas), -"thin-walled vessels que pueden generar un periodo de vibración parecido o igual a la frecuencia de respuesta natural del material del recipiente, que puede causar resonancia y llegar a ser altamente destructivo. Aplica más a recipientes verticales/horizontales con una relación altura/diámetro mayor de 10, Y es un código netamente sísmico.

API-650 E

Este apéndice del API se refiere totalmente a cómo calcular momentos y fuerzas de corte en la base de tanques debido a movimientos sísmicos. Aplica para todo tipo de tanque de almacenamiento, desde los más grandes a los más pequeños, y calcula el momento de volcamiento para este tipo de recipientes.

AISC (American Institute of Steel Construction)

Esta norma nos ayuda en la selección del perfil o columna a seleccionar como soporte principal del techo del tanque, de acuerdo a un factor L/D que básicamente predice el efecto de pandeo para ese determinado tubo seleccionado, según las cargas impuestas a éste. Si las cargas son mayores que la carga máxima concéntrica permisible (allowable concentric load) que éste puede soportar, entonces habrá que seleccionar otro tubo de mayor diámetro.

4.13 Construcción Esta sección detalla los requisitos mínimos que se deberían cumplir para la fabricación y construcción de tanques normalizados.

A continuación se detallan los procedimientos y normas a seguirse en la fabricación y construcción de los tanques y sus componentes, así como también los tipos y características de las soldaduras a usarse.

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4.13.1 Soldaduras.

Soldadura a Tope

Soldadura colocada en ranura entre dos laminas próximas entre sí. La ranura puede ser a escuadra, con chaflán en "Y" o "U" (sencilla o doble).

Soldadura a Solapa

Soldadura con sección triangular que une dos superficies sobrepuestas Soldadura a Listón.

Soldadura con sección triangular que une dos superficies colocadas perpendicularmente.

Doble soldadura a tope

Unión entre dos superficies próximas entre sí que se encuentran en un mismo plano y soldadas desde ambos lados.

Soldadura Sencilla a Tope

Unión entre dos superficies próximas entre si que se encuentran en un mismo plano, soldadas por un solo lado Las soldaduras se efectuaran con arco eléctrico, preferiblemente con máquinas de regulación automática, utilizándose los electrodos apropiados para los diferentes tipos de materiales a soldarse. Las soldaduras a ambos lados de las láminas a unirse quedarán como solapadas y la corona no deberá sobresalir en mas de 1.6 mm sobre la superficie de las láminas.

4.13.2 Precauciones Se tendrá especial cuidado en que la superficie de las láminas a soldarse estén libres de pintura, aceite, óxido, humedad, rebaba, sucio, polvo o cualquier otro material extraño que pueda afectar la buena calidad del trabajo.

No se deberá en ningún caso efectuar soldaduras cuando este lloviendo o bien cuando las láminas a soldar estén mojadas.

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Cuando se requieran varias capas de soldadura para obtener el espesor deseado, se deberá limpiar cada capa con cepillo de alambres antes de aplicar la siguiente. La soldadura final se limpiará con cepillo para eliminar cualquier rebaba, ángulos cortantes, etc.

4.13.3 Tipos de ranuras Las soldaduras a tope para espesores de láminas hasta 6 mm se efectuaran a escuadra. Las soldaduras a tope para espesores de láminas mayores de 6 mm se efectuaran con chaflán en "V"o "U".

4.13.4 Separaciones a.- Soldaduras a tope Las separaciones permitidas entre láminas para soldaduras a tope serán las siguientes: 6. En soldaduras a escuadra para láminas con espesores hasta 6 mm, la separación mínima será de 1.6 mm y la máxima de 3 mm.

7. En soldaduras con chaflán en "V" 0 "U" para láminas con espesores entre 7 mm y 13 mm la separación mínima será de 3 mm y la máxima de 5 mm. b. Soldaduras de solapa.

El solapamiento mínimo entre laminas a soldarse no será menor de 5 veces el espesor de la lámina mas delgada y nunca menos de 3 centímetros. c. Soldaduras a listón.

La separación mínima entre las láminas o miembros a soldarse no será menor de 5 veces el espesor de la lámina más delgada.

4.14 Tanques Verticales Un tanque vertical se define como aquel destinado para el almacenamiento de combustible tanto crudo como filtrado. La relación para este tipo de tan que H/D es aproximadamente mayor que 1.0 101

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Fondo.

El fondo del tanque se construirá con láminas de acero rectangulares, de un ancho no menores de 2.00 mts y espesor 7 mm. Las láminas se solaparan y unirán con soldadura continua de solapa de 7 mm (0.25 in.) espesor. El solapamiento será de acuerdo a la separaciones de solapamiento mencionadas en la anterior sección, no permitiéndose en ningún caso el solapamiento de tres láminas a distancias menores de 40 cm. entre sí y entre el cilindro del tanque.

El diámetro exterior del fondo excederá en 10 cm el diámetro exterior del cilindro, de forma tal que quede una pestaña de 5 cm en ambos lados del cilindro.

El fondo se construirá con una pendiente del 1 % desde el centro hacia los extremos. La unión entre el fondo del tanque y el anillo inferior del cilindro se realizara con soldadura continua a listón tanto interior, como exteriormente, el espesor de la soldadura no será menor que el espesor de la lámina mas delgada a unirse, pero en ningún caso menor de 6 mm (3/16 ") ni mayor de 13 mm (1/2 ").

El anillo inferior del cilindro se soldara al fondo antes de proceder a soldar las láminas del mismo, con el objeto de compensar cualquier desplazamiento o deformación de las láminas.

Cilindro.

El cilindro del tanque se construirá con laminas de arco de 2.60 mts. de ancho por 6.00 mts de largo previamente curvadas en fabrica y diseñadas y transportadas en forma tal que durante su montaje no presenten deformaciones.

Las juntas horizontales deberán estar alineadas con relación a un nivel de referencia. Las juntas verticales de dos (2) anillos contiguos no deberán quedar alineadas entre sí, debiéndose separar las mismas a una distancia no menor de 5 veces el espesor de la lámina más gruesa.

Las soldaduras en las juntas verticales se efectuarán a escuadra con penetración profunda y fusión completa para láminas con espesores de 6 mm y con doble soldadura a tope de penetración profunda con chaflán en "V" o "U" y fusión completa para laminas mayores de 6mm.

Las juntas horizontales deberán tener doble soldadura a tope de penetración profunda y tener completa fusión con la base del metal.

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Los puntos de soldadura en las juntas verticales utilizadas para fijar las láminas durante su montaje deberán ser removidos y no formaran parte de la soldadura final. Los puntos de soldadura en las juntas horizontales y en la unión del fondo con el anillo inferior no necesitan ser removidos siempre y cuando la calidad del punto sea aceptable.

Los perfiles estructurales de soporte del techo se unirán al anillo superior del cilindro por medio de doble soldadura continua a listón.

Techo El techo será cónico, del tipo domo o paraguas soportado por columna central o autosoportado, armado con perfiles "U" y vigas "I" y construido con láminas de acero de 6 mm de espesor soldadas a una lámina circular de acero de 2.00 mts. de diámetro (1.50 mts, para tanques tipo vertical) y 10 mm o 12 mm de espesor (ver cálculos) soportada y soldada a una columna central, la cual a su vez esta apoyada y soldada a una lámina circular de acero de 1.20 mts de diámetro y 10 mm de espesor, apoyada y soldada al fondo del tanque.

La columna central de soporte estará formada por un tubo de acero negro, y las dimensiones serán como se indican en los cálculos anexos y planos típicos. Los perfiles estructurales seleccionados como nervios (rafters) cumplirán con lo estipulado en las normas AISC, y sus dimensiones no serán menores que aquellas calculadas para los requerimientos de carga a los cuales esté el techo del tanque sometido.

Las láminas del techo se colocaran a solapa con una superposición no menor de 3 cms. y su unión se efectuará con soldadura continua en solapa sencilla de 6 mm.

Se tendrá especial cuidado, antes de colocar la armadura del techo, de revisar minuciosamente el cilindro del tanque para determinar si el anillo superior del mismo está alineado correctamente y no presenta deformaciones de consideración; estas deformaciones deberán ser corregidas antes de colocar el techo.

Los soportes provisionales usados en la colocación del techo no deben ser removidos antes de completar la colocación de la estructura principal y la columna soporte, de esta ser requerida.

Bocas de Visita. a.- En el techo.

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Todos los tanques llevarán una boca de visita en el techo, la cual será de 61 cms (24 in.) de diámetro interno reforzadas con un anillo de acero de 7 mm de espesor y 120 cms. de diámetro externo por 63 cms. de diámetro interno.

Las bocas de visita en el techo se dimensionarán y construirán de acuerdo al API-650, Figura 3-12 y de acuerdo a las tablas 3-15,3-16 y 3-17. (ver Apéndices IV.13, IV.14 y IV.15) b.- En el cilindro.

Todos los tanques llevarán dos bocas de visita en el cilindro, las cuales estarán desplazadas entre si 180°. Las bocas de visita en el cilindro se dimensionarán y construirán de acuerdo a las figuras 3-8 & 3-9 del API-650, y las tablas 3-11,3-12 y 3-13.

Boquillas.

Las boquillas tanto en el techo como en el cilindro serán reforzadas con láminas de acero, excepto las de diámetro inferior a 2", las cuales serán soldadas directamente al cilindro, con soldadura a listón de 7 mm de espesor, no requiriéndose otro refuerzo. Las boquillas se construirán y dimensionarán conforme la las figuras 3 -13 y 3 -14.

Si las boquillas son roscadas, estas deberán ser conexiones tipa hembra y de estar conformes a los requisitos para tubería roscada, incluidos en el ANSI 82.1-1968, American Standard For Pipe Threads.

Sumidero.

El sumidero para la recolección de agua se hara conforme a la figura 3-15 del código API650 y a la tabla 3-18 del mismo. Su ejecución se efectuara de la siguiente manera: 1. Se cortara la lámina del fondo del tanque a la medida indicada, 2. Se excavara el terreno dándole la forma circular correspondiente al sumidero 3. Se colocara y soldara el sumidero.

Ventilación.

Todos los tanques tendrán dos respiraderos, cada uno de los cuales se hará por medio de una curva de 80° de acero negro soldado a la boquilla de salida del techo. La boca exterior de la curva llevara soldada una malla de alambres de acero galvanizado en rectángulos de 5 x 2.5 milímetros.

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Escaleras y barandas.

Las escaleras y barandas se construirán de acuerdo a los planos tipos.

4.15 Tanques Horizontales Son tanques para el almacenamiento tanto de combustible filtrado como de aceite lubricante. Son también aquellos para los cuales la relación H/D es menor que 0.5.

Cilindro.

El cilindro del tanque se construirá con laminas de acero de 2.60 mts. de ancho por 6.00 mts. de largo, previamente curvadas en fábrica, diseñadas y transportadas de forma tal que durante su montaje no se produzcan deformaciones.

Las juntas horizontales de dos anillos contiguos no deberán quedar alineados entre sí, debiéndose separar las mismas a una distancia no menor de (5) veces el espesor de la lámina utilizada. Las juntas verticales debería formar un anillo cerrado en un plano perpendicular al eje del cilindro.

Las soldaduras de las juntas horizontales se efectuaran con doble soldadura a tope de penetración profunda con chaflán en "V" 0 "U y fusión completa.

Las tapas laterales del cilindro se forman con una lámina circular que se unirá al cilindro con un cordón de soldadura de listón, de acuerdo a lo especificado en el AWS A2.4-79.

Las dimensiones de los tanques y espesores de las láminas a usarse serán las indicadas en los planos típicos.

Boca de Visita.

Todos los tanques llevarán una boca de visita en el techo, la cual será de 61 cms (24 in.) de diámetro interno. La boca de visita se dimensionará y construirá de acuerdo a las Fig. 3.12 del apéndice IV.14.

Las bocas de visita en el techo se dimensionarán y construirán de acuerdo al API-650, figura 3-12 y de acuerdo a las tablas 3-15,3-16 & 3-17. (ver Apéndice IV.15 y IV.16).

Ventilación.

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Todos los tanques tendrán un respiradero, el cual se hará por medio de una curva de 180º de acero negro soldada a la boquilla de salida del techo. La boca exterior de la curva se hará según lo especificado en el API-650.

Drenaje.

En el fondo de los tanques se colocará un drenaje formado por una boquilla de φ=2", la cual se efectuará de acuerdo a la Figura 3-8 en el Apéndice IV.13.

Escaleras y Plataforma.

Las escaleras y plataforma se construirán de acuerdo con los planos tipo. Estas deberán de ser ubicadas en sitios donde no se afecte la libre entrada por las bocas de visita, o que no queden en sitios inaccesibles desde el talud del patio de tanques por tuberías que se crucen en el camino, o por obstáculos como soportes, o algún otro accesorio del tanque (como tuberías extingue incendios - raisers -) los cuales sean un estorbo en el diseño de los mismos.

Sistema de Tierra.

El borne de conexión a tierra en los tanques se construirá de acuerdo a las figuras - y para tanques verticales y horizontales, respectivamente.

Limpieza.

La limpieza general de los tanques tanto verticales como horizontales se realizará inmediatamente después de su construcción, eliminando previamente todo exceso de soldaduras, protuberancias, polvo, salientes, etc.

Los tanques deberán quedar libres de grasa y oxido, para lo cual se utilizan solvente volátil y chorro de arena. (sand-blasting). El material a utilizarse para el tratamiento con chorro de arena, deberá de ser duro y de un tamaño uniforme no debiendo exceder de 30 micrones.

Si se utiliza arena como material, la misma deberá ser previamente lavada, limpia, libre de polvo y materias extrañas así como también libres de materiales arcillosos o compuestos de sales.

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Pintura.

Todas las superficies tanto internas como externas de los tanques verticales u horizontales se pintaran.

Superficies Internas.

Las superficies internas recibirán tres (3) capas de pintura, la primera se colocará inmediatamente después de la limpieza y consistirá en una capa de minio, tipo poliamida o similar, con un espesor de película no menor de 1.20 mils, la cual se dejara secar durante 24 horas. La segunda capa consistirá de pintura tipo poliamida epóxica o similar, con un espesor de película no menor de 2 mils. La tercera capa será igual a la segunda, pero de un color distinto. El tiempo de secado para la segunda como para la tercera capa será de 24 horas.

Superficies Externas.

Las superficies externas recibirán cuatro (4) capas de pintura, la primera consistirá de una capa de minio, tipo poliamida o similar, con un espesor de película no menor de 1.2 mils, la cual se dejara secar durante 24 horas.

La segunda capa consistirá de pintura tipo poliamida epóxica o similar, con un espesor de película no menor de 2 mils.

La tercera y cuarta capa consistirá de pintura poliamida epóxica o similar, color aluminio para los tanques de almacenamiento de diesel-oil y negro para los de fuel-oil, con un espesor no menor de 2.5 mils c/u.

El tiempo de secado de cada capa no será menor de 24 horas.

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Referencias Bibliográficas 1. Pressure Vessel Design Manual Dennis R. Moss 2.

Pressure Vessel Design Handbook D.H Bednar

3. Pressure Vessels: Theory and Design John Harvey 4. ASME Section VIII, Division 1 (1986) ASME BPVC Committee 5. API - 650 , Seventh Edition 6.

AISC Edicion VI, 1986

7.

UBC (Uniform Building Code)

8.

ANSI 58.1 Sections 4.0 - 6.0

9.

A WS Symbols For Welding & Non-Destructive Testing

10. Covenin 1756, Disefio Para Edificaciones , Codificación Sísmica en Venezuela 11. API-620 " Low Pressure Storage Tanks" 12. API 12P, " Specifications For Fiberglass Reinforced Plastic Tanks" 13. API-2000, "Venting of Aboveground Large Storage Oil Tanks" 14. API -520 & 521, " Sizing of Refief Valves and Safety Devices" 15. Cálculos Van-Dam, Contrato 33128, Tanques Atmosféricos Techo Cónico 16. Cálculos Vepica- Oxytech, Contrato 18301, Cloro Soda, Complejo EI Tablazo, a.

Recipientes Verticales, b. Recipientes Horizontales

17. Cálculos Meneven, Tanques Atmosféricos y Esferas.

18. Tablas y Figuras - Literatura Variada, M.W. Kellogg, Mobil Co. Exxon Research

Vepica Engineering Standards, FOljas Santa Clara (Bridas), lnedons, lnelectra DSC.V.G. Interalumina, Figs. API-650, PVDM, Dennis Moss, Brown & Root Design Guides, BP- Normas, NRC's Maraven Cardon, etc.

19. Especificaciones de Ingeniería, Pressure Vessels, Proyecto 376-309, 38 paginas

Planta Cloro Soda, Complejo Zulia, EI Tablazo, Numero ESZ921-001. Abril 89.

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Apéndices

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Apéndice I General I.1

Secciones del Código ASME y Área de Aplicación en un Recipiente

I.2

Figura UGO 28.0 Valores del Factor A

I.3

Figura UCS 28.2 Valores del Factor B

I.4

Guía General para Materiales y Diseño

I.5

Fig. UW 13.1 Cabezales unidos A Cuerpos

I.6

Tabla 2-1 Fórmulas Generales de Recipientes

I.7

Datos de Tuberías Comerciales de Acero Forjado

I.8

Bridas De Acero Forjado

I.9

Diseño de Cabezales por Presión Interna

I.10

Períodos de Vibración y Valores De K para Configuraciones de Recipiente (Fig. 3.7)

I.11

Presión Externa, Construcción de Anillos Rigidizadores y Cartas Para Determinar El Espesor de un Recipiente Sometido a Vacío Total

I.12

Diseño de Torres Altas, Cargas De Viento, Peso del Recipiente, Vibración Y Carga Sísmica

I.13

Diseño del Apoyo del Faldón, Diseño De Pernos de Anclaje, Diseño De Pernos De Anclaje Y Anillo Base, Pernos de Anclaje Para Torres Altas

I.14

Esfuerzos En Recipientes Horizontales Largos Soportados Por Sillas

I.15

Espesor De Pared Requerido En El Tubo Por Presión Interna, Refuerzos En La Unión de un Cono a un Cilindro

I.16

Tanques Soldados de Acero API 650

I.17

Soldado de Recipientes A Presión 112

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I.18

Aberturas, Aberturas de Inspección, Aperturas con Placas de Refuerzo Y Sin Placas de Refuerzo, Extensiones Mínimas Sugeridas de Aperturas, Reforzamiento de Aperturas Diseño Para Presión Interna, Ejemplos

I.19

Tamaño Óptimo del Recipiente

I.20

Volúmenes Parciales de Cilindros Horizontales

I.21

Volúmenes Parciales en Cabezales Elipsoidales y Esferas, Área de Superficies

I.22

Segmentos de Círculos Para Radio =1 , Caída en la Intersección del Cuerpo y La Boquilla

I.23

Cabezales y Dimensiones de Cabezales

I.24

Dimensiones de Refuerzos para Conexiones y Bocas de Visita

I.25

Diseño de Bridas y Boquillas (Figuras 2-50 y Figuras 2-51)

I.26

Guía de Referencia de Normas ANSI, API, ASTM, AWS, ASME, IEEE, MSS, NACE, NEMA, SAE

I.27

Eficiencias de Juntas Apéndice C (Joint Efficiencies Appendix C Tabla UW-12)

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Apéndice II Recipientes Verticales II.1

Diseño de Patas para Recipientes Verticales (Legs for Vertical Vessels)

II.2

Gráfico para el Dimensionamiento de Patas (Fig. 3-14 Leg Sizing Chart)

II.3

Patas de Soporte para Recipientes Verticales (Support Legs for Vertical Vessels)

II.4

Tipos de Faldón (Figure 3.60). Detalles de la Base de Varios recipientes soportados sobre faldones (Figure 3-61 Base details of various skirt supported vessels)

II.5

Soportes Verticales Tipos 10 y 11 (Vertical Support type 10+11)

II.6

Soportes Verticales Tipos 12 y 13 (Vertical Support type 12+13)

II.7

Tubos soportes para Recipientes Verticales

II.8

Soporte angular para Recipientes Verticales

II.9

Apoyos de Aislamiento para Recipientes Verticales Fríos (Insulation Supp. for Cold Vert. Vessels

II.10 Rompe Vórtice – Tipo de Rejilla (Vortex Breaker – Grating Type) II.11 Aberturas del faldón (Skirt Openings) II.12 Clips a prueba de fuego (Fire Proofing Clips) II.13 Apoyo Longitudinal de Bandas (Longitudinal Strap Support) II.14 Oreja de aterramiento (Grounding Lug) II.15 Deflector de Alimentación y Salida de Vapor (Feed Deflector and Vapor Outlet) II.16 Sillas para Pernos de Anclaje – Tipo 1 y Tipo 2 II.17 Pernos de Anclaje: Método de Área Equivalente (Anchor bolts: Equivalent Area Method) II.18 Soldadura del Faldón al Cabezal (Skirt to Head Weld) 114

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II.19 Tolerancias Dimensionales (Dimensional Tolerantes)

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Apéndice III Recipientes Horizontales III.1

Volúmenes en Tanques Horizontales

III.2

Diseño de Recipientes Horizontales sobre Sillas (Design of Horizontal Vessels on Saddles, Dennis Moss)

III.3

Fig. 6.2 Gráfico de Los Coeficientes de Pandeo Longitudinal K1 y K’1

III.4

Fig. 6.7 Gráfico de Los Coeficientes de Pandeo Circunferencial K3 para esfuerzo Máximo en el cuerno de la silla

III.5

Sillas para Recipientes Horizontales (Saddles for Horizontal Vessels) mm

III.6

Sillas Soldadas para Tambores, plg

III.7

Sillas para Recipientes Horizontales de Grandes Diámetros

III.8

Sillas para Recipientes Horizontales (Sin corrosión)

III.9

Arreglos Misceláneos de Boquillas (Miscelaneous Nozzle Arrangements)

III.10 Sillas con hasta 5 Atiesadores. Manual Diseño Mecánico del Recipiente (Vessel Mecanical Dessign Manual) III.11 Bisagra de la tapa de la Boca de Visita para 150. 300, y 600 lb (150, 300 and 600 lb. Manhole Cover Hinge) III.12 Rompe Vórtices (Vortex Breaker) III.13 Apoyos de Aislamientos para Recipientes Horizontales (Insulation supports for Horizontal Vessels) III.14 Tolerancias para Recipientes Horizontales (Tolerantes for Horizontal Vessels) III.15 Bocas de Visita de Baja Presión (Low Pressure Manholes) III.16 Typical Dimensions of horizontal Cylindrical Drums (Exxon design Practices) III.17 Cuna Soporte para Recipientes Horizontales de φ 350 a 1000 mm 116

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III.18 Cuna Soporte para Recipientes Horizontales de φ 1050 a 3600 mm III.19 Level Instruments on Horizontal Drum III.20 Anexo B Vista y Detalle de Sillas

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Apéndice IV Tanques de Almacenamiento IV.1

Apoyos de Aislamientos para Tanques de Almacenamiento (Insulation Support)

IV.2

Tolerancias para Tanques de Almacenamiento (Tolerances for Storage Tanks)

IV.3

Engineering Guide Oil Storage Tanks Suction and Stripping Arrangement

IV.4

Detailed design by API Standard 650

IV.5

ASCE 7 93 Diseño de Viento

IV.6

Tablas para diseño por Viento ASCE 93 (Tablas Nº 3,4,5, 6)

IV.7

Apéndice E Diseño Sísmico de Tanques de Almacenamiento. (Appendix E Seismic Design of Storage Tanks). API Standard 650.

IV.8

Mapa de Zonificación Sísmica con fines de Ingeniería

IV.9

Cuadro Comparativo de Aceleración del Terreno

IV.10 Techos Cónicos Soportados y Auto Soportados (Supported Cone Roof and Self Supporting Cone Roof). API Standard 650.

IV.11 Manholes for Bins 500 NB (Nominal Bore) on Top IV.12 Figuras 3-8 Flush-Type Cleanout Fitting Supports IV.13 Figuras 3-9 Bocas de Visita del Techo (Roof Manholes) IV.14 Tabla 3-15 y Figura 3-12 Boquillas del Techo (Roof Nozzles) IV.15 Tabla 3-16, Tabla 3-17 y Figura 3-14 Boquillas del Techo

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Apéndice V Talleres V.1

Recipiente Vertical CCL4 Storage Pots

V.2

Recipiente Vertical Torre de Destilación T-101

V.3

Recipiente Horizontal E3-TK-302

V.4

Ejemplo de Recipiente Horizontal Knock – Out Drum

V.5

Potable Water Storage Tank 06-T-20-01

V.6

Tanque de Almacenamiento E4-TK-403 A-B

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