Diseño Mecánico de Recipientes a Presión ASME VIII-1

UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR
Decanato de Estudios Profesionales
Coordinación de Ingeniería Mecánica
DISEÑO MECÁNICO DE RECIPIENTES A PRESIÓN BAJO EL CÓDIGO ASME
SECCIÓN VIII, DIVISIÓN 1
Por
Luís Javier Guzmán Carreño
Sartenejas, Septiembre de 2006
UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR
Decanato de Estudios Profesionales
Coordinación de Ingeniería Mecánica
DISEÑO MECÁNICO DE RECIPIENTES A PRESIÓN BAJO EL CÓDIGO ASME
SECCIÓN VIII, DIVISIÓN 1
Por
Luís Javier Guzmán Carreño
Realizado con la Asesoría de:
Ing. Marco González De León (Tutor Académico)
Ing. Henry J. Gelvis G. (Tutor Industrial)
INFORME DE PASANTÍA
Presentado ante la Ilustre Universidad Simón Bolívar
Como requisito parcial para optar al título de
Ingeniero Mecánico
Sartenejas, Septiembre de 2006
UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR
Decanato de Estudios Profesionales
Coordinación de Ingeniería Mecánica
DISEÑO MECÁNICO DE RECIPIENTES A PRESIÓN BAJO EL CÓDIGO ASME
SECCIÓN VIII, DIVISIÓN 1
INFORME DE PASANTÍA presentado por
Luís Javier Guzmán Carreño
Realizado con la asesoría de: Marco González De León
RESUMEN
Un regenerador de glicol es un Recipiente a Presión cuyo objetivo es “deshidratar” glicol que
es bombeado a una planta de Deshidratación de Gas Natural. Del correcto funcionamiento de
este equipo depende en gran medida la eficiencia de la planta, pues determina la capacidad de
absorción de agua que pueda tener el glicol.
El presente trabajo consiste en el diseño de un regenerador de glicol, para una planta de
deshidratación de Gas Natural que operará en el Golfo de Paria en Venezuela, en ambiente
costa afuera. A partir de un análisis preliminar del proceso de deshidratación del gas natural y
siguiendo las reglas del Código ASME, Sección VIII, División 1, en conjunto con las
Especificaciones del Proyecto, se diseña el equipo considerando todas aquellas cargas que
podrían afectar el desempeño de la unidad, e incluyendo todos aquellos factores que se
pudiesen presentar durante las condiciones de operación. Como resultado se obtienen los
Cálculos Mecánicos para el Recipiente, se elaboran los Planos de Taller y se definen las Listas
de Materiales Requeridos para la fabricación de la unidad.
PALABRAS CLAVE: Recipientes, Presión, Deshidratación, Gas Natural
Aprobado con Mención: _____________
Postulado para el Premio: ______________
Sartenejas, Marzo de 2006
DEDICATORIA
A mis padres, que con Amor y con la ayuda de Dios Todopoderoso,
me apoyaron y guiaron durante toda mi Vida.
A mi tío TITO a quien Dios tiene en su gloria.
AGRADECIMIENTOS
A Dios Todopoderoso que con su fuerza, omnipotencia y buena voluntad me ha brindado las
buenas oportunidades que se me han presentado en la vida.
A mis padres, quienes han sido mis grandes benefactores en esta empresa y que con su apoyo
incondicional he logrado esta valiosísima meta en mi vida.
A mi tutor industrial, el ingeniero Henry Gelvis quien me abrió las puertas a Industrias
Vander-Rohe C.A y me brindo la oportunidad de trabajar en este proyecto, y el cual a través
de sus enseñanzas y ejemplos me demostró como debe ser el desempeño de un profesional de
alto nivel en esta bella carrera que es ingeniería.
A mi tutor académico el profesor Marco González por su apoyo y compresión de las
vicisitudes que afectaron mi trabajo al realizar este libro, y por su valiosa orientación en el
desarrollo del mismo.
Al personal de Industrias Vander-Rohe C.A. por las enseñanzas, el apoyo, y el entrenamiento
al que fui sometido durante la realización de mi pasantía, la cual fue una experiencia
sumamente enriquecedora para mi vida profesional, en especial al señor Alexander Güaidó,
gerente de ingeniería, y a los ingenieros Luís Jiménez, Edmundo Fernández, Mercedes Prado,
Ángel Ojeda, Carlos Varela y Jesús Guerrero.
A mi familia paterna; mis abuelos Antonio y Enriqueta, y mis tías Leonor y Ana quienes me
abrieron las puertas de su casa y acogieron durante gran parte de mis estudios universitarios.
Y en especial quiero agradecer a la Universidad Simón Bolívar, mi querida casa de estudios, a
sus profesores quienes me dieron las valiosas lecciones académicas y a mis compañeros de
estudios, quienes a través de la sana competencia me estimularon a alcanzar mis metas. Y
particularmente al personal de la Coordinación de cursos en cooperación de la USB quienes
me brindaron todas las oportunidades posibles para culminar y presentar este trabajo, en
especial al profesor Carlos Graciano.
i
ÍNDICE GENERAL
I. INTRODUCCIÓN...............................................................................................................1
II. PLANTEAMIENTO Y JUSTIFICACIÓN DEL PROBLEMA....................................4
2.1 Antecedentes...........................................................................................................4
2.2 Descripción del Proyecto........................................................................................5
2.3 Especificaciones del Proyecto................................................................................6
2.4 Planteamiento del Problema...................................................................................9
III. OBJETIVOS...................................................................................................................10
IV. INDUSTRIAS VANDER-ROHE C.A..........................................................................11
4.1 Reseña Histórica...................................................................................................11
4.2 Características del Entorno Productivo................................................................11
4.3 Misión y Visión....................................................................................................12
4.4 Estructura organizativa.........................................................................................13
4.5 Funciones Básicas del Sistema Genérico de Producción.....................................13
4.5.1 Comercialización...............................................................................................13
4.5.2 Aprovisionamiento de Personal.........................................................................14
4.5.3 Aprovisionamiento de Materiales.....................................................................15
4.5.4 Financiamiento..................................................................................................16
4.5.5 Producción.........................................................................................................17
V. FUNDAMENTOS TEÓRICOS......................................................................................19
5.1 Descripción General de la Planta de Glicol..........................................................19
5.2 Teoría General del Análisis de Esfuerzos de Membrana en Recipientes
Sometidos a Presión...................................................................................................21
5.3 Espesor de Pared de Recipientes a Presión Cilíndricos por Presión
Interna.........................................................................................................................24
5.4 Eficiencias de Juntas Soldadas en Recipientes a Presión Fabricados por
Métodos de Soldadura................................................................................................27
5.5 Espesor de Cabezales Elipsoidales en Recipientes Sometidos a Presión Interna
....................................................................................................................................29
5.6 Efecto de Vientos y Sismos Sobre la Estructura de Recipientes a Presión .........30
ii
5.6.1 Cálculo de cargas generadas por la acción del viento...........................30
5.6.2 Cálculo de cargas generadas por la acción de sismos...........................31
5.7 Recipientes a Presión Horizontales Soportados por Silletas................................33
5.7.1 Cálculo de esfuerzos en recipientes soportados por dos silletas...........33
5.7.1.1 Esfuerzos por Flexión Longitudinal.......................................34
5.7.1.2 Esfuerzo por Corte Tangencial...............................................35
5.7.1.3 Esfuerzo Circunferencial........................................................35
5.7.2 Carga Horizontal Transversal en Silletas..............................................36
VI. MÉTODOS, PROCEDIMIENTOS Y EQUIPOS EMPLEADOS EN EL DISEÑO Y
FABRICACIÓN DE LOS RECIPIENTES A PRESIÓN................................................38
6.1 Sección de Procesos.............................................................................................38
6.2 Sección de instrumentación y Control.................................................................38
6.3 Sección Mecánica.................................................................................................39
6.3.1 Elaboración de los Cálculos Mecánicos................................................39
6.3.2 Elaboración de las listas de Materiales.................................................40
6.4 Sala Técnica.........................................................................................................40
6.5 Descripción del Proceso de Fabricación de Recipientes Presión.........................41
6.5.1 Fabricación y Ensamblaje del Cuerpo...................................................41
6.5.2 Fabricación e Instalación de Boquillas..................................................42
6.5.3 Fabricación e Instalación de Cabezales.................................................43
6.5.4 Silletas, Tuberías y Accesorios.............................................................44
VII. DESARROLLO.............................................................................................................46
7.1 Diseño de un Regenerador de Glicol....................................................................46
7.2 La Hoja de datos...................................................................................................46
7.3 Cargas Aplicables.................................................................................................48
7.4 Diseño Mecánico del Cuerpo Cilíndrico..............................................................50
7.5 Diseño del cabezal Elipsoidal 2:1........................................................................52
7.6 Diseño de Aberturas.............................................................................................53
7.7 Diseño de Conexión Bridada con Empacadura tipo anular..................................56
7.8 Diseño de Tapa Plana...........................................................................................57
7.9 Diseño de Aperturas en Tapa Plana.....................................................................58
iii
7.10 Efectos de las Condiciones Ambientales del Sitio Sobre el Diseño de Recipiente
....................................................................................................................................59
7.11 Diseño de silletas................................................................................................60
7.12 Elaboración de las Listas de Materiales Requeridos para Fabricación y de los
Planos de Taller..........................................................................................................62
VIII. RESULTADOS Y DISCUSIÓN................................................................................66
8.1 Cálculos Mecánicos.............................................................................................66
8.2 Listas de Materiales y Planos de taller.................................................................70
IX. CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES..........................................................73
9.1 Conclusiones........................................................................................................73
9.2 Recomendaciones.................................................................................................75
X. BIBLIOGRAFÍA..............................................................................................................76
XI. ANEXOS.........................................................................................................................77
ANEXO I. Tabla (UW-12) de Eficiencias de juntas Soldadas.............................................79
ANEXO II. Figura (UG-28.1) Diagrama representativo de las Longitudes Criticas de
Rigidización para el Diseño de Recipientes Sometidos a Presión Externa, en Función de su
Configuración.........................................................................................................................81
iv
ÍNDICE DE FIGURAS Y TABLAS
Figuras
Figura 4.1 Características del Entorno Productivo....................................................................12
Figura 4.2 Organigrama de Industrias Vander-Rohe C.A.........................................................14
Figura 5.1 Esfuerzos de Membrana en Recipientes a Presión...................................................23
Figura 5.2 Esfuerzos de Membrana en Recipientes a Presión Cilíndricos................................25
Figura 5.3 Diagrama de Cuerpo Libre para el Cálculo del Esfuerzos longitudinal en
Recipientes a Presión Cilíndricos..............................................................................................25
Figura 5.4. Categorías de juntas soldadas en la estructura del recipiente. ................................29
Figura 5.5 Geometría y Esfuerzos en Cabezales Elipsoidales ..................................................30
Figura 5.6 Diagrama Esquemático del Arreglo de Silletas en Recipientes Cilíndricos.............34
Figura 5.7 Carga Horizontal Transversal en Silletas ................................................................37
Figura 7.1 Representación esquemática del espesor mínimo de cabezales elipsoidales después
de formado.................................................................................................................................52
Figura II.1 Figura (UG-28.1) Diagrama representativo de las longitudes criticas
de
Rigidización para el diseño de recipientes sometidos a presión externa, en función de su
configuración.............................................................................................................................81
Tablas
Tabla 5.5.1 Valores del factor K para cabezales Elipsoidales...................................................30
Tabla 8.1. Presiones de diseño y máximas presiones de trabajo obtenidas para la estructura del
recipiente....................................................................................................................................66
Tabla 8.2. Espesores calculados para la estructura del recipiente.............................................67
Tabla 8.3 Listado de boquillas en el recipiente y espesores calculados....................................67
Tabla
8.4
Especificación
de
Tubos
para
boquillas
y
refuerzos
obtenidos
por
“Compress”................................................................................................................................69
Tabla 8.5 Resultados de la estructura del recipiente obtenidos por “Compress”......................69
Tabla I.1 (Tabla UW-12) Eficiencias de juntas Soldadas........................................................79
v
LISTAS DE SIMBOLOS Y ABREVIATURAS
ASME:
Sociedad Americana de Ingenieros Mecánicos “American Society of
Mechanical Engineers”
BPD:
Barriles Por Día
MMPCSD:
Millones de Pies Cúbicos Estandard Por Día
API:
Instituto Americano de Petróleo “American Petroleum Institute”
NB:
Comisión Nacional de Inspectores de Calderas y Recipientes a Presión
“National Board of Boilers & Pressure Vessels Inspectors”
ASCE:
Sociedad Americana de Ingenieros Civiles “American Society of
Civil Engineers”
UBC:
Código de Edificios Uniformes “Uniform Building Code”
NACE:
Asociación Nacional de Ingenieros de Corrosión “National Association
of Corrosion Engineers”
MAWP:
Máxima Presión de Trabajo Permisible “Maximum Allowable Working
Pressure”
IVRCA:
Industrias Vander-Rohe C.A.
TEG-Glicol: Trietilenglicol
vi
NOTACIÓN Y NOMENCLATURA
r: Radio Interno
t: Espesor
P: Presión Interna
S: Máximo Esfuerzo Admisible
E: Eficiencia de Junta
F: Fuerza
A: Longitud desde el extremo del recipiente a la línea central de la silleta de
apoyo más cercana a dicho extremo
Q: Carga que soporta la silleta crítica
θ: Angulo de contacto de la silleta con el recipiente
h: Altura del cabezal elipsoidal
Ls: Longitud de rigidización para recipientes sometidos a presión externa
L: Longitud total del recipiente
m: Factor de Empacadura de tipo anular
I. INTRODUCCION
Los Recipientes a Presión son ampliamente utilizados en la industria en general, ya sea como
almacenamiento o como parte de algún proceso en específico. En especial son de uso muy
común en la industria petrolera, pues en ellos se realizan los diferentes procesos a los que se
somete la mezcla de hidrocarburos que se extrae del yacimiento; muy particularmente un
regenerador de glicol es un Recipiente a Presión que opera dentro de una planta deshidratadora
de gas natural, y dentro del cual se lleva a cabo el proceso físico de extraer agua del glicol
húmedo a fin de regenerar el producto (Trietilenglicol).
El problema planteado en este trabajo consiste en diseñar una unidad regeneradora para una
planta de deshidratación de gas natural por glicol, que estará operando en la península de Paria
en el estado Sucre, en ambiente costa afuera. Este diseño debe hacerse a partir de una hoja de
datos provista por el cliente, en la que se especifican las condiciones básicas de operación del
equipo, tales como: presión (interna y externa), temperatura, longitud, diámetro, condiciones
ambientales, materiales a emplear, niveles de fluido y dimensiones de boquillas, entre otras.
Además, deberá cumplir con las Especificaciones del Proyecto indicadas por el mismo cliente,
en las que se definen las condiciones que restringen el diseño del recipiente. Por otra parte, el
equipo deberá cumplir con las exigencias del Código ASME, en particular la Sección VIIII,
División 1.
Estos requerimientos tienen sus antecedentes en la experiencia y en la buena practica de la
ingeniería; el Código ASME establece reglas consideradas necesarias para fabricar recipientes
a presión que operen de manera adecuada, segura y confiable bajo las condiciones de diseño; y
por otra parte, las especificaciones describen detalladamente los requerimientos exigidos por
el cliente para el diseño del equipo en cuanto a fabricación, materiales, soldadura, pruebas,
pintura, inspección, aislamientos y transporte, y que son obligantes para todos los recipientes.
En la Cuenca Petrolífera Oriental de Venezuela, en el golfo de Paria, al Este del Estado Sucre,
se encuentra un reservorio de hidrocarburos con una variedad de
posibles zonas de
producción, en donde se estima mantener una producción de 70.000 BPD de petróleo, 25.000
BPD de agua y 31.5 MMPCSD de gas de formación por un espacio de cuatro años. De estos
yacimientos, la mayoría son de petróleo con gas asociado, es decir se tiene una mezcla
trifásica de petróleo, gas y agua líquida, por lo que se hace necesaria una separación de los
componentes de la mezcla para tener cada fase por separado. Este gas asociado contiene cierta
2
cantidad de vapor de agua aun después de la separación de entrada. Este exceso de agua debe
ser removido mediante un tratamiento de deshidratación (extracción de H2O) de la línea de
gas, a fin de obtener un producto que pueda ser utilizado en otras aplicaciones dentro de las
mismas operaciones de producción y que cumpla con las especificaciones ambientales
exigidas al proyecto
Uno de los métodos para la deshidratación del gas natural más comúnmente usados es el
empleo de una planta de glicol. Esta planta consiste en poner en contacto directo la línea del
gas húmedo proveniente de los separadores de entrada, con una corriente a contra flujo de
glicol seco pobre en líquido. Este procedimiento tiene grandes ventajas dadas las altas
propiedades higroscópicas que posee esta sustancia y que el glicol es de fácil regeneración,
por lo que no se requiere ser reemplazado con frecuencia. En esta parte del proceso operará el
recipiente que se requiere diseñar.
La primera parte del libro se refiere al planteamiento y justificación del problema estudiado,
allí se habla de los antecedentes en el diseño de recipientes a presión, el nacimiento del código
ASME, y del proyecto dentro del cual está enmarcado el diseño que se llevará a cabo y sus
especificaciones; luego se procede a enumerar los principales objetivos de este libro, los
cuales son alcanzados durante el desarrollo del mismo. Esta parte del informe culmina con el
capitulo referido a Industrias Vander-Rohe C.A., de la cual se presenta una breve reseña
histórica de la empresa, las características de su entorno productivo, sus entradas y salidas
determinantes, su misión y visión, su organigrama general y se da una breve descripción del
sistema genérico de producción.
Posteriormente, en la segunda parte del libro se dan los fundamentos teóricos del análisis de
esfuerzos en recipientes a presión cilíndricos, y se expone como el código ASME modifica
dichas ecuaciones teóricas por metodologías de cálculo de espesores de los diferentes
componentes del recipiente para que éste opere de un modo confiable. En este mismo capítulo
se hace una breve descripción del proceso de deshidratación de gas natural por glicol y de los
aspectos de dicho proceso que afectan el diseño mecánico del recipiente. Esta sección del libro
culmina con una descripción general del proceso de diseño, concepción y fabricación de los
recipientes a presión empleados en Industrias Vander-Rohe C.A., desde la ingeniería básica
que parte del análisis de los requerimientos de deshidratación, pasando por la ingeniería de
detalle en los cálculos mecánicos, listas de materiales y planos de taller, hasta los
3
procedimientos de corte, soldadura y fabricación que se emplean en la construcción de los
recipientes.
Por último, la parte final del libro se refiere al desarrollo en sí del tema, se procede a discutir
las principales características a tomar en cuenta en el diseño del recipiente, se analiza la hoja
de datos presentada, y se discute el diseño de cada uno de los componentes que conforman el
recipiente a presión.
Finalmente se emiten los resultados obtenidos en los cálculos mecánicos, así como las listas de
materiales requeridos para fabricación y los planos de taller esquemáticos del proceso de
fabricación a seguir en la construcción del recipiente, los cuales se presentan en anexos
digitales en el CD que acompaña el presente informe. Se obtienen conclusiones y se dan
recomendaciones útiles para facilitar el proceso de diseño de los recipientes.
II. PLANTEAMIENTO Y JUSTIFICACIÓN DEL PROBLEMA
2.1 Antecedentes.
Desde el desarrollo de la máquina a vapor durante la revolución industrial en 1779 hasta
nuestros días, el empleo de recipientes a presión tales como calderas o generadores de vapor,
ha sido muy común en la industria en general; como consecuencia de este cambio hubo un
gran desarrollo técnico que impulsó un gran crecimiento de las empresas a nivel mundial.
Durante estos primeros años del desarrollo industrial la fabricación de los recipientes era muy
caótica, en el sentido de que cada fabricante construían recipientes según sus propios métodos
de diseño o fabricación y sin seguir un patrón de seguridad que garantizara la confiabilidad de
estos equipos; dadas estas circunstancias era muy común que se produjeran accidentes
relacionados con calderas u otros recipientes poniendo en peligro vidas humanas y afectando
la operación del sistema dentro del cual funcionaban estos aparatos. No fue sino hasta 1911
que la Sociedad Americana de Ingenieros Mecánicos (ASME, por sus siglas en ingles) creó un
comité con el propósito de formular reglas generales para el diseño y construcción de los
generadores de vapor, calderas y cualquier otro recipiente a presión. La idea de estas reglas era
crear un conjunto de normas estándar, a partir de la experiencia práctica previa y del avance en
el estudio de las capacidades mecánicas de los materiales, que aseguraran la confiabilidad
operacional de estas unidades y garantizaran los márgenes de seguridad que permitieran
disminuir el número de accidentes producto del empleo de estos equipos. Este conjunto de
normas contenidas en el Código ASME han ido evolucionando en el tiempo a la par de los
avances técnicos y científicos que han permitido una mayor comprensión del comportamiento
y desempeño bajo las condiciones de operación, de los materiales de construcción de estos
recipientes y de los métodos de fabricación empleados.
La aparición del petróleo y su impacto en la industria energética mundial ha hecho que el uso
de recipientes a presión se haya mantenido vigente hasta la actualidad. Esto se debe a que
estos equipos juegan un papel fundamental en el procesamiento de estos hidrocarburos, pues
es en ellos donde se llevan a cabo todos los procesos a los que deben ser sometidos, tanto el
petróleo como el gas natural, para su posterior empleo como fuente de energía segura y
confiable.
Es por esto que hoy en día es sumamente importante cumplir con las normas impuestas por el
código ASME para el diseño y fabricación de recipientes que estarán sometidos tanto a
-5presión interna como externa, pues en ellas se resumen casi 200 años de experiencia práctica
que aseguran la concepción de un equipo confiable y seguro; tan es así, que dentro de los
contratos para construir dichas unidades se exige que éstas sean estampadas con el sello
correspondiente ASME, que certifica la calidad del equipo dada la aplicación del mismo
dentro de la industria petrolera.
2.2 Descripción del Proyecto.
Venezuela es uno de los principales productores de crudo a nivel mundial pues cuenta con
grandes reservas del valioso hidrocarburo que están distribuidas a lo largo del territorio
nacional. Actualmente se tiene proyectado iniciar la producción tanto de petróleo como de gas
en la cuenca petrolífera Oriental de Venezuela, más específicamente, en los yacimientos
ubicados en ambientes costa afuera del Golfo de Paria, Estado Sucre, donde la profundidad del
mar puede alcanzar hasta 18 metros. En principio, la razón de ser de este proyecto es la
extracción de crudo, aunque se debe considerar que muchas de las zonas de producción con
las que cuenta este campo petrolífero contienen gas asociado, y algunas son de gas libre, por lo
que la extracción de gas natural se puede considerar como una opción válida dentro del plan
de producción.
El plan de desarrollo del campo consiste en dos fases: en la primera fase se espera producir
alrededor de 70.000 BPD de petróleo; 25.000 BPD de agua; y 31.5 MMPCSD de gas de la
formación, por un período de cuatro años; esta producción arrojará la data requerida que
permitirá la optimización del proyecto en la fase 2, la cual consistirá en un desarrollo completo
del campo de producción diseñado en base a la data del reservorio arrojada por la producción
durante la primera fase. Durante el progreso de la fase 1 se incluirán cabezales de pozo
adicionales que se encontrarán dispersos a lo largo de todo el reservorio y una instalación
adicional de producción será puesta adyacente a la Estación Central de Producción con el fin
de expandir las capacidades de extracción de hidrocarburos en la fase 2, en la cual se esperan
manejar alrededor de 180.000 BPD de petróleo y 200.000 BPD de agua. Si la data arrojada por
la explotación del campo durante la fase 1 luego de los cuatro años de operación no es
satisfactoria, el proyecto no considerará aumentos en las capacidades de producción, sino más
bien se realizarán estudios de las necesidades de inyección de fluidos a fin de mantener la
-6presión de la formación y los niveles de producción en 130.000 BPD de petróleo; 80.000 BPD
de agua y 22.5 MMPCSD de gas.
El gas extraído de la formación tendrá dos usos primordiales: como combustible dentro del
sistema de generación de potencia de la Estación Central de Producción y para cubrir las
necesidades de levantamiento artificial por gas (gas lift) que requiere el yacimiento para
mantener los niveles de producción establecidos. Este gas producido requiere de un proceso de
tratamiento a través del cual se le retiran todas las impurezas y/o líquidos que provienen del
pozo para poder maximizar su aprovechamiento en ambas aplicaciones y para cumplir con las
regulaciones ambientales gubernamentales exigidas. Por otra parte, es necesario evitar
condiciones que faciliten la formación de hidratos; esto es esencial, ya que los hidratos pueden
obstruir el flujo en tuberías, causando graves problemas operacionales.
2.3 Especificaciones del Proyecto.
Las especificaciones del proyecto son una serie de documentos emitidos por el cliente, en los
que se detallan las bases para la ejecución de todos los aspectos del proyecto; allí se describen
las claves técnicas y funcionales de la propuesta, los parámetros y la información a ser
utilizada en el diseño de toda la obra. En estas especificaciones se describe el proyecto en
todas sus fases y se puntualizan las instalaciones requeridas, se indican los datos de diseño y
se definen todas aquellas condiciones relevantes durante cada una de las fases del programa.
Las especificaciones que se refieren a los recipientes a presión que serán empleados en la
Estación Central de Producción son de alta relevancia. Esta especificación define los códigos y
normas aplicables en esta empresa y especifica los mínimos requerimientos exigidos para el
diseño, materiales, fabricación, soldadura, ensayos, aislamiento, tratamiento superficial y
preparación para envío de los recipientes a ser empleados en el proyecto. Es importante
señalar que los recipientes a presión deberán ser entregados acorde con estas especificaciones
y con la hoja de datos; sin embargo, en ningún momento se exonera al fabricante, Industrias
Vander-Rohe C.A, de la responsabilidad de cumplir con los requerimientos del Código
ASME, por lo que el diseño de la unidad debe estar en conformidad con ambos documentos.
Los aspectos que cubre la especificación pertinente a los recipientes a presión son:
-7•
Códigos y Especificaciones: Aquí se mencionan aquellas instituciones y asociaciones
cuyos códigos y normas son aplicables y válidos para la realización del diseño y posterior
fabricación de los recipientes.
•
Control de Calidad: Señala los procedimientos de gestión de la calidad con los que el
fabricante, Industria Vander-Rohe C.A., debe trabajar a lo largo de todo el proyecto; indicando
manuales de procedimientos utilizados, descripción de los procedimientos empleados en cada
una de la fases del desarrollo del programa y señala que cada recipiente debe ser registrado en
la “National Board Association of Boiler and Pressure Vessels Inspectors”.
•
Requerimientos Generales de Diseño: Esta sección señala los puntos clave y
parámetros específicos que tiene que cumplir el recipiente para ser aceptado por el cliente;
dibujos requeridos, hoja de datos, margen de espesor para corrosión, espesor mínimo
aceptable, condiciones ambientales criticas que afecten el proyecto, cálculos para presión
interna y externa (vacío completo), condiciones para las cuales debe estar diseñado el equipo
(operación, prueba y arranque); esfuerzos máximos permitidos, diámetros nominales de
aperturas, boquillas y cabezales, soportes, drenajes y venteos, refuerzos de aperturas, pernos,
tornillos y espárragos a emplear, bridas, proyección externa del cuello de las boquillas, y los
detalles de los accesorios internos que requiera el equipo según su función.
•
Materiales: Se exige que todos los materiales a emplear en la construcción de los
recipientes sean nuevos y deben estar entre los listados por la Sub-Sección C del Código
ASME Sección II o como sea especificado en la hoja de datos de la unidad y deberán ser
estampados apropiadamente para posteriores inspecciones durante la fabricación, donde se
identifique el componente del cual formará parte el mencionado material (abertura, brida,
soporte, internos, cabezal, cuerpo, accesorios, conexiones, empacaduras, tuberías e inclusive
pernos y espárragos).
•
Requerimientos para Fabricación: Especifica claramente que no se podrá iniciar la
fabricación del equipo hasta tanto no sean aprobados todos los cálculos, dibujos, listas de
materiales y el diseño en general del recipiente por parte del cliente; sólo una vez que sean
aprobados estos documentos se podrá iniciar la procura de los materiales requeridos para la
fabricación. Por otra parte, esta sección de la especificación describe los requerimientos para
ensamblaje del cuerpo, cabezales y tapas, así como también describe detalladamente los
-8procedimientos de soldadura a emplear y la fabricación de las boquillas, tanto en cuerpos
como cabezales.
•
Tolerancias: Define los juegos dimensionales que son permisibles en el proyecto, tanto
en las piezas mecánicas en si, como en los dibujos y en los arreglos generales del equipo. En
particular es importante señalar que en lo que respecta a este trabajo, el factor de tolerancia
más importante se refiere al exceso de espesor que se da para considerar la corrosión interna
del recipiente; en este proyecto, ésta es de 0.125’’ (3.175 mm.) con lo que se espera una vida
útil de 25 años de operación del equipo
•
Soldaduras: Exige que se deben cumplir los requerimientos del Código ASME Sección
IX para los procesos de soldadura de recipientes a presión y tanques de almacenamiento.
También especifica los certificados exigidos para los soldadores y habla de los procedimientos
para reparación de soldaduras.
•
Ensayos: Es requisito para todos los recipientes que una vez finalizado se haga la
prueba hidrostática con 1.3 de la máxima presión permitida de trabajo del equipo basada en las
condiciones nuevo y frío, para determinar posible fallas o fugas en las juntas del recipiente; se
deben preparar los planes de ensayos, los cuales serán revisados y aprobados por el cliente.
Sólo en casos en los que se especifique, se realizará la prueba neumática de los mencionados
recipientes.
•
Inspección: Especifica claramente el formato de las hojas de reportes de inspección y
detalla los procedimientos y requerimientos para la inspecciones radiográficas (ya sea por
zonas o completa), ultrasónica, por partículas magnéticas o por líquidos penetrantes donde
cualquiera de éstas sean aplicables; las áreas de mayor interés para inspeccionar son las juntas
o soldaduras pues es en estas zonas donde se pueden presentar las fallas o fugas del recipiente.
•
Pintura: Establece el tratamiento superficial, recubrimiento o aislamiento externo que
requiere el equipo en función de su operación y del fluido de trabajo
•
Protección Catódica: Establece como se prepara la protección catódica requerida por el
recipiente; particularmente especifica como se deben calcular los ánodos.
•
Placas de Identificación: Todos los recipientes deben tener una placa permanente de
identificación, la cual debe ser visible aun con el aislamiento instalado. En esta placa de
información aparece el sello estampado válido según el Código ASME, la descripción del
servicio que prestará el recipiente, condiciones máximas de trabajo permitidas, nombre del
-9fabricante, dimensiones del recipiente y toda aquella información requerida para identificar el
equipo, su operación y servicio.
•
Preparación para Envío: Exige la protección de todas las secciones maquinadas del
recipiente y sus conexiones para su adecuado transporte y posterior instalación del recipiente
en campo
2.4 Planteamiento del Problema.
Se requiere diseñar un regenerador de glicol para una planta de deshidratación de gas natural,
la cual operará dentro del proyecto de explotación de los yacimientos del Golfo de Paria, en
condición costa afuera. Dicho diseño debe hacerse a partir de una hoja de datos en las que se
dan las condiciones de diseño, materiales requeridos, dimensiones del equipo, controles de
calidad exigidos y toda aquella data requerida para hacer el diseño del recipiente. Por otra
parte, esta unidad deberá ser diseñada de acuerdo con las especificaciones del cliente, y a su
vez deberá cumplir con todo lo relacionado con el código ASME para diseño y construcción
de recipientes a presión del año 2004, y con los respectivos addenda del año 2005, a fin de
cumplir con todas las exigencias internacionales en normas de operabilidad y seguridad
III. OBJETIVOS
A continuación se presentan los principales objetivos de este trabajo:
1.
Conocer y formar parte del proceso de Diseño de los Recipientes a Presión en Industrias
Vander-Rohe C.A., desde la ingeniería básica hasta la ingeniería de detalle.
2.
Familiarizarse con las normas del Código ASME para el Diseño y Construcción de
Recipientes a Presión Edición 2004, addenda 2005.
3.
Conocer la teoría básica del Diseño de Recipientes a Presión y Calderas.
4.
Conocer las especificaciones del Proyecto, sus interpretaciones y cuales son los
principales requerimientos y exigencias en el diseño de los recipientes.
5.
Estudiar el funcionamiento de una Planta Deshidratadora de Gas Natural por Glicol.
6.
Elaborar los Cálculos Mecánicos para el Diseño de un Regenerador de Glicol.
7.
Elaborar y revisar los Planos de Taller correspondientes al Regenerador de Glicol
8.
Elaborar y revisar las Listas de Materiales correspondientes al Regenerador de Glicol.
IV. INDUSTRIAS VANDER-ROHE C.A.
4.1 Reseña Histórica.
INDUSTRIAS VANDER-ROHE, C.A (IVRCA) es una empresa venezolana de bienes de
capital que involucra en sus diferentes actividades: Ingeniería integral, suministro, fabricación,
construcción y montajes, para responder a las necesidades de la industria del gas y del
petróleo. Desde su creación en 1985 ha obtenido una sólida reputación en el suministro de
plantas modulares a sus clientes, y en la fabricación de equipos, montaje en sitio, puesta en
marcha y construcción llave en mano de un amplio rango de equipos y plantas de
procesamiento para el tratamiento de crudo y gas, en la primera etapa luego de su extracción.
Entre sus clientes se encuentran empresas nacionales e internacionales, tales como: ConocoPhillips, ChevronTexaco, PDVSA, Ameriven, Exxon Mobil, Petrobras, entre otros.
Entre la gama de productos ofrecidos a los clientes se encuentran: Calentadores de fuego
directo, Calentadores de fuego indirecto, Plantas para hidrocarburos, Plantas compresoras de
gas, Equipos de separación, Equipos de tratamiento, Equipos de deshidratación y Arreglos de
tuberías para instalación de plantas. Por otra parte se ofrecen servicios de: Reparación y
Mantenimiento de equipos, Instrumentación y Control, Operación y Entrenamiento, y
Modificaciones de equipos.
En cuanto a las facilidades que brinda la planta, se tienen: Nave mayor (140 m * 23 m), Nave
menor (120 m * 12,5 m), Área de trabajo externo (16.000 m²), Área de prefabricación (1.300
m²), Área de maquinado (1.400 m²), Almacén cubierto (500 m²), Almacén descubierto (2.000
m²), Oficinas (600 m²), Facilidades de corte y doblez (Cizalla, roladora, dobladora de tubos,
prensas para láminas, entre otros), Equipos de soldadura, Equipos de ensayos no destructivos,
Facilidades de carga y movilización, Facilidades de maquinado, Posicionadores de soldadura,
y Equipo de Tratamiento térmico.
4.2 Características del Entorno Productivo.
En el Figura 4.1 se pueden observar las características del entorno del proceso productivo de la
empresa Industrias Vander-Rohe C.A, siguiendo el enfoque sistemático, donde las entradas
(E) y las salidas (A) se subdividen en dos clases cada una:
Entradas Determinantes (Ed): Conjunto de entradas que establecen el funcionamiento del
sistema, estando éste es diseñado para procesar dichas entradas.
- 12 Entradas Circunstanciales (Ec): Conjunto de entradas necesarias para las salidas pero no
determinan el funcionamiento del sistema; sí determinan los límites del dominio en el cual el
sistema cumple la función.
Salidas Principales (Ap): Conjunto de salidas que se obtienen a través del funcionamiento
ideal del sistema.
Salidas Secundarias (As): Conjunto de salidas que se obtienen, aun cuando no constituyen la
función del sistema.
Restricciones (R): Conjunto de prescripciones que deben cumplir tanto la función del
sistema, como las salidas principales y secundarias.
ENTRADAS DETERMINANTES:
SALIDAS PRINCIPALES:
Equipos y Plantas de Proceso
Equipos Reparados
Instalación y Puesta en
Marcha de los eqipos y plantas
Para Crudo y Gas
MATERIAL:
Láminas de Metal
Materiales de Soldadura
y consumibles
Tuberías y Accesorios
Mano de Obra Calificada
Pintura
Equipos de Instrumentación
y Control
Ingeniería y Desarrollo
Equipo a Reparar
Especificaciones del Cliente
"INDUSTRIAS VANDER ROHE C.A"
ENERGIA:
Electricidad
Agua
INFORMACIÓN:
Ordenes de Admisión para.
Fabricación.
ENTRADAS CIRCUNSTANCIALES:
Fallas Laborales, Mecanicas y Electricas
Ausentismo Laboral
Retrasos en la Entrega de Materiales
RESTRICCIONES:
Capacidad de la Planta
Tiempo de Entrega de las Órdenes de Trabajo
Calidad de los Productos Elaborados
Mantenimiento Correctivo de las Maquinas
Recursos Financieros
Requerimientos Técnicos del Cliente
SALIDAS SECUNDARIAS:
Desperdicios de Materiales y
Consumibles
Desgaste de los Equipos
Ganancias Metodológicas
Ruido
Figura 4.1 Características del Entorno Productivo
4.3 Misión y Visión.
La misión de la empresa es elaborar la ingeniería conceptual y básica de procesos en las áreas
de tratamiento de crudo y gas, así como diseñar, fabricar, y suministrar equipos y plantas
plenamente garantizados para su operación. Igualmente instalar, poner a punto, arrancar,
operar y hacer mantenimiento continuo a estos equipos y plantas completas, garantizando con
base firme la satisfacción de nuestros clientes. La visión es ser la empresa líder en el diseño e
ingeniería de procesos, y en la fabricación, suministro, operación y mantenimiento de plantas
- 13 y equipos de procesos para las áreas productoras de petróleo y gas en Venezuela y exportar sus
conocimientos y productos a otros países productores.
4.4 Estructura organizativa.
En el Figura 4.2 se muestra el Organigrama General de Industrias Vander-Rohe C.A, donde se
observa la Gerencia de Gestión de la Calidad y la Coordinación de Sistemas como base de los
demás departamentos y un primer nivel jerárquico compuesto por la Gerencia General,
seguido de seis niveles gerenciales: Gerencia de Ingeniería y Desarrollo, Gerencia de
Proyectos, Gerencia de Planta, Gerencia de Compras, Gerencia de Campo y Gerencia
Comercial. En cada uno de estos niveles se observan los puestos de trabajos involucrados.
4.5 Funciones Básicas del Sistema Genérico de Producción.
4.5.1 Comercialización.
El objetivo de la comercialización en Industrias Vander-Rohe C.A es determinar y revisar los
requisitos relacionados con el producto (requerimientos del cliente, legales y reglamentarios o
cualquier requisito adicional), realizar y presentar ofertas y establecer una eficaz
comunicación con el cliente.
Como primer paso, se realiza la promoción de la empresa a través de la recepción de la
solicitud de cotización y del estudio del paquete y/o pliego de licitación. Se decide si ofertar o
no ofertar, y se realiza el registro de la oferta y el estudio y evaluación de los requerimientos
técnicos del producto en caso positivo. Se estudian los requerimientos del cliente y la
capacidad para el cumplimiento de requisitos.
El Departamento de Ingeniería y Desarrollo indica el desarrollo técnico y listado de
instrumentos, posteriormente se aprueba el precio, la forma de pago y otras condiciones
comerciales para así finalizar la oferta técnica y comercial. Posteriormente, se entrega la oferta
al cliente. En caso de haber cambios por parte del mismo se devuelve a Ingeniería para
redimensionar el equipo y para la estimación de los costos. Si se gana la oferta se asigna el
líder del proyecto, se aclaran con el cliente detalles finales del contrato, se asigna el número de
orden de trabajo (ODT), se realiza la Orden de Admisión para Fabricación y se emite el
paquete de ventas.
- 14 -
ORGANIGRAMA
REV. 0 JULIO 2005
JUNTA DIRECTIVA
GERENTE
GENERAL (GGR)
GERENTE DE
GESTIÓN DE LA
CALIDAD (GGC)
COORDINADORES
DE ODT (COT)
COORDINADOR
SISTEMAS (SIS)
CONTROLADOR DE
PROYECTOS
(CPR)
GERENTE
INGENIERÍA Y
DESARROLLO
INGENIEROS DE
SECCIÓN
- MECÁNICA (ISM)
- INSTRUMENTACIÓN Y
CONTROL (IIC)
- PROCESO Y
DESARROLLO (IPD)
- SALA TECNICA (IST)
- INVESTIGACIÓN Y
DESARROLLO (IYD)
GERENTE DE
PROYECTOS
LIDERES DE
PROYECTO
(GPR)
(LPR)
(GID)
GERENTE
COMERCIAL
- PROYECTISTA (PRY)
GERENTES DEL
NEGOCIO
(GNE)
(GCM)
- DIBUJANTE (DIB)
GERENTE DE
COMPRAS
COMPRADORES
(COM)
SUP. DE
SEGURIDAD
HIGIENE Y
AMBIENTE (SSH)
(GCO)
GERENTE DE
PLANTA
(GPL)
GERENTE DE
CAMPO
(GCA)
ASISTENTE
ADMINISTRATIVO
(AAP)
PERSONAL DE
CAMPO
GERENTE DE
CONTROL DE
LA CALIDAD
SUPERINTENDENTE
DE PRODUCCION (SPR)
INSPECTORES
DE CONTROL
DE LA
CALIDAD
(ICC)
PERSONAL
DE
PRODUCCIÓN
(PPR)
(GCC)
JEFE DE
CONTROL DE
MATERIALES
(JMT)
(PCA)
- INSPECTORES DE
CAMPO
INSPECTORES
DE
CONTROL
DE
LA
CALIDAD EN CAMPO
- SUPERVISOR SHA
- CONTROLADOR DE
PROYECTOS EN CAMPO
LEYENDA:
Subcontrato de ser
requerido
Servicios de Apoyo
ALMACENISTA
(ALM)
- INSPECTORES
DE PRODUCCIÓN
JEFE DE
MANTENIMIENTO
(JMN)
PERSONAL DE
MANTENIMIENTO
(PMN)
- TÉCNICOS
- OBREROS
(SUP)
- OPERADORES
Y OBREROS
(OBR)
Figura 4.2 Organigrama de Industrias Vander-Rohe C.A.
4.5.2 Aprovisionamiento de Personal.
El primer paso en el ciclo de empleo de Industrias Vander Rohe, C.A es la selección del
personal de acuerdo a las necesidades existentes en la empresa; la cual se lleva a cabo por el
- 15 Gerente o Jefe del área donde existe dicha necesidad. Las técnicas empleadas para tomar la
decisión de selección son Información Bibliográfica o Currículo y la Entrevista.
Al respecto, se pudo notar que siendo éste un paso tan determinante en la productividad de la
empresa, se deja a un criterio cuestionable puesto que no existe la figura del Departamento de
Recursos Humanos; por lo que el personal es escogido de acuerdo al criterio que tenga la
persona que realice la entrevista.
Una solución práctica al respecto es institucionalizar el Departamento de Recursos Humanos,
orientando el mismo hacia el desarrollo de la psicología industrial y organizacional, utilizando
los programas más útiles para el incremento de la productividad como son la remuneración,
fijación de metas y capacitación.
En el mismo orden de ideas se nota que la ausencia del Departamento de Recursos Humanos
repercute de gran manera en la rotación del personal, es por ello que para evitar la rotación de
personal es necesario elegir a las personas apropiadas. Los gerentes deben asegurarse de que
las habilidades e intereses de las personas coincidan con su trabajo, deben explicar claramente
lo que cada quién debe esperar de su cargo y de la organización, y deben asegurarse de
proporcionar oportunidades de crecimiento, con lo cual se puede asegurar un trabajador
satisfecho y así evitar la rotación.
4.5.3 Aprovisionamiento de Materiales.
En Industrias Vander-Rohe C.A, el aprovisionamiento de materiales tiene como objetivo
lograr la procura de bienes y servicios que cumplan con los estándares de calidad de la
empresa y sus clientes a los mejores costos y tiempos de entrega posibles; así como también
evaluar y seleccionar los proveedores.
Por otra parte, se establece e implementa la inspección u otras actividades necesarias para
asegurarse de que el producto comprado cumple los requisitos de compra especificados.
También se busca cuidar los bienes que son propiedad del cliente mientras estén bajo el
control de la organización o estén siendo utilizados por la misma y preservar la conformidad
del producto durante el proceso interno y la entrega al destino previsto.
El aprovisionamiento de los materiales se inicia con la recepción de la requisición de
materiales, consumibles y servicios para el proyecto y la solicitud de material para uso general
- 16 en planta. Luego se realiza la solicitud de ofertas a los proveedores correspondientes, quienes
envían sus cotizaciones.
Con las cotizaciones de los proveedores, el presupuesto de la gerencia, el presupuesto del
proyecto y los resultados de la evaluación de proveedores, se realiza un análisis técnicoeconómico de ofertas recibidas y se hace la selección de la mejor oferta. En caso de ser un
proveedor nuevo se hace una evaluación del mismo.
Una vez escogido el proveedor, se elabora la Orden de Compra y se pasa a aprobación por los
Gerentes implicados en el caso. Se envía la orden de compra al proveedor, se hace el
seguimiento del pedido y se informa al requirente y al almacén de la llegada del material.
Cuando el material es recibido se revisa y se solventa cualquier inconformidad del pedido con
el proveedor.
Luego el material pasa a manos del Departamento de Control de Materiales, quien se encarga
de identificarlo y resguardarlo de acuerdo al proyecto para el cual fue pedido. También se
inspecciona el material recibido con la ayuda del Departamento de Control de la Calidad
asegurando que cumple con la calidad y características necesarias para la satisfacción del
cliente y del producto final
4.5.4 Financiamiento.
El objetivo del financiamiento en Industrias Vander-Rohe, C.A es determinar y proporcionar
los recursos necesarios para implementar y mantener el Sistema de Gestión de la Calidad,
mejorar continuamente su eficacia y aumentar la satisfacción del cliente mediante el
cumplimiento de sus requisitos.
Este se inicia con la determinación de los recursos necesarios para el Sistema de Gestión de la
Calidad, a través de la Orden de Admisión para Fabricación, contratos u órdenes de compra
para proyectos, informes de revisión por la dirección, planificación del sistema de gestión de
la calidad, flujo de caja general, proyectos de mejora, presupuesto por gerencia y flujo de caja
preliminar del proyecto.
Se fijan las pautas para la elaboración de flujos de caja, se entrega a la Gerencia
Administrativa los recursos para elaborar el flujo de caja general para el proyecto; el cual es
revisado por los Gerentes General y Administrativo, y al ser aprobado se divide en partidas de
gastos, por proyecto y por órdenes de servicio.
- 17 Luego se hace una revisión de la partida de Flujo de Caja General de Proyecto y Orden de
Servicio Interno y posteriormente se realiza una reunión de discusión del cierre del proyecto.
4.5.5 Producción.
El objetivo de la producción en Industrias Vander Rohe, C.A es planificar y llevar a cabo la
realización del producto y la prestación del servicio bajo condiciones controladas, tomando en
cuenta la validación de los procesos, identificación, trazabilidad y preservación del producto,
con el propósito de lograr la satisfacción del Cliente.
El proceso de fabricación se inicia con la solicitud y/o entrega de materiales, consumibles
liberados, documentos en general, planes para la fabricación, reparación o recursos para el
proyecto, equipo a reparar, a través del cronograma de fabricación, planos de fabricación,
esquema de recursos humanos y materiales, inventario de equipo y herramientas y documentos
específicos.
Con esto, se procede a la fabricación o reparación, por medio de las especificaciones técnicas,
materiales y consumibles, del equipo o partes constitutivas (internos, arreglos de tuberías,
plataformas, “skid” y armado del equipo). Se obtiene el equipo de proceso y/o partes del
mismo fabricado y/o reparado.
Si existen No Conformidades se realizan las instrucciones de la disposición correctiva; en caso
de ser necesario se hacen cambios al diseño.
Durante todo el proceso de fabricación, se realiza un seguimiento y medición del producto, por
parte del Departamento de Control de la Calidad. Luego, se procede a la aplicación de “Sand
Blasting” (Limpieza por chorro de arena de sílice), pintura, instalación de aislamiento o
galvanizado según como aplique.
En caso de instalación de instrumentos, se hace el debido seguimiento y medición del
producto por parte del Departamento de Control de la Calidad. Este procedimiento se hace de
igual manera para el armado y verificación final en taller del equipo completo y/o partes. Una
vez terminado el equipo, se le entrega al Departamento de Control de Materiales quien lo
prepara para el despacho. Si el contrato incluye el transporte se descarga la inspección del
equipo de proceso en las condiciones de llegada.
- 18 Si existe alguna No Conformidad se solventa y se procede al armado del equipo en campo,
haciendo el debido seguimiento y medición del producto. Luego se solventa cualquier no
conformidad o detalle encontrado y si el equipo incluye instrumentos se procede su montaje.
Se realiza el arranque y prueba de aceptación final y se elabora el “Data Book”, los manuales
de operación y mantenimiento que serán entregados al cliente.
V. FUNDAMENTOS TEORICOS
5.1 Descripción General de la Planta de Glicol.
La deshidratación del gas natural por glicol es un proceso regenerativo en el que se extrae el
agua contenida en la línea gas húmedo proveniente del pozo, mediante el empleo de un
desecante liquido. Este procedimiento se lleva a cabo con el objeto de prevenir la formación
de componentes sólidos en forma de cristales llamados hidratos, que pueden generar la
obstrucción en los procesos aguas abajo, como por ejemplo la re-inyección del gas en la
formación productora; por otra parte, se busca evitar una posible condensación del agua libre
en las líneas de tuberías, lo cual podría generar inconvenientes por corrosión, y también se
desea disminuir la cantidad de diluyentes que pueda contener el gas natural para así aumentar
su poder calorífico y un mejor aprovechamiento de este hidrocarburo en caso de ser utilizado
como combustible.
El gas que se obtiene al separar la mezcla de hidrocarburos que proviene del pozo (agua libre,
gas natural y crudo) tiene dos funciones primordiales en este proyecto; una es alimentar los
sistemas de generación de potencia de la Estación Central de Producción y la otra es ser
reinyectado en el yacimiento para mantener la presión de la formación y optimizar la
producción de crudo; esté gas debe pasar por un proceso de tratamiento a fin de cumplir con
las exigencias requeridas para ambas aplicaciones.
Una vez separado, el gas natural es enviado a los compresores de “gas lift”, donde se aumenta
su presión de 90 Psig (0.62 MPa) a 1300 Psig (8.96 MPa); estos son dos trenes de compresores
reciprocantes de tres etapas cada uno que son impulsados por turbinas a gas y en los cuales
ocurre un proceso de enfriamiento y de extracción de condensados entre cada una de las etapas
de compresión, de manera tal que el gas sale de estos compresores con una temperatura de
48.9 ºC (120 ºF) a la presión de descarga. Luego de que este gas es comprimido y enfriado,
entra a un filtro - separador de entrada a la planta deshidratadora; en este recipiente se le
retiran los líquidos remanentes, como aceites lubricantes que pudiesen generar espuma en el
glicol y las pequeñas partículas sólidas en suspensión que puedan haber sido arrastradas por la
corriente de gas. Una vez filtrado, el gas pasa a la torre contactora, donde es deshidratado por
contacto directo con una línea a contra flujo de TEG-glicol líquido “frío”, con bajo contenido
de agua y que entra por el tope de la unidad. De este modo el gas sale de la torre con una
humedad menor o igual a los 0.94 Kg./MMPCSD (2 lb./ MMPCSD) y a una temperatura de 50
- 20 ºC (122 ºF) aproximadamente; este gas seco de salida se utiliza para enfriar el glicol pobre que
está entrando a dicho recipiente, de manera tal que al momento de entrar a la torre, el glicol
tiene una temperatura aproximada de 54 ºC (129,2 ºF), lo que facilita el proceso de
deshidratación del gas. Durante este proceso de intercambio de calor, el gas sufre un pequeño
aumento en su temperatura no muy significativo dado que el flujo es muy elevado, y ya está
en condiciones de ser transmitido a los compresores de inyección donde será procesado para
ser reinyectado en la formación; adicionalmente una parte del gas seco es empleado como
combustible del sistema de generación de potencia de la Estación Central de Producción.
El glicol húmedo que sale de la torre contactora es enviado a un ciclo de regeneración, en el
que le es removido el exceso de humedad a fin de que pueda ser re-utilizado en la
deshidratación del gas natural. Este ciclo de regeneración empieza con un precalentamiento
del glicol rico o húmedo que sale de la torre contactora hasta los 95 ºC (203 ºF); este
calentamiento ocurre en el condensador de reflujo o “still condenser” y continúa
posteriormente en un intercambiador glicol/glicol de baja temperatura. Una vez calentado, el
glicol rico que sale del intercambiador es enviado a un recipiente separador de condensados
que opera a 40 Psig (0.28 MPa) y 95 ºC. (203ºF) en el que se procede a separar los vapores
(gas) y condensados (líquidos) de hidrocarburos presentes en el glicol húmedo; posteriormente
el glicol pasa a través de una serie de filtros de carbón y mallas en los que se retiran las
partículas sólidas en suspensión, para después ser enviado a otro intercambiador de calor
glicol/glicol de alta temperatura en el que es calentado hasta 150 ºC. (302 ºF)
aproximadamente; a la salida de este intercambiador, el glicol húmedo “puro” es enviado a
una columna de asentamiento denominada “still column”, que es el dispositivo de entrada a la
unidad más importante de esta parte de la planta deshidratadora: el regenerador. El
regenerador es un recipiente a presión que contiene dos aparatos calentadores (grandes
resistencias eléctricas, o en algunos casos tubos de fuego) en el que la mezcla glicol-agua es
calentada hasta 204 ºC (400 ºF), con lo que se consigue vaporizar el agua y los hidrocarburos
solubles presentes en ella, manteniendo el glicol en estado líquido; esto se debe a que el punto
de ebullición del agua es de 100 ºC (212 ºF), mientras que el glicol tiene un punto de
ebullición mayor a 286 ºC (547 ºF).
Hasta aquí se pueden observar algunos detalles que por procesos afectan directamente el
diseño del regenerador desde el punto de vista mecánico, pues éste debe proveer el soporte
- 21 para los aparatos calentadores responsables de vaporizar el agua contenida en el glicol, y
adicionalmente se debe tomar en consideración la conexión de la torre de asentamiento
conformada por el “still column” y el “still condenser” al regenerador. Estos componentes
forman una torre de poco más de 6 metros de altura (252.11”) y 406.4 mm. (16”) de diámetro,
que es por donde entra el glicol al regenerador.
A la salida del regenerador el glicol tiene un nivel de pureza de 98.7 % aproximadamente, la
cual no es la ideal para deshidratar el gas natural de manera óptima, por lo que se requiere
extraer aun más agua al glicol; para ello se instala un dispositivo auxiliar a la regeneradora
llamado “sparge gas column”, en el que el glicol que sale del regenerador se pone en contacto
con una pequeña parte del gas seco que sale de la torre contactora y que ha sido previamente
precalentado. En este dispositivo ocurre un proceso físico-químico de transferencia de energía
y masa, en el que el gas seco caliente extrae el agua remanente al glicol, obteniéndose de esa
forma un glicol más pobre o seco, que tiene entre un 99.2 % y un 99.9 % de pureza y que es
ideal para continuar con el ciclo de deshidratación del gas natural. Del equipo “sparge gas
column” sale glicol seco pobre regenerado y gas húmedo; el gas húmedo es reinyectado al
regenerador y sale de éste por el condensador en una mezcla con el vapor de agua que se le
extrae al glicol, mientras el glicol seco caliente es enviado a los intercambiadores glicol/glicol
de baja y alta temperatura para precalentamiento del glicol húmedo; subsiguientemente es
enviado a un tanque en el que expande térmicamente y en el que se mezcla con algo de glicol
nuevo para reposición del producto; de esa manera, el glicol ya está listo para ser bombeado al
intercambiador glicol/gas que está a la entrada de la torre contactora para continuar con el
proceso de deshidratación del gas natural.
En los Anexos 6.1 y 6.2 presentes en el CD se muestran tanto el diagrama de flujo de procesos
de la planta de glicol en cuestión, como los valores de las principales variables que afectan el
desarrollo del ciclo, de modo tal que se pueda tener una mejor comprensión de los procesos
que se llevan a cabo en esta planta.
5.2 Teoría General del Análisis de Esfuerzos de Membrana en Recipientes
sometidos a Presión.
Las ecuaciones empleadas en el diseño de recipientes se basan en la teoría de los esfuerzos de
membrana que se producen en las paredes del recipiente.
- 22 Como su nombre lo indica, el principal propósito de estos recipientes es contener un medio
sometido a presión y temperatura; sin embargo, en el cumplimiento de su función están sujetos
a la acción de cargas estáticas y dinámicas por soportería, conexiones de tuberías, expansión
térmica y presión interna o externa, que requieren un conocimiento general de los esfuerzos
impuestos por estas condiciones para obtener un diseño seguro, confiable y con larga vida útil.
Al estar sometidos a presión, el material del cual están hechos los recipientes soporta una
carga desde todas las direcciones. Cuando estos equipos se construyen de placas en la que el
espesor es pequeño en comparación con otras dimensiones se pueden considerar entonces
como recipientes de pared delgada o membranas, y que como tal ofrecen poca resistencia a la
flexión perpendicular a su superficie, por lo cual en este caso los esfuerzos que se calculan
obviando dicha flexión se conocen como esfuerzos de membrana. Estas membranas son
bastante resistentes a las fuerzas que actúan en el plano formado por ellas, pero no ofrecen
mucha resistencia a la flexión que se puede generar en el plano perpendicular a la pared; esta
condición es un hecho deseable en el sentido de que estas membranas permiten al recipiente
deformarse tranquilamente en esta dirección, sin que se generen grandes esfuerzos en los
puntos de discontinuidad como boquillas o cabezales.
Un recipiente, cilíndrico o esférico, se puede considerar de pared delgada cuando la relación
entre su espesor y su radio interno es mayor o igual a 10; mientras mayor sea esta relación,
menor será el error que hay entre el esfuerzo que se predice por esta teoría y el esfuerzo
máximo real en el recipiente. En el caso de que la pared del recipiente sea considerada delgada
o membrana, la distribución del esfuerzo a través de su espesor “t” no variará de manera
considerable, y por tanto se supondrá que es uniforme o constante; en este sentido, los
esfuerzos de membrana que se generan son esfuerzos promedios, ya sea a tensión o
compresión, a través del espesor del equipo y se considera que actúan en el plano tangente a la
superficie de la pared del recipiente.
Para analizar los esfuerzos que se producen por efectos de la presión interna en esta clase de
recipientes, se aplicará la teoría general de los esfuerzos de membrana en un recipiente de
forma genérica como se muestra en la figura 5.1.
- 23 -
Figura 5.1 Esfuerzos de Membrana en Recipientes a Presión (Fuente: Harvey, 1974, Pág. 39)
En esta figura se identifican las siguientes variables:
σ 1 = Esfuerzo Longitudinal
σ 2 = Esfuerzo Circunferencial
t = Espesor del recipiente.
ds1 = Dimensión elemental en la dirección longitudinal
ds 2 = Dimensión elemental en la dirección circunferencial
r1 = Radio de curvatura longitudinal
r2 = Radio de curvatura circunferencial
Pi = Presión interna
Considerando un elemento del recipiente que está suficientemente alejado de los extremos y el
cual esta sometido a una presión manométrica interna Pi por efectos del fluido contenido
- 24 dentro de este, se desarrolla una carga uniforme en el interior de las paredes del recipiente y
que actúa en todas las direcciones.
Sobre este elemento se desarrollan los esfuerzos normales σ 1 en la dirección longitudinal y
σ 2 en la dirección circunferencial los cuales ejercen tensión sobre el material, como se puede
ver el diagrama de cuerpo libre expuesto en la figura 5.1.
Los esfuerzos circunferencial y longitudinal que actúan sobre el elemento tienen componentes
en la dirección normal a la superficie del recipiente, y vienen dadas por las expresiones:
2 × F1 = 2 ×σ 2×t × ds1 × sen(
dθ2
)
2
2 × F2 = 2 ×σ 1×t × ds2 × sen(
dθ1
)
2
Ec.5.2.1
Ec. 5.2.2
Por otra parte, la presión interna ejerce una fuerza total Ptot sobre el elemento:
dθ  
dθ 

Ptot = Pi × 2 × r1 × sen( 1 ) × 2 × r2 × sen( 2 )
2  
2 

Ec. 5.2.3
Por equilibrio de la fuerza de presión con las fuerzas circunferencial y longitudinal, F1 y
F2 respectivamente, se tiene entonces:
2×σ 2×t × ds1 × sen(
dθ2
dθ
dθ  
dθ 

) + 2×σ1×t × ds2 × sen( 1 ) = Pi× 2× r1 × sen( 1 ) × 2× r2 × sen( 2 ) Ec. 5.2.4
2
2
2  
2 

Notando que: sen(
dθ1
ds1
)=
2
2 × r1
y sen(
dθ 2
ds2
)=
2
2 × r2 se concluye entonces que:
σ1
r1
+
σ2
r2
=
Pi
t
Ec. 5.2.5
Ésta es la solución general de la teoría de los esfuerzos de membrana en recipientes sometidos
a presión interna.
5.3 Espesor de Pared de Recipientes a Presión Cilíndricos por Presión
Interna.
En el caso de recipientes cilíndricos sometidos a la acción de una presión interna Pi , como el
que se muestra en la figura 5.2, se tiene que el radio circunferencial es el radio interno del
- 25 cilindro (r2 = r ) , el radio longitudinal es infinito, es decir no hay curvatura en ésta dirección
(r1 = ∞) , y ambos son constantes a lo largo de todo el recipiente.
Figura 5.2 Esfuerzos de Membrana en Recipientes a Presión Cilíndricos
(Fuente: Hibbeler, 1996, Pág. 414)
Sustituyendo éstas variables en la ecuación 5.2.5 se obtiene una ecuación para el cálculo del
esfuerzo circunferencial σ 2 :
σ2 =
Pi × r
t
Ec. 5.3.1
Por otra parte, para el cálculo del esfuerzo longitudinal σ 1 se considera la porción del cilindro
que muestra en la figura 5.3, en la cual se puede apreciar que σ 1 actúa uniformemente a través
del espesor y Pi sobre el área que define el gas o fluido contenido por el recipiente.
Figura 5.3 Diagrama de Cuerpo Libre para el Cálculo del Esfuerzos longitudinal en
Recipientes a Presión Cilíndricos (Fuente: Hibbeler, 1996, Pág. 415)
- 26 Considerando que el radio medio es aproximadamente igual al radio interior del cilindro, el
equilibrio de fuerzas requiere que:
∑F = 0
⇒
(
)
σ1 × (2 × π × r × t ) − Pi × π × r 2 = 0
⇒
σ1 =
Pi × r
2×t
Ec. 5.3.2
Al comparar las ecuaciones 5.3.1 y 5.3.2 se ve que el esfuerzo circunferencial σ 2 es dos
veces mayor que el esfuerzo longitudinal σ 1 , por lo tanto, cuando se fabrican recipientes a
partir de placas laminadas y/o roladas, las juntas longitudinales deben diseñarse para soportar
dos veces mas esfuerzo que las juntas circunferenciales.
Si en la ecuación 5.3.1 se sustituye σ 2 por el esfuerzo máximo admisible por el material y se
despeja el espesor del recipiente, se puede calcular entonces el mínimo espesor requerido
teóricamente para soportar la presión interna, de este modo se tiene entonces:
t=
Pi × r
S
Ec. 5.3.3
El ASME utiliza esta ecuación de una forma modificada para el cálculo del espesor del
recipiente y así obtener de ese modo un diseño más seguro y confiable. De este modo el
ASME modifica la ecuación 5.3.3 de la siguiente manera:
t=
Pi × r
Scuerpo × E − 0,6 × Pi
Ec. 5.3.4
La ecuación 5.3.4 es la ecuación de los esfuerzos de membrana modificada por el ASME, la
cual esta especificada en el párrafo UG-27 del código y que da como resultado un espesor
mayor al que se obtiene por la ecuación teórica 5.3.3 pues considera un factor de seguridad de
(0,6 × Pi ) que hace que el denominador de la anterior ecuación sea menor, y por la tanto se
tenga un espesor más grueso. Adicionalmente introduce los efectos de la soldadura en el
ensamblaje del recipiente al considerar la eficiencia de junta soldada E . Al introducir esta
variable en la ecuación 5.3.4 se obliga a que el espesor obtenido sea mayor al calculado por la
teoría general de membrana en la ecuación 5.3.3.
Por otra parte existen dos restricciones que son impuestas para el uso de la ecuación 5.3.4 para
obtener resultados confiables y adecuados:
- 27 -
•
La presión interna debe ser menor o igual a (0,385 × S × E )
•
El espesor debe ser menor o igual a la mitad del radio interior
El cálculo del espesor de recipientes a presión cilíndricos sometidos a presión externa se
especifica en el párrafo UG-28 del código ASME.
5.4 Eficiencias de Juntas Soldadas en Recipientes a Presión Fabricados por
Métodos de Soldadura.
La mayoría de los recipientes a presión son construidos a partir del ensamblaje de partes y/o
secciones que han sido prefabricadas o sub-ensambladas, tales como cilindros, cabezales, etc,
mediante juntas soldadas para así formar la estructura del recipiente en sí; posteriormente a
ésta estructura se le adjuntan por métodos de soldadura igualmente las conexiones, boquillas o
aberturas que son requeridas por el equipo. Sólo aquellos cierres que serán removidos
frecuentemente, ya sea por servicio, inspección o mantenimiento, son unidos con pernos y
tuercas para que así el numero de cierres mecánicos con empacaduras sea mínimo y tener de
este modo una mayor superficie de la estructura a prueba de fugas. Este hecho hace que los
efectos de las soldaduras en el diseño del recipiente sea un elemento importante en el cálculo
mecánico de estos equipos dadas las concentraciones de esfuerzo que se generan en la
estructura el recipiente. Estas concentraciones de esfuerzo por juntas soldadas se producen por
las siguientes razones:
•
Por la diferencia de la estructura metalúrgica del material de aporte con respecto al
material base
•
Por defectos en la soldadura como porosidades, incrustaciones de escoria, o rupturas por
encogimiento.
•
Por la geometría del perfil del cordón de soldadura como filetes, soladuras a tope, o
transiciones, así como también por el acabado superficial posterior a la soldadura.
Dada la importancia de las soldaduras en la construcción y diseño de los recipientes, el ASME
introduce la variable “E” como la eficiencia de junta en la ecuación 5.3.4 para el cálculo del
espesor del recipiente cilíndrico. Esta variable toma en consideración los tres factores
anteriormente descritos, junto con el nivel de inspección radiográfica que se realiza a la junta
en consideración, así como la localización de dicha soldadura en la estructura del recipiente,
para así definir la capacidad o confiabilidad que tiene la soldadura para resistir los efectos de
- 28 las cargas bajo las cuales estará sometida. Esta variable puede tener alguno de los siguientes
valores:
•
E = 1 Para radiografiado total
•
E = 0.85 Para radiografiado aleatorio.
•
E = 0.70 Para equipo sin radiografiado.
Para determinar el valor aplicable de la eficiencia de junta se realiza un análisis de acuerdo al
método que se expone en el párrafo UW-12 del Código ASME, en el cual se especifican las
normas de diseño y fabricación para recipientes construidos por soldadura.
En el anexo I de este informe, se presenta la tabla UW-12 del código ASME en la que se
indican las eficiencias de las uniones soldadas del recipiente como una función de tres
variables; el tipo de junta a emplear (se especifican seis tipos de soldaduras), el nivel de
inspección radiográfica a aplicar en la unión y la categoría de la junta, la cual se refiere a la
ubicación de la soldadura dentro de la estructura del recipiente a presión como se detalla en la
figura 5.4. Adicionalmente en el Anexo 7 del CD se presentan los esquemas de los diferentes
tipos de soldadura (6 en total) mas comúnmente empleados en la fabricación de recipientes a
presión.
De acuerdo a lo expuesto anteriormente se puede identificar entonces:
•
Soldaduras a tope longitudinales del cuerpo → Juntas Categoría A y 100 %
Radiografiado → E =1
•
Soldaduras a tope circunferenciales del cuerpo y cabezal elipsoidal → Juntas Categoría
B y 100 % Radiografiado → E=1
•
Soldadura a Filete del cuerpo y cabezal bridado → Categoría C, No aplica examinación
radiográfica completa → La Eficiencia de junta se define de acuerdo al procedimiento de
calculo de este componente
•
Soldadura a tope del cuerpo, boquillas y refuerzos de aperturas → Categoría D y 100
% radiografiado → E = 1
En el caso de la unión entre el cuerpo del recipiente y la brida de soporte para la tapa plana es
imposible realizar una inspección radiográfica confiable, pues los resultados obtenidos serían
discordantes. Esto se debe a que la inspección radiográfica no puede ser realizada sobre
cordones de soldadura a filete; en cuyo caso no se obtienen resultados confiables de la
- 29 inspección realizada. En este caso, el ASME emplea otro procedimiento de cálculo que
involucra otra metodología de diseño para obtener las dimensiones, espesores y tipo de junta
que se requieren para la tapa plana.
Figura 5.4. Categorías de juntas soldadas en la estructura del recipiente.
(Fuente: ASME, 2004, Fig. UW-3, Pág. 116)
5.5 Espesor de Cabezales Elipsoidales en Recipientes Sometidos a Presión
Interna.
Los cabezales elipsoidales pueden ser considerados como recipientes que nacen de la
revolución de una curva elipsoidal con respecto al eje vertical, tal y como se ilustra en la
figura 5.5.
El código ASME, en el párrafo UG-32, indica que el espesor de un cabezal elipsoidal debe
calcularse por medio de la siguiente expresión:
t=
Donde k
Pi× Di ×k
2×Scuerpo× E − 0.2× Pi
Ec. 5.5.1
es un parámetro geométrico adimensional que depende de la relación
a b = Di (2 × h) según la tabla 5.5.1.
- 30 -
Figura 5.5 Geometría y Esfuerzos en Cabezales Elipsoidales
(Fuente: Harvey, 1974 Pág. 43)
Tabla 5.5.1 Valores del factor K para cabezales Elipsoidales
5.6 Efecto de Vientos y Sismos Sobre la Estructura de Recipientes a Presión.
El procedimiento de diseño tiene como norma que estas condiciones ambientales no actúan de
manera conjunta sino por separado, es decir o se tienen cargas de viento o se tiene cargas
sísmicas actuando sobre el recipiente.
5.6.1 Calculo de cargas generadas por la acción del viento.
El diseño se hace siguiendo la norma ASCE (7-98) “American Society of Civil Engineers”
para el diseño de estructuras de forma simétrica y regular (recipientes cilíndricos) y que no
cuentan con características especiales de respuesta para contrarrestar los efectos del viento.
De acuerdo a esta norma, la fuerza ejercida por el viento sobre la superficie de una estructura
se calcula como:
- 31 -
F = qz × G × C f × Af
[Lbs ]
Ec. 5.6.1
Donde:
q z = 0,00256 × k z × k zt × k d × V 2 × I
[Lbs / ft ] “Presión de velocidad V a una
2
altura z ”.
kd = 1 Factor de dirección del viento para estructuras abiertas
k z Coeficiente de exposición de la presión de velocidad del viento, en función de la categoría
de exposición de la estructura D para áreas planas sin obstáculos y expuestas al viento
circulando sobre la superficie del agua
k zt Factor topográfico de la región en la que se ubica la estructura
V
Velocidad máxima del viento
I = 1 Factor de importancia para estructuras petroquímicas que representan poco peligro
para la vida humana.
G Efecto de las ráfagas para una categoría de exposición D y a una altura z
C f = 0,8 Coeficiente de fuerza total o factor de forma para estructuras cilíndricas.
Af Área proyectada de contacto.
La ecuación 5.6.1 da como resultado la fuerza resultante por la acción del viento de acuerdo a
las características del sitio en el que esta ubicado el recipiente. Esta fuerza actúa sobre la punta
de la torre, por lo que al ser trasladada a la base de la misma, se transforma en un sistema de
cargas equivalente de fuerza y momento.
5.6.2 Cálculo de cargas generadas por la acción de sismos.
Los cálculos se basan en el método de diseño expuesto en la norma UBC-1991 “Uniform
Building Code”, en el que se considera que las condiciones de carga sobre el recipiente son
similares a las de una viga en voladizo con una carga que se incrementa uniformemente hacia
el extremo libre. Este sistema de cargas se plantea como una Fuerza cortante distribuida sobre
la longitud del recipiente y un momento de volcamiento que actúa sobre las bases de la
estructura.
La carga cortante total que actúa sobre el recipiente se calcula como:
- 32 -
×W
V =  Z × I × C

R
w 

[Lbs ]
Ec. 5.6.2
Donde:
C = 1, 25 × S
T 2/3
Coeficiente Numérico que no debe ser mayor a 2,75.
T = 0 , 035 × H 3 / 4
H
[seg ] Periodo fundamental de vibración de la estructura
Altura de la estructura
S Coeficiente de las características del suelo en el sitio. S = 2 Lecho marino con más de
40 ft de arcilla suave (valor máximo)
Z Factor de zona sísmica API
Rw Coeficiente numérico de forma. Rw = 4 Para recipientes a presión cilíndricos
I = 1 Factor de importancia para estructuras petroquímicas que representan poco peligro para
la vida humana.
W Peso total de la torre.
La carga cortante que actúa sobre el tope de la estructura se calcula como:
FT = 0,07 × T × V
[Lbs]
Ec. 5.6.3
FT No debe ser mayor a 0 , 25 × V y en caso de que T ≤ 0 , 7 ⇒ FT = 0
El momento de volcamiento máximo ocurre en la base del recipiente y viene dado por:
M = [F T × H + (V − F T ) × 2 / 3 × H ]
[Lbs × pu lg ]
Ec. 5.6.4
El momento de volcamiento a una distancia X del tope de la estructura se calcula por las
expresiones:
M X = [FT × X ]
[Lbs × pu lg ];
para
MX = [FT × X + (V − FT ) × (X − H / 3)]
X ≤ H /3
[Lbs× pulg]; para X ≥ H / 3
Ec. 5.6.5
Ec 5.6.6
El cortante en la base es la fuerza horizontal sísmica total actuando en la base de la estructura,
sobre la cual se tiene una distribución triangular de fuerzas. Una porción, “ FT ”, de la fuerza
horizontal sísmica total actúa sobre el tope del recipiente, mientras el resto se distribuye a lo
largo de la longitud del mismo.
- 33 -
5.7 Recipientes a Presión Horizontales Soportados por Silletas.
Los métodos de diseño de los soportes para recipientes horizontales se basan en el análisis
presentado por L. P. Zick. El ASME publicó el trabajo de Zick como práctica recomendada
en el diseño de tales componentes.
Un recipiente horizontal montado sobre soportes de silletas actúa como una viga, con las
siguientes diferencias:
•
Las condiciones de carga varían con el nivel de contenido dentro del recipiente
•
Los esfuerzos sobre el recipiente varían según el ángulo de contacto de las silletas
•
La carga debido al peso del recipiente y su contenido se combina con las demás cargas
(presión interna y externa, carga de viento y sismos).
Las cargas a considerar son:
•
Reacción de las Silletas: La práctica recomendada es diseñar el recipiente para una carga
completa de líquido en su interior.
•
Presión Interna
•
Carga de viento y sismos: Los recipientes largos con relaciones pequeñas de t / r están
sujetos a deformación por acción del viento. Según “Zick”, la experiencia indica que un
recipiente diseñado para una presión externa de 1 psi puede resistir las cargas externas que
se presenten en servicio normal.
5.7.1 Cálculo de esfuerzos en recipientes soportados por dos silletas.
Antes de calcular los esfuerzos en el recipiente por el apoyo en silletas, es necesario calcular
la carga a la que está sometida cada uno de los soportes. Ésta se calcula como una
combinación de las cargas anteriormente expuestas.
Una vez calculada la carga sobre cada soporte, se procede a calcular los esfuerzos críticos que
afectan al recipiente. En el cálculo de estos esfuerzos se debe tomar en cuenta la geometría de
la configuración de recipiente y silletas óptima al considerar la variables que definen dicha
configuración; “A” (distancia de la tangente del extremo del cabezal a la línea central de la
silleta);
“H” (altura del cabezal); “Q” ( carga total que actúa sobre la silleta); R (radio del
recipiente); th (espesor del cabezal); ts (espesor del cuerpo); b ( ancho de la base de la silleta) y
“θ” ( ángulo de contacto de la silleta). Estas variables se señalan en la figura 5.6.
- 34 Los recipientes a presión soportados por silletas están sujetos a: Esfuerzo de flexión
longitudinal, Esfuerzo cortante tangencial y Esfuerzo circunferencial.
El cálculo de los esfuerzos en recipientes a presión cilíndricos soportados por dos silletas tiene
sus principios en el cálculo de vigas soportadas por dos apoyos simples. Este tipo de apoyo
hace que se generen esfuerzos tanto en el contacto con los soportes como en la mitad de la
longitud que hay entre las silletas. Adicionalmente se consideran los esfuerzos que se generan
en el cuerpo y en los cabezales del equipo, puntos críticos del recipiente.
Figura 5.6 Diagrama Esquemático del Arreglo de Silletas en Recipientes Cilíndricos
(FUENTE: Megyesy, 1995, Pág.86)
5.7.1.1 Esfuerzos por Flexión Longitudinal.
a): Esfuerzo en las silletas.
(
)
 1 − ( A ) + ( R 2 − H 2 ) / (2 × A × L)

1 −

L
(
1
+
4
×
H
/(
3
×
L
))




S1 = ±Q × A ×
2
K × R × tS
b): Esfuerzo a la mitad de la longitud del recipiente
Ec. 5.7.1
- 35 -
(
)
 1 + 2 × ( R 2 − H 2 ) / (L ) 2

− 4× A 

(1 + 4 × H /(3 × L))
L
Q× L 
S1 = ±
×
Ec 5.7.2
4
π × R2 × tS
En tensión el esfuerzo S 1 más el esfuerzo debido a la presión interna ( P × R (2 × t ) ) no debe
S
exceder el esfuerzo máximo admisible del material del cuerpo por el valor de la eficiencia de
junta entre la silleta y el cilindro.
Si el esfuerzo S 1 supera el valor máximo admisible deben realizarse correcciones al diseño.
5.7.1.2 Esfuerzo por Corte Tangencial.
Para recipientes que cumplen con la relación A≥ R / 2 , y que no tienen anillos rigidizadores
se tiene:
S2 = K 2 × Q
( R × tS )
Ec. 5.7.3
S 2 No debe exceder el 80% del valor del esfuerzo máximo admisible del material del cuerpo
del recipiente, y si se emplea una placa de desgaste o “Wear Plate”, entonces el espesor t S
debe ser la suma del espesor del cuerpo del recipiente más el espesor de dicha placa, siempre
que esta placa llegue a R / 10 pulgadas por encima del cuerno de la silleta o “Horn of saddle”
que este más cerca de la cabeza.
En cuerpos cilíndricos sin rigidización, el esfuerzo cortante máximo ocurre en el cuerno de la
silleta, o punto de apoyo de la misma. Cuando se aprovecha la rigidez de la cabeza al situar la
silleta cerca de la misma, el esfuerzo corte tangencial puede originar un esfuerzo adicional S 3
en la cabeza. Este esfuerzo debe sumarse al esfuerzo que obra en las cabezas debido a presión
interna. Esto se evita haciendo que A≥ R / 2 con lo la silleta esta suficientemente alejada del
cabezal.
5.7.1.3 Esfuerzo Circunferencial.
Para recipientes que tiene una relación L ≤8 × R y que además tienen A≥ R / 2 se tiene:
- 36 a): En el cuerno de la silleta o punto de apoyo de la silleta:
S4 = −
Q
4 × t S (b + 1,56 × R × t S )
−
12 × K 6 × Q × R
L × tS
Ec 5.7.4
2
Donde S 4 no debe ser mayor que 1,5 veces el esfuerzo admisible a tensión para el material
del cuerpo.
b): En el fondo del recipiente:
S5 = −
K7 × Q
t S × (b + 1,56 × R × t S )
Ec 5.7.5
Donde S5 no debe ser mayor que 0,5 veces el esfuerzo de fluencia a la compresión del
material del cuerpo.
Si se emplea una placa de desgaste o “Wear Plate”, en las formulas para el calculo de
S4 ,
entonces puede tomarse el espesor t S como la suma del espesor del cuerpo mas el espesor de
2
la placa de desgaste, y para el calculo de tS , puede tomarse la suma del espesor del cuerpo al
cuadrado mas el espesor de la placa de desgaste al cuadrado, siempre y cuando la longitud de
dicha placa se extienda a R / 10 pulgadas por encima del cuerno de la silleta. Por otra parte,
al emplear una placa de desgaste, se tiene que en el calculo de S5 se puede tomar el espesor
t S como la suma del espesor del cuerpo mas el espesor de la placa de desgaste, siempre que el
ancho de la placa de desgate sea por lo menos igual a ( b +1,56×
R × tS ).
Si el cuerpo no esta rigidizado, el esfuerzo máximo ocurre en el punto de apoyo de la silleta o
cuerno de silleta y no debe sumarse al esfuerzo por presión interna.
5.7.2 Carga Horizontal Transversal en Silletas.
En su sección mas baja la silleta de soportar la fuerza horizontal F . Como se muestra en la
figura 5.7. en la que se puede ver la ubicación del cuerno de la silleta
- 37 -
Figura 5.7 Carga Horizontal Transversal en Silletas
(FUENTE: Megyesy, 1995, Pág. 96)
La sección trasversal eficaz de la silleta, que resiste esta carga es igual a la tercera parte del
radio del recipiente R .
Entonces se tiene que F = Q × K 11 , en donde Q es la carga sobre la silleta critica y K11 es
una constante que depende del ángulo de contacto de la silleta.
El esfuerzo medio no debe ser mayor que dos tercios del esfuerzo a la tensión permitido del
material de la silleta o de la placa de membrana “Web Plate”.
Adicionalmente se debe verificar en el diseño que los pernos de anclaje son los suficiente
fuertes como para resistir las cargas que actúan sobre ellos, entre la cuales esta la fuerza de
fricción que se genera en la base de apoyo de la resistencia debido al desplazamiento térmico.
VI. MÉTODOS, PROCEDIMIENTOS Y EQUIPOS EMPLEADOS EN EL DISEÑO Y
FABRICACION DE LOS RECIPIENTES A PRESIÓN.
El trabajo de diseño de Recipientes a Presión dentro de Industrias Vander-Rohe C.A. es
llevado a cabo por la gerencia de ingeniera y desarrollo, mientras la fabricación es llevada a
cabo por la gerencia de planta a través de los diferentes departamentos que la conforman. Este
proceso se inicia con las especificaciones del cliente a partir de las cuales cada una de las
secciones de las mencionadas gerencias procede a trabajar.
6.1 Sección de Procesos.
El primer paso consiste en analizar y simular el proceso que se llevará a cabo en la unidad en
cuestión, con la finalidad de definir las principales características de la misma, tales como,
volumen, dimensiones del contenedor, boquillas requeridas por procesos y ubicación de las
mismas, arreglo general de la planta deshidratadora, accesorios internos requeridos, sustancia
de operación del equipo, condiciones de presión y temperatura en operación, condiciones de
diseño, niveles de fluido presentes dentro del recipiente y las fases del mismo, etc. Durante
esta etapa se llevan a cabo reuniones con el cliente a fin de ir definiendo detalles relacionados
con la operación de el equipo y de ir realizando revisiones constantes al proyecto que se esta
llevando a cabo.
6.2 Sección de instrumentación y Control.
En éste departamento se definen la serie de instrumentos y accesorios que son requeridos
instalar en la planta deshidratadora a fin de mantener un control preciso sobre los diferentes
procesos que se llevan a cabo dentro de la misma. Se definen la cantidad de válvulas
necesarias, transductores de nivel, presión y temperatura y los instrumentos de seguridad y
sistemas de alivio, como válvulas de seguridad, que son necesarios colocar en el recipiente.
Adicionalmente se definen las boquillas que se le deben situar al equipo para instalar los
mencionados instrumentos, así como las diferentes líneas de transmisión de señales que serán
recogidas en el tablero de control.
- 39 6.3 Sección Mecánica.
El trabajo del ingeniero mecánico es pieza fundamental en el diseño de los recipientes a
presión pues es quien traduce en elementos tangibles los datos suministrados tanto por el
ingeniero de procesos como por el ingeniero de instrumentación, y además es quien suministra
la información detallada que es requerida para la fabricación de los equipos que han sido
diseñados. Durante la realización del trabajo de pasantía se estuvo laborando en esta sección
en específico.
Las secciones de procesos e instrumentación trabajan de manera conjunta a fin de definir las
características que son requeridas por el recipiente para que éste lleve a cabo su función dentro
del proceso que se desea realizar y para el control del mismo. Estas características son
representadas en una hoja de datos la cual es suministrada a jefe de la sección mecánica para
que proceda al diseño mecánico del mencionado recipiente, es decir, que básicamente el
trabajo del ingeniero mecánico consiste en hacer posible la construcción del equipo requerido.
6.3.1 Elaboración de los Cálculos Mecánicos.
El primer trabajo de la sección mecánica consiste en realizar los cálculos mecánicos del
recipiente, cuya principal finalidad es establecer los espesores de cada una de las secciones del
contenedor que se desea fabricar, considerando los efectos de todas las cargas aplicables en
condiciones de operación. Estos cálculos también permiten determinar aquellas zonas del
recipiente que son críticas y que pueden fallar bajo los efectos de la presión, ya sea interna,
externa o inclusive ambas, y que requieran ser reforzadas para asegurar un desempeño seguro
y confiable del equipo. Adicionalmente es responsabilidad del ingeniero mecánico definir los
accesorios externos del recipiente, como boquillas, bocas de acceso, aislamiento, orejas de
aterramiento e izamiento y los soportes sobre los cuales estará apoyada la unidad.
Estos cálculos son las bases del diseño mecánico del recipiente y en orden de asegurar una
calidad adecuada del mismo, estos cálculos deben hacerse de acuerdo al código de normas
para diseño y construcción de recipientes a presión del comité de recipientes a presión y
calderas de la ASME. En este código se especifican los procedimientos de diseño, fabricación,
ensamblaje, certificación y entrega de los recipientes a presión. Es en esta fase donde se
definen los espesores de soldadura requeridos, aspecto critico de la fabricación del equipo y
que es sumamente importante para la calidad del trabajo realizado.
- 40 6.3.2 Elaboración de las listas de materiales.
Posteriormente, una vez obtenidos los cálculos mecánicos necesarios por cada sección del
recipiente, se procede a elaborar las listas de los materiales requeridos para fabricar la unidad
de acuerdo con los métodos de fabricación que se emplean en la planta para dicho trabajo.
Para ello se toma como referencia los cálculos realizados, y se procede a especificar parte por
parte cada uno de los componentes del recipiente, a fin de obtener las especificaciones de los
materiales requeridos por la gerencia de planta para construir el equipo. En éstas listas se
deben especificar las dimensiones, espesores, cantidades, tipo de material, características del
material, peso del componente y cualquier información adicional que pueda ser requerida para
la procura de los mismos. Es importante destacar que se debe elaborar una lista de notas
aplicables o “purchasing remark” en el que se señalan todas las características especificas de
cada material de acuerdo a la función de vaya a realizar y a la pieza que se vaya a extraer de
dicho material. Estas notas se elaboran a partir de las especificaciones del proyecto y van
desde tratamiento térmico requerido, tratamiento superficial, forma, certificados requeridos,
estampes, y normas con las que debe cumplir el material para la función especifica de la pieza
en cuestión.
La sección mecánica debe trabajar en constante comunicación con el ingeniero de procesos y
el jefe de sala técnica a fin de que toda la información que salga de este departamento sea
fidedigna del concepto que desea el cliente y del diseño del equipo, pues de estas listas de
materiales se realiza la procura de dichos elementos requeridos en la etapa siguiente del
proceso que es la fabricación del equipo.
6.4 Sala Técnica.
La sección de sala técnica se encarga de traducir toda la información suministrada por los
ingenieros de procesos, mecánico e instrumentación en planos de taller que serán enviados a
planta para la construcción del recipiente. La información que aparece en éstos dibujos debe
ser clara, concisa y debe especificar cada uno de los detalles constructivos del equipo a fin de
que el jefe de planta los pueda interpretar de la manera correcta, y se obtenga el trabajo
esperado con la mayor calidad posible y sin retrasos por errores de interpretación de los
mismos.
- 41 Los planos de taller deben proveer las vistas mínimas requeridas para la fabricación de cada
una de la secciones del recipiente y deben especificar el tipo de electrodo a emplear en los
diferentes uniones soldadas del equipo, dimensiones de los componentes y del equipo; debe
mostrar un arreglo general del recipiente y su estructura, así mismo, deben proveer una lista de
los materiales requeridos para el ensamblaje de la unidad; también deben especificar los
detalles de acabado superficial, aislamiento, niveles de inspección radiográfica y señalar los
diferentes ensayos a los que debe ser sometido el recipiente para asegurar la calidad del
trabajo realizado. Obviamente estos planos requieren de la aprobación del cliente antes de ser
enviado a la gerencia de planta para proceder al armado del recipiente.
6.5 Descripción del Proceso de Fabricación de Recipientes a Presión.
Una vez que el proyecto sale de la gerencia de ingeniería y desarrollo, éste está completamente
definido con todo detalle; planos, cálculos, listas de materiales, accesorios, aislamiento,
soldaduras, tratamiento térmico, ensayos requeridos, y cualquier otra especificación requerida
para iniciar la construcción del recipiente.
El primer paso de la logística de construcción de los recipientes consiste en la procura de los
ítems señalados en las listas de materiales de acuerdo a la especificaciones del clientes, el
“pruchasing remark” y en concordancia con lo establecido en el código ASME, sección VIII,
división 1 y en la sección II del mencionado código, para cada componente del recipiente.
Una vez adquiridos todos los materiales requeridos para fabricar la unidad, son admitidos a
almacén en donde son identificados y organizados según sus características: unos si son
materiales que requieren cumplir con especificaciones de la ASME (material ASME), y otros
por orden de trabajo para facilitar su acceso a almacén y su posterior ingreso a planta.
6.5.1 Fabricación y Ensamblaje del Cuerpo.
El proceso de fabricación de los recipientes a presión se inicia con la salida de las placas de
acero de almacén, que serán cortadas a las dimensiones estipuladas en las listas de materiales y
posteriormente roladas en virolas, que conformarán el cuerpo del recipiente, de acuerdo a lo
especificado en los planos de taller. El material que es empleado en el cuerpo del equipo es
adquirido en forma de placas que vienen en dimensiones estándar, por lo que este material
requiere ser cortado a las medidas requeridas y que posteriormente son roladas al diámetro
- 42 especificado del recipiente, esto se hace en una roladora de tres rodillos a muy baja velocidad
a fin de obtener la mayor uniformidad posible en la curvatura de la placa, sin que se vea
considerablemente afectado el espesor de la misma, para así cumplir con lo estipulado en los
planos de taller; luego se hace una soldadura longitudinal por arco sumergido que cierra las
virolas convirtiéndolas en cilindros, los cuales serán igualmente unidos entre si por juntas
soldadas circunferenciales por arco sumergido, obteniéndose esta manera un cuerpo cilíndrico
con las dimensiones particulares del recipiente que se desea fabricar. Hay que señalar que la
unión circunferencial de las virolas se hace de modo tal que las soldaduras longitudinales no
coincidan entre si de ser posible, para de este modo proporcionarle mayor rigidez e integridad
a la estructura. Es importante señalar que las soldaduras es el aspecto más crítico de la
construcción de recipientes a presión, pues es a través de ellas que se pueden generar las
posibles fugas de fluidos del recipiente y que se pueden generar fallas del equipo o inclusive
graves accidentes una vez que estos son sometidos a presión. Es por esto que cada una de las
uniones soldadas que se realizan en el equipo, no solo las del cuerpo, sino todas y cada una de
las soldaduras del recipiente, son cuidadosamente inspeccionadas por métodos no destructivos
como examinación radiográfica, ya sea completa o por zonas, o cuando este tipo de
examinación no pueda ser aplicable, se emplea entonces el método de líquidos penetrantes,
partículas magnéticas o incluso inspección ultrasónica si es económicamente viable o esta
especificada por el cliente.
En ocasiones, cuando las planchas han estado almacenadas por un tiempo considerable se
requiere de un precalentamiento antes de soldarlas, para así asegurar una unión uniforme con
la calidad requerida; y en otras ocasiones, cuando el diámetro interior del equipo es muy
grande se requiere colocar temporalmente estructuras rigidizadoras en el interior del cuerpo a
fin de mantener la forma cilíndrica del conjunto y evitar perdida de redondez en la vista
transversal del recipiente.
6.5.2 Fabricación e Instalación de Boquillas.
Una vez ensamblado el cuerpo, se procede a realizar el trazado sobre éste de las aberturas en
las que se serán conectadas todas las boquillas requeridas en el recipiente, ya sea por procesos
o por instrumentación y control del mismo.
- 43 Las boquillas están fabricadas de tubos sin costura, por lo que el trazado se realiza colocando
el mencionado tubo sobre el cuerpo del equipo y trazando la circunferencia del tubo sobre las
paredes externas del recipiente; en este procedimiento se debe tener especial cuidado de
colocar el tubo de manera lineal con la ayuda de un nivel, a fin de que el trazado realizado
sobre el recipiente sea el exacto requerido para instalar la boquilla.
Por otra parte, a la vez que se realizan las aberturas en el equipo, se van ensamblando las
boquillas mediante la unión soldada del tubo y la brida especificada para cada conexión.
Una vez realizado el trazado, se procede a realizar el corte de la abertura en el cuerpo del
recipiente, esto se debe realizar con sumo cuidado respetando el trazado realizado;
posteriormente se procede a maquinar la superficie del corte a fin de prepararla y así obtener
una unión soldada de calidad. Este proceso de soldadura se debe hacer con mucho cuidado a
fin de obtener una unión uniforme y sin imperfecciones que evite posible fugas de sustancias
por la misma; esto se logra armando una estructura de soporte o andamio, en el que se apoya
el tubo de la boquilla con el fin de mantener la linealidad de la misma durante su instalación al
cuerpo.
Nuevamente, cada una de las uniones soldadas del equipo y las boquillas es debidamente
inspeccionada por los métodos mencionados anteriormente, a fin de garantizar un desempeño
confiable del equipo.
6.5.3 Fabricación e Instalación de Cabezales.
El cabezal elipsoidal 2:1 es comprado en el extranjero ya formado y listo para ser adjuntado al
cuerpo del recipiente. Este cabezal se especifica según el espesor mínimo requerido en la
sección más delgada del mismo luego de formado. Este tipo de cabezales se construyen a
partir de placas circulares planas que son sometidas a un proceso de formado en frío, lo cual
hace que su sección más delgada se genere en la parte mas deprimida del lado cóncavo. Este
es el espesor que se obtiene en los cálculos mecánicos del recipiente y que debe ser
especificado como el espesor mínimo requerido de esta sección a fin de adquirir un cabezal
que satisfaga dicho espesor en toda su superficie. Este cabezal es unido al cuerpo mediante un
cordón de soldadura circunferencial del mismo tipo que une la virolas entre si, y una vez
adjuntado al cuerpo, se procede a colocar las aberturas necesarias para la instalación de las
- 44 boquillas que se encuentren ubicadas en el cabezal, de la misma manera que se hizo en el
cuerpo.
En particular, en el caso del regenerador de glicol, hay que hacer especial atención a la tapa
plana que cubre uno de los extremos de este recipiente. Esta es una tapa circular del mismo
material del cual están hechas las virolas que conforman el cuerpo del recipiente, la cual se
construye en planta y es adjuntada al cuerpo por un doble cordón de soldadura para asegurar la
rigidez en la unión. Esta tapa se diseña con especial atención pues en ella se encuentran dos
grandes aberturas, las únicas que tiene, en las que serán instalados los dos aparatos
calentadores que suministraran la energía necesaria para regenerar el glicol, y adicionalmente
esta tapa debe tener un espesor considerable pues puede sufrir efectos de abombamiento o
curvatura bajo los efecto de la presión interna.
En los cálculos mecánicos del anexo 5 del CD se muestra en detalle el cálculo de este
componente, así como del resto del recipiente, y todas las consideraciones que se deben tener
en cuenta en el diseño de la misma.
Los accesorios internos requeridos que debe llevar el recipiente para cumplir con el proceso
para el cual esta siendo diseñado, tales como eliminador de niebla, rompedores de vórtice,
inyectores de arena, tuberías, etc. son fabricados e instalados en el equipo antes de fijar las
tapas para poder tener un acceso cómodo al interior del mismo.
6.5.4 Silletas, Tuberías y Accesorios.
Ya después de ensamblado el cuerpo del recipiente, con todas las boquillas instaladas, se
procede a fabricar, armar y colocar las silletas que servirán de apoyo a los recipientes
horizontales que son fabricados por la planta.
Estas se hacen de laminas de acero estructural estándar que son cortadas, mecanizadas y
soldadas a fin de construir un soporte estable con una amplia base de apoyo y que tienen
varios refuerzos estructurales que le dan mayor rigidez; por otra parte, la sección de las
silletas sobre las cuales se apoya el recipiente, conocida como placa de desgate o “Wear
Plate”, es una lamina del mismo material del cual está hecho el equipo y que ha sido rolada al
diámetro exterior del recipiente para cubrir una parte de la circunferencia del mismo aportando
de este modo un mejor apoyo; de esta manera, se obtiene una mejor distribución del peso
sobre la estructura de soporte.
- 45 Ya en este punto el equipo está completamente armado en su estructura, por lo que ahora se
procede a realizar las pruebas requeridas por el cliente o por las normas especificadas, para
verificar el correcto funcionamiento de la unidad sin que existan fugas de ninguna especie. La
prueba más común que se realiza es la prueba hidrostática, la cual consiste en llenar el
recipiente de agua y elevar la presión interna a una presión mayor a la de diseño (1.3 veces
mayor), la cual es calculada de acuerdo a los procedimientos especificados en la párrafo UG99 del código ASME de diseño de recipientes a presión. Esta prueba permite ubicar cualquier
fuga o goteo que se pudiera generar en cualquiera de las secciones del recipiente,
particularmente en las uniones soldadas que es por donde existen mayores posibilidades de
fallas.
Finalmente se procede a fabricar e instalar todo el sistema de tuberías externas del equipo, con
sus válvulas, controladores de flujo, manómetros y cualquier otro instrumento o accesorio que
sea requerido; y luego, por ultimo se procede a aplicar la pintura anticorrosiva al equipo e
instalar el aislamiento, si éste está especificado. Luego el equipo es inspeccionado
globalmente, se hace la documentación para reportar la finalización de los trabajos en esta
unidad y se dispone para su entrega.
En el Anexo 8 del CD se presentan fotografías tomadas en planta, en las que se muestran los
principales aspectos involucrados en la fabricación de los recipientes a presión cilíndricos en
Industrias Vander-Rohe C.A..
Es importante señalar que cada paso, decisión, procedimiento, metodología, y proceso que es
llevado a cabo durante el diseño y fabricación del equipo debe estar debidamente
documentado según los formatos establecidos por la gerencia de gestión de calidad bajo el
código de normas ISO-9000, y que a su vez debe estar en concordancia tanto con las
especificaciones del cliente como las normas del código ASME; por otra parte todas las fases
de la concepción y posterior fabricación del equipo son inspeccionadas muy rigurosamente por
los tres entes involucrados en el proyecto; el cliente, el fabricante y el ASME, todo lo cual
garantiza un trabajo conforme y de calidad para la unidad que estará prestando su servicio en
camp
VII. DESARROLLO
7.1 Diseño de un Regenerador de Glicol.
En esta sección del libro se aplican las normas teórico-practicas del diseño de recipientes a
presión al caso particular del diseño de un regenerador de glicol para deshidratación de gas
natural. La primera parte del diseño consiste en obtener los cálculos mecánicos del recipiente,
con lo que se busca determinar los espesores requeridos para cada una de la secciones del
equipo y definir las características de todos los componentes y soldaduras de éste;
posteriormente se procede a elaborar las listas de materiales requeridos para fabricación del
equipo, y por último se obtienen los planos de taller en lo que se provee toda la información
necesaria para la fabricación del recipiente. A continuación se presenta un análisis de la hoja
de datos provista por la gerencia de ingeniería, en el cual se especifica de manera esquemática,
la información requerida por el ingeniero de la sección mecánica para realizar el diseño de la
unidad regeneradora y elaborar las listas de materiales requeridos para su fabricación.
7.2 La Hoja de datos.
En los anexos del CD que se adjunta con el presente Informe se muestra el formato en el cual
se presenta la hoja de datos del Recipiente a Presión que se requiere diseñar. En este formato
se identifica el proyecto de acuerdo a la nomenclatura empleada por la empresa Industrias
Vander-Rohe C.A., y se indica el equipo en específico que se va a diseñar. La concepción de
esta hoja de datos es responsabilidad de la gerencia de ingeniería, la cual, con continuas
revisiones de las especificaciones del proyecto, logra establecer las condiciones básicas para el
diseño del equipo; luego a través de continuas reuniones entres las secciones de procesos,
instrumentación y mecánica definen todos los detalles requeridos para el diseño del recipiente
La información se presenta de la siguiente manera:
Datos del Recipiente: Es la primera parte de la hoja de datos y allí se identifica el equipo en
particular que será diseñado, las dimensiones requeridas determinadas por procesos (radio,
longitud), volumen, posición de operación, tipos de soportes, cabezales a emplear, contenido
de procesos, y se especifica el código de normas según el cual se debe diseñar y construir el
recipiente (Código ASME: Sección VII, División 1) y adicionalmente se especifican las
certificaciones o estampes requeridos por el proyecto.
- 47 Condiciones de Diseño & Operación: En la segunda parte de la hoja de datos se definen los
valores de Presión Interna, Presión Externa y Temperatura tanto en condiciones de Diseño
como en condiciones de Operación. Así mismo se da también aquella información necesaria
para realizar los cálculos mecánicos del recipiente; Margen de Tolerancia por Corrosión,
Coeficiente de Fricción entre la estructura y el recipiente, Gravedad Especifica de los fluidos
contenidos y Altura de la estructura por sobre el nivel del mar, y se identifican los códigos de
normas aplicables para la consideración de las condiciones ambientales, inherentes al sitio,
dentro del diseño del equipo; como por ejemplo código de sismos y cargas de viento.
En esta parte se señalan también los métodos de inspección de soldadura aplicables y el nivel
de inspección que desea realizar; así mismo, se señala además el tipo de aislamiento requerido
y el tipo de tratamiento superficial (pintura y/o Sand Balsting) que será aplicado al recipiente
Internos & Accesorios: En esta parte se definen los accesorios internos que requiere el
recipiente por procesos y los diferentes accesorios externos que deben ser instalados en el
equipo. Entre estos se destacan; bocas de accesos, escaleras, orejas de izamiento y
aterramiento, rompe vértices, eliminadores de niebla, etc.
Listado de Boquillas: A partir de las reuniones entre las secciones de procesos e
instrumentación se definen todas las boquillas que son requeridas por el proceso en si y su
control. Se especifica el diámetro de la boquilla, ubicación, clase, cantidad, y servicio. Esta
información es sumamente importante para el diseño de las correspondientes aberturas en la
estructura del recipiente.
Materiales: En esta parte se detallan los materiales a emplear, tanto en el diseño, como en la
fabricación del recipiente a presión y de cada uno de sus componentes. En las especificaciones
del proyecto se señala que el diseño debe cumplir con la norma MR0175NACE de la
“National Association of Corrosion Engineers”, en la cual se especifica que si la presión
parcial del H2S supera los 0.05 Psi de la presión interna del equipo, entonces se deben emplear
los siguientes materiales en el diseño y fabricación del recipiente:
•
Placas (Cuerpo, cabezales y refuerzos) : SA - 516 grado 70 “Placas de Acero al
Carbono para Temperaturas de Servicio Moderadas y Bajas”
•
Forjas (Bridas) : SA – 105 “Forjas de Acero al Carbono para Aplicaciones en Tuberías”
•
Tuberías (Internas, externas y boquillas) : A - 106 grado B “Tubo Sin Costura de
Acero al Carbono para Altas Temperaturas de Servicio”
- 48 •
Pernos y Tuercas: SA – 193 grado B7 / SA - 194 grado 2H. “Aleaciones de Aceros al
Carbono para Tuercas y Pernos para Altas Temperaturas y Altas Presiones de Servicio”
•
Silletas : SA – 36 “Acero al Carbono Estructural” (aquellas partes que no están
en contacto con directo con el recipiente) y SA – 516 grado 70 (aquellas partes que están
en contacto directo con el recipiente; Placa de Desgaste)
De acuerdo con lo especificado anteriormente, se procede a determinar las propiedades
mecánicas de los materiales a emplear para cada uno de los componentes del recipiente, las
cuales están listadas en la Sección 2, Parte D del Código ASME.
Niveles de líquido e Información Adicional: En esta parte se dan los diferentes niveles de
líquido presentes en el recipiente en operación. Se especifican cuatro niveles; HHLL “High
high liquid level” (nivel máximo); HLL “High liquid level” (nivel alto); NLL “Normal liquid
Level” (nivel normal); LLL “Low liquid level” (nivel bajo); LLL “Low low liquid level”
(nivel mínimo). Esta información es relevante pues determina la presión hidrostática presente
en el recipiente y en sus componentes. Adicionalmente se presentan datos adicionales
relacionados con el proceso que se desarrolla en el recipiente, como flujos, fases y las
gravedades específicas de las sustancias presentes en dicho proceso, así como también se
señala el peso estimado del recipiente vacío, el peso sobe cada silleta, en condiciones de
operación, y con el contenido completo de su capacidad. En el archivo donde se presenta la
hoja de datos, en los anexos del CD, se presenta también un diagrama esquemático de la
estructura del recipiente que se tiene como primera referencia dimensional y estructural del
equipo
7.3 Cargas Aplicables.
La primera tarea a realizar es la de definir el sistema de cargas a las que debe estar sometido el
recipiente. De acuerdo con el párrafo UG-22 del Código ASME sección VIII, las cargas que a
considerar en el diseño del recipiente son aquellas que incluyen:
Presión de Diseño Interna y Externa
Peso del Recipiente y su contenido bajo condiciones de operación
Reacciones Estáticas Impuestas al Recipiente como por ejemplo, conexiones de tuberías en
boquillas, motores, maquinas, etc.
- 49 Reacciones estáticas por la unión de accesorios internos, soportes, silletas, asilamiento y
orejas de izamiento y aterramiento
Cargas dinámicas y/o reacciones cíclicas por variaciones de temperatura y/o Presión en
las condiciones de operación (No Aplica)
Reacciones antes las condiciones ambientales en el sitio, como por ejemplo, vientos, nieve
y sismos.
Cargas de Impacto como aquellas producidas por Golpes de Ariete (No Aplica)
Expansión Térmica por Gradientes de Temperatura (No Aplica)
Presión anormal, como aquella producto de deflagración (No Aplica)
Dadas las condiciones de operaciones del regenerador de glicol y al arreglo mismo de la planta
de deshidratación, hay algunas de estas cargas que merecen un análisis particular. Dentro de la
presión de diseño se debe considerar la presión hidrostática que genera el fluido contenido por
el recipiente; ésta es ejercida en toda la superficie interna del tanque y varia con el nivel de
liquido en el equipo, por lo que debe ser calculada para cada nivel del componente
correspondiente que se vaya a diseñar, como por ejemplo las aberturas. Por otra parte para el
diseño del casco y cabezas se toma como referencia el valor de la presión hidrostática en el
fondo del recipiente, pues éste es su valor máximo y permite diseñar con cierto margen de
seguridad. Por otra parte, dado el arreglo de la estructura de la planta deshidratadora, se debe
poner especial atención al diseño de la boquilla en la que se conecta la torre de asentamiento
formada por el “still column” y el “still condenser” al regenerador de glicol; pues esta genera
reacciones estáticas sobre esta conexión producto del peso de la torre en si y de los posibles
efectos del viento y de los sismos en la mencionada torre y que pueden poner en riesgo la
integridad del recipiente. Por otra parte, la planta manejará un flujo uniforme de gas y de
glicol, por lo que no se consideran cargas e impacto en las líneas de tuberías, ni en las
conexiones de éstas al recipiente por golpes de ariete, ni tampoco se consideran cargas
dinámicas por variaciones cíclicas en presión o temperatura. Adicionalmente no se toman en
cuenta los efectos por deflagración, pues dentro del regenerador no se lleva a cabo ningún
proceso de combustión. Además hay que señalar que una de las silletas se deja libre de
desplazarse en un rango especificado en la dirección axial, de manera tal que el recipiente
pueda expandirse y contraerse libremente por gradientes de temperatura y de ese modo evitar
la formación de esfuerzos térmicos.
- 50 7.4 Diseño Mecánico del Cuerpo Cilíndrico.
La ecuación 5.3.4 está especificada en el párrafo UG-27 del Código ASME, y genera el valor
del espesor mínimo requerido por las paredes del recipiente cuando está sujeto a presión
interna, en función de las dimensiones internas del cilindro. Esta ecuación se puede expresar
en función de las dimensiones externas del cilindro, tal y como se señala en el apéndice (1) del
Código ASME, párrafo 1-1.
Hay que señalar que el valor del espesor calculado por las ecuaciones especificadas en el
código ASME se refiere al espesor mínimo requerido para soportar los efectos de la presión
interna. Entonces cualquier margen adicional que deba dejarse a la pared del recipiente debe
ser añadido al valor obtenido por estas ecuaciones. Un ejemplo de esto es el margen por
exceso que se exige por corrosión para este proyecto, el cual es de 3,175 mm. (1/8”), en cuyo
caso se tendría que el espesor de pared cilíndrica debe ser;
t requerido = t min + C . A.
Ec. 7.1
Esta es una relación que se tiene que aplicar en todos los cálculos realizados para determinar
los espesores del recipiente.
Adicionalmente, las ecuaciones del código ASME no consideran los efectos de la presión
ejercida por el fluido sobre toda la superficie interior del recipiente, por lo que se debe calcular
la presión hidrostática máxima que se puede tener en el recipiente y sumarla a la presión
interna para así obtener una presión de diseño mas real, entonces:
Pdiseño = Pint erna + Phidrsotática
Ec. 7.2
Al aplicar la Ec. 5.3.4 se debe considerar que la eficiencia de junta E de las soldaduras a tope
longitudinales del cuerpo es igual a la unidad, tal y como se explicó en la sección 5.4 de este
libro.
Por otra parte, en la hoja de datos proporcionada para el diseño del regenerador de glicol se
especifica que se debe considerar vacío completo en el interior del recipiente; es decir que la
presión externa ejercida sobre el recipiente es producto del efecto de la presión atmosférica
Patm=15 Psi (0.1013 MPa). Para ello la metodología de cálculo del ASME se señala en el
párrafo UG-28 y depende nuevamente de si el recipiente es de pared gruesa o delgada, por lo
que para cada espesor supuesto se debe verificar cual de las dos condiciones prevalece.
- 51 Otro factor que entra en consideración al diseñar el recipiente por presión externa es la
longitud crítica de rigidización Ls para la cual el tanque es susceptible a colapsar por efectos
de la presión externa, esta longitud se puede calcular de acuerdo al esquema “d” del anexo II
del presente informe. Vale la pena señalar que “Ls” es constante, pues las longitudes del
recipiente y del cabezal no varían durante los cálculos, por lo que la relación Ls Do es
constante también. Esto facilita enormemente el diseño a realizar puesto que la única variable
determinante en esta parte de los cálculos es el espesor requerido, el cual se toma en cuenta al
calcular la relación Do t . El objetivo planteado es encontrar una estructura capaz de soportar
los efectos de la presión externa y esto se puede lograr de dos modos; aumentando el espesor
de las paredes el cilindro, o colocando anillos de refuerzo debidamente instalados que
rigidizen la estructura. En el caso del regenerador diseñado en este trabajo el espesor del
cilindro obtenido por presión interna es delgado, por lo que una solución económica y
prácticamente viable es el aumento del espesor de la pared hasta obtener una estructura
suficientemente fuerte como para soportar los efectos de la presión externa.
Esto permite evitar el uso de anillos rigidizadores, elemento que en caso de ser empleados
involucrarían un aumento en los costos de fabricación del equipo, e incluso podrían acarrear
ciertas complicaciones geométricas por el poco espacio disponible en la planta deshidratadora.
En el anexo 5 del CD se presentan hojas de cálculo en las que se muestran las ecuaciones
empleadas para diseñar cada componente del recipiente y se menciona la sección del código
que esta siendo empleada. Finalmente, el mínimo espesor que deben tener las paredes del
equipo será el mayor de los que se obtenga para presión interna y externa respectivamente,
garantizando así una correcta operación del recipiente.
Una vez obtenido el espesor mínimo requerido, este se debe aproximar a un espesor de lámina
comercial que sea fácil de adquirir en el mercado, facilitando así el proceso de fabricación del
recipiente y reduciendo costos. Además es recomendable conocer la capacidades máximas de
carga que es capaz de soportar el equipo que ha sido diseñado, es por ello que se calculan los
valores de presión máxima interna y externa cuando el recipiente está en condiciones criticas;
viejo (corroído) y caliente (en operación).
- 52 7.5 Diseño del cabezal Elipsoidal 2:1.
En Industrias Vander-Rohe C.A. se emplean cabezales elipsoidales, los cuales son los más
comúnmente usados en la construcción de recipientes a presión, por las altas presiones que son
capaces de soportar, con espesores relativamente bajos. Particularmente se emplean cabezales
elipsoidales con una relación de eje mayor a eje menor igual a 2, los cuales se conocen como
cabezales elipsoidales 2:1. Estos cabezales no son fabricados por la empresa, sino que son
adquiridos de un proveedor extranjero.
El cabezal a emplear será construido por troquelado a partir de una placa plana, por lo que el
espesor a lo largo de superficie del cabezal no es constante, sino que disminuye desde un valor
máximo que se tiene en los bordes rectos del cabezal y que es igual al espesor original de la
lamina, hasta un valor mínimo que se tiene en el tope de la curvatura.
Por esta razón lo que se calcula en el diseño del cabezal es el espesor mínimo requerido que
éste debe tener en su sección más delgada luego de formado, la cual se encuentra en el tope
del elipse, tal y como se muestra en la figura 7.1.
Al proveedor se le especifica este valor mínimo requerido del espesor, y él deberá asegurarse
de cumplir con dicha especificación. La longitud del borde del cabezal, en el que el espesor es
mayor, es lo que se conoce como longitud recta, y que en el caso del regenerador de glicol se
tiene que esta longitud recta es de 2 pulgadas (5,08 cm.) y que tiene un espesor igual al
espesor de las paredes cilíndricas del recipiente, 0.375 pulgadas (0,9525 cm.).
tmínimo del
cabezal
tnominal
del cuerpo
Figura 7.1 Representación esquemática del espesor mínimo de cabezales elipsoidales después
de formado
- 53 7.6 Diseño de Aberturas.
El regenerador de glicol es un equipo que forma parte de un proceso físico-químico de
deshidratación, por lo que se requieren abrir aberturas en el cuerpo del recipiente para instalar
las diferentes boquillas que se necesitan por procesos.
La base del diseño de esta sección se basa en mantener la integridad de la estructura, a pesar
de abrir un hoyo en el cuerpo del recipiente.
En el ejemplo de calculo del Anexo 5 del CD se muestran detalladamente los cálculos
realizados para las aberturas de aquellas boquillas que son criticas en el recipiente, como por
ejemplo la boquilla en la que se conecta la torre de asentamiento al cuerpo del regenerador, la
cual se estudia como una boquilla radial al cilindro; se muestra también el caso de una
boquilla tangencial adjuntada al cuerpo del recipiente y se muestra el calculo de una boquilla
en el cabezal elipsoidal.
El resto de las demás boquillas se calcula de la misma manera, por lo que de éstas sólo se
mostrarán las hojas de cálculo empleadas con los valores obtenidos de los espesores, y si estas
boquillas requieren refuerzos o no. Hay que señalar que las boquillas con un diámetro inferior
a 24 pulgadas (60.96 cm.) están hechas de tubos sin costuras para facilitar su fabricación e
instalación; en el caso de boquillas con un diámetro mayor o igual a 24 pulgadas, las boquillas
están fabricadas de lámina que es cortada y rolada al diámetro especificado, tal y como se
hacen las virolas que conforman el cilindro del cuerpo.
En el diseño de las aberturas y en el cálculo de la boquilla hay un elemento importante a
considerar que es el tamaño del agujero que se requiere abrir en la estructura del recipiente;
este puede ser circular (boquillas radiales), elíptico (boquillas tangenciales) u oblongo
(abertura formada por dos lados paralelos y los extremos semicirculares). La abertura para un
tubo circular cuyo eje no sea perpendicular a la pared o a la cabeza del recipiente, puede
considerarse para fines de diseño como una abertura elíptica. El cálculo de las dimensiones de
abertura puede hacerse considerando las ecuaciones de calderería industrial o dibujando a
escala en Autocad la forma de la boquilla y midiendo directamente sobre el dibujo realizado.
Este segundo método tiene la ventaja que permite visualizar la abertura, la boquilla y su
instalación haciendo más sencillo el trabajo de diseñarla y planificar su montaje.
Dependiendo del tamaño de la abertura se puede llegar a requerir la instalación de un anillo de
refuerzo que rodee dicha boquilla. Esto se debe a que hay que compensar el área que se retira
- 54 al realizar la abertura con aquella que está disponible dentro de los limites de refuerzo de dicha
boquilla.
Las ecuaciones empleadas en el cálculo de áreas dependen de la forma en la que será
construida e instalada la boquilla, si esta lleva refuerzo adicional o no, o si la boquilla
atraviesa el espesor del recipiente, o si esta a tope con la superficie del mismo, o si esta tiene
alguna proyección en el interior de éste. En el caso del regenerador de glicol todas las
boquillas tienen el mismo arreglo constructivo, en el sentido de que ninguna de ellas se
proyecta en el interior del equipo, pero todas atraviesan el espesor del equipo y están a tope
con la superficie interior del mismo, por lo que las mencionadas ecuaciones corresponden a las
que se ejemplifican en los cálculos expuestos en el anexo 5 del CD. No todas las boquillas
requieren cálculos de compensación de áreas según lo expuesto en el párrafo UG-36.c.3.a del
código ASME, en este párrafo se señala que si la abertura de la boquilla está dentro de un
rango especificado, no requiere mas refuerzo que aquel inherente a la fabricación e instalación
de la boquilla.
Análogamente, esta regla también se aplica al cálculo de las cargas a las que están sometidas
las soldaduras y los elementos que conectan la boquilla al recipiente, en el sentido de que si la
abertura se encuentra dentro del rango previamente establecido en el párrafo anteriormente
señalado, entonces no es necesario verificar la resistencia de dicha conexión.
En otro orden de ideas, a la boquilla N1 se conecta la torre de asentamiento, lo que genera una
concentración de esfuerzos en la conexión de dicha boquilla a las paredes del recipiente
cilíndrico. Esta concentración de esfuerzos puede producir una deformación de las paredes del
equipo y el colapso del mismo bajo el efecto de estas cargas. Los efectos de esta torre sobre el
equipo se aprecian mayormente cuando la estructura esta sometida a los efectos de sismos o
vientos, esto hace que se produzcan cargas considerables sobre la conexión. El sistema de
cargas que actúa en la torre y sus efectos sobre el recipiente se modelan como una carga axial
sobre la boquilla, lo que equivale a decir una carga radial sobre el recipiente, y dos momentos,
uno circunferencial y otro longitudinal. Las cargas producidas por estas condiciones
ambientales deben estar dentro de los límites admisibles para la conexión. Hay que señalar que
en el caso de N1 se tiene que la boquilla esta en la parte superior del recipiente, por lo que ésta
en todo momento está por encima del nivel de liquido presente en el equipo, por esta razón la
- 55 presión de diseño de la conexión es la presión interna de diseño señalada en la hoja de datos
del proyecto.
Por UG-37.a.3 del código ASME se tiene que cuando la abertura y su refuerzo se encuentran
en un cabezal elipsoidal, ambos deben estar dentro de un circulo concéntrico con el cabezal,
cuyo diámetro es igual al 80% del diámetro del cuerpo cilíndrico de modo tal que se mantenga
la integridad de este componente.
En el caso de boquillas adjuntadas a cabezales formados, el cálculo analítico de la longitud de
abertura es complicado y requiere un estudio de calderería avanzado. Esta dimensión se puede
determinar mediante un diagrama de la conexión a escala que se puede realizar con facilidad
en Autocad. Para ello el ASME propone que los cabezales elipsoidales 2:1 se pueden
aproximar por la combinación de una esfera con un radio de corona igual a 0,9 × Dcuerpo y una
esfera con un radio de abombado igual a 0,17 × Dcuerpo . Mediante la construcción de un cabezal
elipsoidal por el método descrito, este se puede intersecar con un cilindro hueco con las
dimensiones del tubo de la boquilla, y de allí hacer las respectivas mediciones de apertura y
ubicación de la boquilla en dicho cabezal.
Por otra parte, en el párrafo UG-46 del mencionado código se señala la necesidad de instalar
una boca de visita en el recipiente, ya sea para mantenimiento, inspección o limpieza, cuando
el mencionado recipiente esta sometido a la acción de efectos corrosivos en su interior y al
mismo tiempo el equipo tiene un diámetro interno mayor a las 36 pulgadas (0,9144 Mts).
Ambas condiciones se cumplen en el caso del regenerador de glicol, por lo que se deben
instalar bocas de acceso en este recipiente. Dado que el regenerador tiene una extensión
considerable, se decide instalar bocas de acceso pequeñas o “Hand Holes” de 6 pulgadas
(0.1524 m) cada una para poder chequear y observar el interior del recipiente, en cuyo caso
por UG-46.f.4, se especifica que se deben emplear dos aberturas de este estilo, cada una de las
cuales debe estar ubicada cerca de cada extremo del recipiente. En caso de que sea necesario
entrar al interior del equipo, esto se puede hacer por la tapa plana, la cual no esta soldada al
recipiente sino que está atornillada, por lo que es fácil de retirar para ingresar al interior del
equipo, tal y como se plantea en el párrafo UG-46.f.5. Por esta razón se decide no instalar una
boca de mayor diámetro para el acceso del personal.
En el anexo 5 se muestran las hojas de cálculo del resto de las boquillas que se encuentran
adjuntadas al recipiente regenerador de glicol. Todas estas boquillas caen dentro de las tres
- 56 categorías anteriormente expuestas (radiales al cuerpo, tangenciales al cuerpo o en el cabezal
elipsoidal). En general, salvo algunas diferencias en las dimensiones de la boquilla, hay pocos
cambios en los cálculos del resto de las aberturas ya que en el caso del regenerador la mayoría
de las aberturas son de 2” (0.051 m) y están colocadas en grupos, de modo tal que hay varias
de ellas que comparten el mismo valor de presión de diseño, así que al tener las mismas
dimensiones, ser del mismo tipo y tener la misma presión hidrostática en varias de ellas, pues
los cálculos de las misma se hacen idénticos.
7.7 Diseño de Conexión Bridada con Empacadura tipo anular.
El tipo de conexión bridada a emplear es aquella que tiene una empacadura anular totalmente
contenida dentro del círculo formado por los agujeros de los pernos, y en la que no hay
contacto metálico fuera de dicho círculo. Esta es una brida del tipo anular que es integralmente
adjuntada al cuerpo del recipiente por métodos de soldadura. Es parte del diseño de la brida
seleccionar el tipo de empacadura a emplear, material, tipo y dimensiones, así como
seleccionar el tipo de superficie a maquinar en la cara externa e la brida, el tipo de pernos a
emplear, el número de pernos, y el ancho y espesor del anillo que funcionara como brida.
Como margen de seguridad, el diseño se hace considerando el equipo viejo (corroído) y en
condiciones de operación.
Las bridas de tipo opcional son las más comúnmente empleadas, pues con el diseño apropiado
proveen tanta resistencia a la conexión como aquella que es del tipo integral, pero su
construcción e instalación son mucho más sencillas, es por esto que en el caso del regenerador
esta será la brida a utilizar.
Uno de los factores mas importantes en el diseño de la conexión con bridas es la selección del
tipo de empacadura a emplear; esta debe ser lo suficientemente resistente como para soportar
las cargas bajo las cuales estará sometida la conexión, pero adicionalmente deberá ser tal que
tanto el factor de empacadura “ m ”, como el esfuerzo de diseño en las condiciones de
asentamiento “ y ” no sean muy altos a fin de no tener grandes reacciones sobre la brida, lo
que provocaría que las dimensiones de esta ultima fuesen desproporcionadas con respecto al
recipiente al que estará adjuntada, por lo que una adecuada selección de la empegadura es
fundamental en el diseño de la conexión con bridas.
- 57 Destaca que en el diseño de la brida no se toma en consideración la eficiencia de la junta que
une dicho componente al cuerpo cilíndrico del recipiente; esto es porque en soldaduras a
filetes no es posible obtener resultados interpretables de una examinación radiográfica, por lo
que la metodología de calculo no evalúa la eficiencia de dicha junta, sino que evalúa la rigidez
y la resistencia de la junta como un todo mediante la selección del tipo de brida a emplear;
integral, libre u opcional.
Esta brida se hace a partir de laminas del mismo material del cual esta construido el cuerpo,
para así tener una mayor uniformidad en la junta y que de este modo la unión soldada entre las
partes sea lo mas homogénea posible, manteniendo así la resistencia mecánica de la conexión.
A su vez, este método constructivo facilita la fabricación de la brida y se ahorra el gasto de
comprar láminas de una material diferente.
El método de diseño de este componente se expone en el apéndice obligante 2 del código
ASME, y el tipo de empacadura a emplear esta especificado en la hoja de datos proporcionada
por el cliente.
7.8 Diseño de Tapa Plana.
En el párrafo UG-34 del código ASME se especifican las reglas para el diseño de tapas planas
sin rigidización. El termino sin rigidización se refiere a que el cabezal plano no esta
solidariamente unido al cuerpo; ya sea por forja, fundición o soldadura, sino que esta unido de
algún otro modo tal que la tapa es removible. Este es el tipo de diseño que mas se adapta al
cabezal que desea instalarse en el regenerador de glicol, pues la tapa plana debe ser removible
para el acceso al interior del recipiente, y a su vez debe servir de apoyo para los artefactos
calentadores que van dentro del interior del equipo.
Esta tapa se construye a partir de una lámina del mismo material del cuerpo y de la brida, es
decir acero al carbono del tipo SA-516-70N y consiste en una placa circular plana con un
diámetro externo igual al diámetro externo de la brida. El diseño de esta tapa se limita a
calcular el espesor requerido de dicho cabezal tanto para condiciones de operación como para
condiciones de asentamiento de junta, como se hizo en el diseño de la conexión bridada. Esta
placa debe tener un espesor entre 1’’ y 2’’ para soportar los efectos de abombamiento por
causa de la presión interna; adicionalmente esta tapa debe servir de apoyo para la abertura de
los calentadores que serán instalados a través de ella y que funcionaran en el interior del
- 58 recipiente. El número de pernos a emplear, obviamente debe ser igual al estipulado en el
diseño de la brida a la cual será apernada dicha tapa plana
7.9 Diseño de Aperturas en Tapa Plana.
En el caso del regenerador deben realizarse no una, sino dos aberturas de tamaño considerable
en la tapa plana, pues estas servirán para insertar los artefactos calentadores que son el corazón
del funcionamiento de la unidad regeneradora. Este cálculo se hace siguiendo las reglas del
párrafo UG-39 del Código ASME.
El principal objetivo que se busca en el diseño de las mencionadas aberturas es la ubicación de
los centros de las mismas, de modo tal que al realizar los agujeros estén debidamente
colocados en la tapa, sin que la debiliten. En caso de que las condiciones geométricas no
puedan ser alcanzadas se pueden tomar varias acciones correctivas; una de ella seria aumentar
tanto el diámetro de la conexión bridada y el diámetro de la tapa plana a fin de tener una
mayor superficie sobre la cual ubicar estas aberturas, esta es una solución poco viable pues
representaría un aumento considerable en los costos de fabricación del equipo al requerirse
mas material, así como un aumento en la dificultad de manipulación de la unidad por las
grandes dimensiones de los componentes anteriormente señalados. Una solución mas
apropiada seria ubicar las tapas de acuerdo según lo expuesto en el párrafo UG-39 tratando en
lo posible de cumplir con las condiciones allí expuestas, y aun así no se cumplan todas las
condiciones, colocarla de esta manera, pues así se tendría un mejor diseño de la tapa. Luego
para disminuir los efectos de las aberturas en el cabezal plano se puede proceder a colocar un
refuerzo un poco mayor que el mínimo requerido para las aberturas según las ecuaciones
expuestas en el código ASME, y distribuirlo de manera tal que abarque la totalidad del área
contenida en el espacio que existe entre las boquillas. De este modo se estará aportando
suficiente refuerzo, no solo para las boquillas sino para la tapa plana, lo que asegura un
adecuado funcionamiento de la unidad. Una imagen que representa esta configuración se
incluye en las fotografías del anexo 8 del CD.
Independientemente de la acción realizada, esta debe ser sometida a la rigurosa inspección del
inspector certificado ASME de modo tal que no hayan disconformidades en el diseño y
construcción de esta sección del recipiente a presión.
- 59 7.10 Efectos de las Condiciones Ambientales del Sitio Sobre el Diseño del
Recipiente.
Los recipientes a presión son estructuras metálicas que se encuentran sometidas a los efectos
de las condiciones ambientales del sitio de operación. Particularmente los efectos de sismos y
vientos son las condiciones críticas que pueden generar daños en dichas estructuras.
Por otra parte, se sabe que la estructura de la planta deshidratadora en la que estará operando
el regenerador trabajará en condiciones costa afuera, por lo que los efectos del oleaje podría
ser una tercera condición ambiental a considerar. Lo que sucede es que dada la geografía y
topografía del sitio en cuestión, se tiene que son aguas de poca profundidad (18 m
aproximadamente), lo cual aunado al hecho de que se trata de un golfo y no mar abierto, hace
que los efectos de oleaje sean despreciables con respecto a los efectos que podrían causar el
viento o los sismos. Es por esto que la estructura solo se diseña para aquellas condiciones
predominantes.
Por otra parte, las secciones del recipiente más críticas o propensas a fallar por los efectos de
estas condiciones son las siguientes:
La conexión N1 en la que se conecta la torre de asentamiento formada por el “still column” y
el “still condenser” al cuerpo cilíndrico del recipiente. Esta sección es crítica por la altura de
dicha torre.
Las silletas de apoyo del recipiente deben estar diseñadas para soportar las condiciones más
desfavorables de cargas sobre el equipo.
En el caso de la conexión N1, la reacciones obtenidas en esta sección por efectos de las cargas
sísmicas y de viento deben estar contenidas dentro del triangulo de cargas admisibles para la
junta. Adicionalmente, se puede verificar la integridad de dicha junta, al comparar las cargas
ambientales con las resistencias máximas permitidas por los caminos de esfuerzos de la
conexión. De este modo se estará garantizando que N1 es una boquilla que no solo soportara
adecuadamente los efectos de la presión interna, sino que además soportará adecuadamente lo
embates de las condiciones ambientales criticas que se puedan presentar en el sitio de
operación.
Con respecto a los efectos de las condiciones ambientales sobre las silletas, estos proporcionan
las cargas adicionales que deben ser tomadas en cuenta en conjunto con el peso del recipiente
y la presión interna para el diseño de dicho componentes.
- 60 7.11 Diseño de silletas.
Si bien el código ASME no señala directamente como deben diseñados estos soportes, si
especifica que deben cumplir con el procedimiento de calculo propuesto por L. P. Zick. en su
trabajo “Esfuerzos en recipientes a presión cilíndricos horizontales largos soportados por dos
silletas”.
Desde el punto de vista estático y económico se prefiere el uso de dos silletas únicamente, a
diferencia del sistema de varios soportes, y esto es valido aun cuando sea necesario utilizar
anillos rigidizadores en la estructura del recipiente. La ubicación de las silletas está
determinada a veces por la ubicación de aberturas, sumideros, venteos, etc., en el fondo del
recipiente. Los recipientes de pared delgada y diámetro grande se soportan mejor cerca de las
cabezas, para utilizar el efecto rigidizador de las mismas. En éste caso la distancia entre la
línea tangente a la cabeza y la silleta, “A”, en ningún caso debe ser mayor de 0,2 veces la
longitud del recipiente “L”, sin obstruir el acceso a ninguna boquilla.
Por otra parte en el apéndice no obligante G del Código ASME se recomienda que el ángulo
de contacto mínimo para la silleta debe ser de 120º, excepto para recipientes muy pequeños.
Inclusive, en el párrafo UG-29 del mencionado código se especifica que para recipientes
cilíndricos sin anillos rigidizadores sujetos a presión externa, el ángulo de contacto esta
limitado a 120º. Adicionalmente en el apéndice mencionado anteriormente se recomienda
también que para recipientes grandes, la longitud de contacto de las silletas debe ser como
mínimo un tercio de la circunferencia del casco.
Como se puede ver, el primer gran trabajo consiste en dimensionar las silletas de modo tal que
los esfuerzos obtenidos estén dentro de los valores máximos admisibles para la estructura del
recipiente. Para ello se pueden emplear las tablas que aparecen en las páginas 101 y 102 del
manual de diseño de Eugene Megyesy, 1995, en la que se indican las dimensionas básicas
aproximadas de las silletas como una función del diámetro nominal del recipiente. Estas
dimensiones deben ser posteriormente modificadas según sea conveniente para el diseño del
recipiente en particular, en especial lo referente al número de refuerzos requeridos por cada
silleta. En el cálculo de los esfuerzos sobre recipientes cilíndricos soportados por silletas, se
deben considerar todas aquellas cargas aplicables posibles bajo las condiciones de operación
de la unidad; presión interna, externa, viento, sismo, peso del recipiente y su contenido. En el
caso del regenerador se tiene que la silleta critica es las mas cercana a la cabeza plana, esto es
- 61 porque sobre éste soporte se apoyan el peso de la torre de asentamiento, el peso de las
resistencias calentadoras de fluido y el peso mismo de la brida y la tapa plana; por estas
condiciones es que esta silleta soporta mas carga que aquella que esta en el extremo del
cabezal elipsoidal 2:1.
Por otra parte en el diseño de las silletas, particularmente en aquella cercana al cabezal 2:1, se
deja una ranura para los pernos de apoyo, de manera tal que se permita un pequeño juego de
libre movimiento al equipo, para así contrarrestar los efectos de la expansión y contracción
térmica a los que esta expuesto el recipiente bajo las condiciones de operación. El hecho de
que se elija la silleta izquierda (la más cercana al cabezal elipsoidal 2:1) como la silleta móvil
se debe a que este extremo del recipiente tiene menos vinculaciones críticas con equipos
adyacentes. Esto permitirá que el recipiente este libre de expandirse y contraerse térmicamente
evitando así la formación de esfuerzos térmicos, y sin afectar el desempeño de los equipos
conectados a este recipiente. El tamaño de la ranura se determina como una función de la
distancia que hay entre las silletas. En el caso del regenerador de glicol se tiene una longitud
entre silletas igual a 104 " (2,642 mts.), por lo que se requiere una ranura de 3 / 8" (9,525 mm)
como mínimo. Para dar un mayor juego se deja una ranura de 7 / 8" (22,225 mm) para que el
equipo se expanda y contraiga con naturalidad. El ancho de esta ranura viene dado por el
diámetro de los pernos más 1 / 4" (0.635 cm.).
Hay que mencionar que muchas de las dimensiones de las silletas, por ejemplo altura,
distancia entre silletas, ancho, etc., no solo dependen de los cálculos pertinentes, sino que
además dependen de la configuración de la planta deshidratadora con todos los componentes y
tuberías instalados. Hay que recordar que le planta deshidratadora es una planta modular, en la
que se dispone de poco espacio físico para colocar accesorios y que es atravesada por un gran
numero de tuberías de diversos tamaños que conectan los diferentes equipos que componen la
planta. El diseño de la planta se hace utilizando programas gráficos como Autocad® y
Autoplan® para poder visualizar el recorrido de dichas tuberías, el espacio ocupado por los
recipientes y el espacio disponible para colocar los accesorios. Este aspecto es sumamente
delicado pues permitirá tener un eficiente diseño global de la unidad y facilitara los trabajos de
construcción de la misma. En el diseño de las silletas en ocasiones es necesarios tomar las
medidas de los planos de taller en los que se consideran todos los componentes de la planta
deshidratadora.
- 62 Por otra parte, bajo los efectos de la máxima carga sobre los pernos, la placa de membrana o
“Web Plate” puede deformarse o pandearse. Para evitar que esto suceda se emplean refuerzos
que se colocan longitudinalmente y equidistantes a lo largo de la altura de dicha placa de
membrana. En el caso de la estructura del regenerador se emplearán cuatro (4) refuerzos sobre
la placa de membrana, que estarán construidos del mismo material de la placa, para darle
mayor fortaleza al apoyo.
7.12 Elaboración de las Listas de Materiales Requeridos para Fabricación y de
los Planos de Taller.
Una vez elaborados los cálculos mecánicos del recipiente regenerador se tiene una idea clara
de cual es la configuración de éste y de las piezas requeridas para su fabricación. Ésta
información se presenta de dos formas; listas de materiales y planos de taller, cada una de las
cuales tiene un propósito bien definido en la construcción del recipiente.
Las listas de materiales son requeridas por la gerencia de compras para la requisición de los
materiales necesarios para fabricar el recipiente y proceder a su procura. En estas listas se debe
especificar todas y cada una de las piezas requeridas para la construcción del recipiente a
presión y se deben dar los detalles, dimensiones, pesos y especificaciones de cada una de estas
piezas. Cada pieza se identifica con un número de ítem para así tener un mejor control sobre el
número de componentes requeridos; se especifica el número de ítems o piezas que son
necesarias y el tipo de pieza en específico, es decir, si es una lámina, tubo o brida; se
especifica el tipo de brida, los espárragos, empacaduras, tuercas, etc. Cabe señalar que para la
elaboración de las listas de materiales se debe interpretar la información contenida en los
cálculos de la manera correcta, por ejemplo, se ha mencionado anteriormente que el cilindro
del cuerpo del recipiente se construye a partir de laminas cortadas y roladas según las
dimensiones del equipo, por lo que en las listas de materiales lo que se especifica es el numero
y dimensiones requeridas por las laminas a partir de las cuales será fabricado el cilindro.
También es necesario conocer el servicio que estará prestando cada componente del
recipiente, porque a partir de esta información podrían requerirse materiales que no están
señalados directamente en los cálculos mecánicos del equipo, como por ejemplo, todas las
boquillas son conexiones de tubería bridadas, por lo que en las listas de materiales se debe
especificar el tipo de brida a emplear. En general, se emplean dos tipos de brida: bridas de
- 63 cuello soldado con cara levantada, “Welding Neck Raised Face” o bridas de cuello largo
soldado con cara levantada “ Long Welding Neck Raised Face”; en el anexo 7 del CD se
muestran bosquejos de los principales tipos de brida empleados en la construcción de
recipientes a presión. Por otra parte, cuando hay una boquilla extra que no estará en servicio
sino hasta una siguiente etapa de la operación del recipiente, se deberá especificar en las listas
de materiales que dichas boquillas requieren no sólo de una brida de conexión, sino que
además requieren de una brida ciega para clausurar la boquilla mientras no esté operando y del
conjunto de espárragos y empacaduras que conforman la unión entre la brida de la boquilla y
la brida ciega.
Adicionalmente, en el caso de las boquillas, es en las listas de materiales donde se especifica
la longitud de los cuellos de dichas boquillas, el espesor de los mismos y las dimensiones del
anillo de refuerzo, en caso de que este sea requerido.
Las listas de materiales deben especificar no sólo la cantidad y las dimensiones de la piezas
necesarias para construir el recipiente, sino que también deben señalar cualquier información
adicional requerida para especificar detalladamente la pieza en cuestión, por ejemplo, en el
caso de las placas para construir las virolas que conforman el cilindro del cuerpo, en las listas
de materiales se debe señalar el diámetro al que debe ser roladas dichas laminas. Otro ejemplo
es el caso del cabezal elipsoidal, pues es necesario especificar la relación entre el eje mayor y
el eje menor de dicho cabezal (2:1) y el tamaño de la longitud recta deseada.
También se especifica el tipo de material del cual debe estar construido la pieza señalada, las
características que debe tener dicho material (en especial en el caso de las empacaduras) y
muy importante, se debe señalar el peso de cada componente del equipo; esto se hace usando
materiales estandarizados, cuyos pesos, dimensiones y características ya están tabulados por
los fabricantes de cada material y cuya información aparece en los manuales de diseño mas
comúnmente empleados; en el caso de industrias Vander-Rohe C.A. se utiliza el manual de
diseño de Eugene Megyesy, 1995, para recipientes a presión. La información de los pesos de
las piezas es muy importante pues permitirá tener una aproximación mas real del peso total del
equipo cuando este se encuentra vacío, información que es fundamental para el diseño de la
estructura sobre la que estará montado el proyecto en general. Muy importante es señalar en
las listas de materiales las especificaciones del material a partir del cual debe ser construida
cada una de las piezas señaladas en dicha lista e incluso del modo del cual deben ser
- 64 construidas. Por ejemplo, nuevamente en el caso de las placas para la construcción del cilindro
(SA-516-70N) se especifica que el material debe ser acorde con las especificaciones del
código ASME sección II, que debe estar certificado por dicha asociación y que adicionalmente
el material requiere un tratamiento térmico de normalizado para poder ser aprobado para
fabricación del equipo. Estas especificaciones se señalan a través de una serie de notas que se
anexan a la lista de materiales y que se conocen como “Purchasing Remarks of Bill of
Materials” y que debe ser elaborada siguiendo las normas del código ASME para los
materiales empleados en la fabricación de recipientes y en concordancia con las
especificaciones del proyecto en cuanto a los materiales a emplear en las construcción de los
equipos relacionados con este proyecto.
Los planos de taller son requeridos por la gerencia de planta y por los inspectores de
fabricación para definir el arreglo constructivo del equipo. A partir de los cálculos mecánicos
del recipiente y de las listas de materiales requeridos para su fabricación se procede a elaborar
los muy importantes planos de taller. Básicamente estos planos detallan toda la información
necesaria para construir todos los componentes del recipiente y especifican el modo en que
estos deber ser ensamblados y colocados en la estructura de dicho equipo.
Se deben dibujar todas las vistas que sean necesarias para especificar el arreglo general del
recipiente y su geometría; para así posteriormente dibujar cada sección del equipo por
separado, definiendo las dimensiones de cada componente para poder realizar las operaciones
de corte de láminas y tubos que sean necesarias. Un elemento primordial es que en los planos
se definen los tipos de soldadura a emplear en el ensamblaje de todas las partes previamente
prefabricadas. Se definen la ubicación y tipo de soladuras longitudinales y circunferenciales
del cuerpo, las soldaduras de las boquillas, anillos de refuerzos, soldaduras de las estructuras
de las silletas, y se dan notas detallas del modo en que debe ser ensamblado el equipo. Los
planos tienen la facilidad de que permiten visualizar el arreglo general de la planta
deshidratadora, lo que permite diseñar con mayor facilidad ciertos componentes del recipiente,
como son las silletas y las longitudes de los cuellos de las boquillas al ver como encajan estos
dentro del espacio disponible para el equipo. Adicionalmente en estos planos se dan las
principales especificaciones correspondientes a los métodos de fabricación a emplear, las
pruebas a la que debe ser sometido el equipo una ves finalizada su construcción, los niveles de
inspección radiográfica requerida por las especificaciones del proyecto y el tipo de tratamiento
- 65 superficial; “Sand Blasting” y/o pintura que son exigidos al recipiente. También cabe destacar
que en los planos de taller se incluye una pequeña de lista de materiales para así facilitar el
trabajo del personal de planta y en estos también se ubican las placas de identificación que
debe llevar el equipo, (una placa de identificación ASME y otra de industrias Vander-Rohe
C.A.), visibles fácilmente con el equipo en operación, incluso con el asilamiento instalado,
para identificar debidamente al equipo y su servicio.
VIII. RESULTADOS Y DISCUSIÓN
8.1 Cálculos Mecánicos.
Mediante la aplicación de las reglas del Código ASME, Sección VIII, División 1 se
determinan los espesores requeridos por los diferentes componentes del recipiente
para
soportar las cargas de diseño especificadas. A su vez, se dimensionan las diferentes aberturas
en la estructura del recipiente para las diversas boquillas requeridas por procesos e
instrumentación y control; por otra parte se definen las dimensiones requeridas para las silletas
de apoyo del recipiente.
Al mismo tiempo, se establece la geometría básica del equipo mediante los cálculos de
aberturas, ubicación de las mismas y se dimensiona la brida-cabezal y la tapa plana. En la
tablas 8.1, 8.2 y 8.3, se muestran los resultados obtenidos en el presente trabajo con respecto al
diseño mecánico del recipiente regenerador de glicol, en las que se muestran los espesores
calculados, las presiones de diseño empleadas, las máximas presiones de trabajo obtenidas, los
espesores comerciales seleccionados y se muestra el listado de boquillas calculadas con los
espesores obtenidos tanto para el cuello de la boquilla como para el anillo de refuerzo en los
casos en que este es requerido.
Cilindro
Máxima
Máxima
Presión
Presión
Presión Presión Presión
Presión
Interna de Externa de
Interna Externa Hidrostática de Diseño
Trabajo
Trabajo
(Psi)
(Psi)
(Psi)
(Psi)
permitida
permitida
(Psi)
(Psi)
75
15
1.2
76.2
238.03
19.186
Cabezal
Elipsoidal
75
15
1.2
76.2
228.3
57.22
Tapa Plana
75
15
1.2
76.2
95.553
N/A
Brida-Cabezal
75
15
1.2
76.2
N/A
N/A
Tabla 8.1. Presiones de diseño y máximas presiones de trabajo obtenidas para la estructura del
recipiente.
- 67 -
Material
Diámetro
Espesor Espesor
Longitud
Eficiencia
Ext2erno
Nominal Calculado
(pulg.)
de Junta
(pulg.)
(pulg.)
(pulg.)
Cilindro
SA-516-70N
42
144
0,375
0,352
Cabezal
SA-516-70N
42
10,5
0,2385
0,2385
Elipsoidal
Tapa Plana
SA-516-70N
49
1,75
1,75
1,5802
Brida-Cabezal
SA-516-70N
49
2
2
2
Tabla 8.2. Espesores calculados para la estructura del recipiente
Tubo de Boquilla
Diámetro
Externo
(pulg.)
Espesor
del
Cuello
(pulg.)
1
1
1
1
Presión Ancho de Espesor de
de
Refuerzo
Refuerzo
Diseño Requerido Requerido
(Psi)
(pulg.)
(pulg.)
Material
Schedule
16
0.375
228.3
4.75
N1 SA-106-B 16" Sch.30 (std)
N2 SA-106-B
2" Sch160
2.375
0.343
228.526
N/A
N3 SA-106-B
2" Sch160
2.375
0.343
229.499
N/A
N4 SA-106-B
2" Sch160
2.375
0.343
228.3
N/A
N5 SA-106-B
2" Sch160
2.375
0.343
228.3
N/A
N6A SA-106-B
2" Sch160
2.375
0.343
229.499
N/A
2" Sch160
2.375
N6B SA-106-B
0.343
229.499
N/A
N7A SA-106-B
14" Sch60
14
0.500
96.4427
3
N7B SA-106-B
14" Sch60
14
0.5
96.4427
3
N8 SA-106-B
2" Sch160
2.375
0.343
228.573
N/A
N9 SA-106-B
2" Sch160
2.375
0.343
228.573
N/A
N10 SA-106-B
2" Sch160
2.375
0.3430 228.573
N/A
N11 SA-106-B
2" Sch160
2.375
0.3430
228.3
N/A
N12 SA-106-B
2" Sch160
2.375
0.343
228.3
N/A
N13 SA-106-B
2" Sch160
2.375
0.343
228.3
N/A
N14 SA-106-B
3" Ssh160
3.5
0.438
228.3
N/A
N15 SA-106-B
4" Sch80
4.5
0.337
229.499
2
N15A SA-106-B
2"Sch160
2.375
0.343
228.3
N/A
N15B SA-106-B
2" Sch160
2.375
0.3430 228.648
N/A
N16A SA-106-B 6" Sch40 (std)
6.625
0.28
228.46
2.1875
N16B SA-106-B 6" Sch40 (std)
6.625
0.2800
228.46
2.1875
Tabla8.3 Listado de boquillas en el recipiente y espesores calculados.
0.375
N/A
N/A
N/A
N/A
N/A
N/A
1.75
1.75
N/A
N/A
N/A
N/A
N/A
N/A
N/A
0.375
N/A
N/A
0.375
0.375
- 68 Se puede resumir, que el principal objetivo de realizar los cálculos mecánicos del recipiente es
definir los espesores requeridos por cada uno de los componentes del equipo, así como
dimensionar algunos de ellos, como es el caso de la brida-cabezal y de la tapa plana. En la
practica real de ingeniería este trabajo no se realiza de manera manual como se ha hecho en el
presente informe, sino que se emplea un software denominado “Compress” que es una
herramienta computacional para el cálculo de recipientes a presión que se basa en las normas
del Código ASME, y que calcula con facilidad todos los componente requeridos por un
recipiente a presión. Al iniciar el programa se introduce la configuración deseada para el
recipiente a presión; cuerpo cilíndrico, tipos de cabezales, numero de boquillas, diámetro de
boquillas, materiales a emplear, cargas actuando sobre el recipiente, tipos de soportes, se
especifican los códigos y normas a emplear para calcular el equipo bajo las condiciones de
carga no cubiertas por el código ASME, como son el diseño de silletas, las cargas de viento y
los sismos. Posteriormente este programa arroja los resultados calculados de acuerdo a las
condiciones exigidas y bajo las normas especificadas.
Para este trabajo se empleó este software para realizar unos cálculos “simplificados” para un
recipiente con las misma configuración que el regenerador, pero considerando solo las
boquillas N1 (conexión de la torre de asentamiento), por ser una boquilla radial al cuerpo
critica, N2 por ser un caso de una boquilla en el cabezal elipsoidal y N16A por ser el caso de
una boquilla tangencial al cuerpo del recipiente. Se consideran estos casos por ser los mas
típicos encontrados en el diseño de recipientes a presión y porque fueron los casos que se
calcularon a mano en el Anexo 5 del CD. En las tablas 8.4 y 8.5 se muestran los resultados
obtenidos en “Compress” para la mencionada configuración.
Comparando los resultados por los cálculos manuales realizados en este informe con los
cálculos realizados en compres, se puede apreciar que el diseño obtenido en este trabajo es un
poco mas conservador al considerar mayores espesores en ciertos componentes del recipiente
y por las mayores presiones máximas de trabajo permitidas ( MAWP, por sus siglas en ingles)
obtenidas en este informe.
- 69 -
Tabla 8.4 Especificación de Tubos para boquillas y refuerzos obtenidos por “Compress”.
Tabla 8.5 Resultados de la estructura del recipiente obtenidos por “Compress”.
- 70 Esto se debe a que el “Compress” realiza de manera automática los cálculos de los
componentes. Esto se ve con mas claridad en los resultados para el cuerpo cilíndrico y para el
cabezal elipsoidal; los cálculos de estos componentes son gobernados por la condición de
presión externa que existe en el diseño, estos cálculos son por tanteo e iterativos lo que
dificulta su realización de manera manual, en cambio el “Compress” al realizarlos de manera
automática le permite tener una mayor fineza en los resultado obtenidos, consiguiendo un
diseño mas optimo, con menor cantidad de material (menores espesores) que soportan
igualmente las condiciones de carga requeridas.
8.2 Listas de Materiales y Planos de taller
Las listas de materiales requeridas para la construcción del equipo se presentan en el anexo 9
de los archivos que se encuentran en el CD. En ellas se especifica cada una de las piezas que
deben ser procuradas para iniciar la fabricación del recipiente. Una parte fundamental de la
elaboración de las listas de materiales es la elaboración del “Purchasing Remarks”, el cual se
presenta en el mismo anexo, que es donde se especifican los requerimientos para los
materiales a partir de los cuales vendrán fabricadas las piezas necesarias para la construcción
del equipo. Del mismo modo en el Anexo 10 del CD se presentan los planos de taller
elaborados para diagramar la construcción del recipiente, especificando lo tipos de soldadura
que deben ser empleados para anexar los diferentes componentes del recipiente.
De una manera muy generalizada, se puede decir que un recipiente a presión es básicamente
una estructura metálica hueca y cerrada, a la que se le realizan una serie de aberturas que son
requeridas por procesos. En éste sentido, no es de extrañar que estén construidos a partir de
piezas sencillas como laminas y tubos que están soldadas y/o apernadas entre si, y con algunos
componentes adicionales como son las bridas y empacaduras. Las listas de materiales y los
planos de taller se elaboran de manera independiente para cada parte del proyecto, es decir,
hay una serie de listas de materiales y de planos de taller para la estructura del recipiente, otra
serie de planos y listas de materiales para los diferentes accesorios internos que son
requeridos, otra para las tuberías, otra para las plataformas y así sucesivamente.
Todos los documentos relacionados con la fabricación del equipo, ya sean planos o listas de
materiales deben ser cuidadosamente revisados antes de ser emitidos por la gerencia de
ingeniera, e incluso muchos de ellos están sujetos a cambios y/o modificaciones. Dado que los
- 71 planos de taller muestran de manera detallada que es lo que se va a construir y como se va a
construir, el cliente revisa cada juego de planos que es emitido a fin de comprobar que las
piezas a fabricar tengan las dimensiones apropiadas y que los métodos de fabricación
empleados sean los correctos. Esto le garantizará al cliente que el equipo esta siendo
ensamblado acorde con sus especificaciones y que éste obtendrá un trabajo satisfactorio.
Cualquier corrección a éstos, deberá ser modificada en los planos, y a su vez deberá ser
incluida dicha modificación el las listas de materiales pertinente y en caso de ser necesario, se
volverán a realizar los cálculos mecánicos del recipiente considerando las modificaciones
hechas, y se volverán a emitir todos los juegos de documentos los cuales serán nuevamente
revisados por el cliente, hasta conseguir su aprobación final.
Hay que señalar que en planta hay dos inspectores que están revisando constantemente los
trabajos realizados por Industrias Vander-Rohe. Uno es el inspector asignado por el cliente, el
cual está de manera permanente en planta, y que chequea básicamente que los procedimientos
de fabricación que están siendo empleados por la compañía estén en concordancia con las
especificaciones del cliente. Este inspector se encarga de asegurar que se estén usando los
materiales especificados, los procedimientos de soldadura requeridos, y que todo el proyecto
se esté elaborando según las especificaciones que el cliente exige que sean cumplidas. El otro
inspector encargado de supervisar los trabajos realizados en planta, es el inspector ASME,
cuyo trabajo es verificar que todos los procedimientos de diseño, fabricación y examinación
empleados por Industrias Vander-Rohe C.A. estén en concordancia con los procedimientos y
normas del ASME. Este inspector se encarga de evaluar básicamente tres aspectos del trabajo;
La ingeniería, tanto de detalle como básica relacionada con el diseño del equipo, esto incluye
revisar cálculos y planos; Los procedimientos de fabricación que se están empleando en
planta, a fin de estos estén dentro de los estándares exigidos por el ASME, y por ultimo,
inspecciona los trabajos de control de calidad, muy especialmente lo relacionado con
examinación radiográfica a fin de constatar que el equipo que se ha fabricado merece ser
certificado como equipo ASME. Si el diseño y construcción del recipiente cumple tanto con
las especificaciones como con las exigencias del ASME, se tendrá entonces un trabajo
realizado de forma adecuada.
- 72 Por ultimo, se debe aclarar, que el presente trabajo no pretende ser un manual para diseñar y
construir recipientes a presión, ni pretende ser una guía para la interpretación y aplicación de
las normas del Código ASME.
Este trabajo es simplemente un estudio del diseño y fabricación de recipientes a presión bajo
las normas del Código ASME, Sección VIII, División 1, del año 2004, con las respectiva
addenda 2005; cuando estas son aplicadas al diseño de un regenerador de glicol para una
planta de deshidratación de gas natural, considerando los métodos de fabricación y diseño
empleados por Industrias Vander-Rohe.
IX. CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES
9.1 Conclusiones
A continuación se ofrecen las conclusiones de éste trabajo:
•
Una de las bases para el diseño de recipientes a presión se basa en el análisis de cargas
aplicables por UG-22; en tal sentido se requiere un análisis particular de las cargas que
actúan sobre cada componente que va a ser diseñado, pues no siempre actúan las mismas
cargas en todo el recipiente.
•
Algunas de las cargas aplicables por UG-22 pueden ser evitadas con el correcto diseño
del equipo, por ejemplo, los esfuerzos por expansión térmica se eliminan permitiendo la
libre expansión del recipiente por un rango de desplazamiento para una de las silletas
•
El servicio que prestará el recipiente determina en gran medida los factores que afectan
el diseño del equipo
•
Se debe ser cuidadoso en la selección de los diferentes componentes que serán
empleados en la fabricación del recipiente, a fin de que todos ellos cumplan con las
requerimientos especificados por el código ASME
•
El diseño por procesos debe considerar factores adicionales como el nivel corrosivo del
ambiente bajo el cual estará operando el equipo; esto determinará si el equipo requiere
de algún tipo de margen por corrosión externo o del empleo de algún tipo de
recubrimiento o tratamiento superficial.
•
Se deben estudiar los efectos corrosivos del fluido de trabajo para determinar el margen
por corrosión que debe ser añadido a los espesores calculados por la norma, e inclusive
considerar la posibilidad de construir el recipiente con material inoxidable, como puede
suceder en plantas deshidratadoras que trabajan con gas altamente ácido.
•
Los requerimientos indispensables de diseño deben incluir cálculos de espesores
requeridos a las condiciones de diseño y dimensionamiento de los componentes del
recipiente acorde con los estándares empleados en la industria petrolera.
•
El flujo de gas a deshidratar en la torre contactora determina los requerimientos de
glicol, y por lo tanto influye directamente en el dimensionamiento estimado del volumen
requerido en la unidad regeneradora
•
El análisis de las eficiencias de juntas está directamente afectado por la configuración
requerida por el recipiente, y ésta debe hacerse de modo tal que en lo posible se puedan
- 74 conseguir eficientes de juntas igual a uno en aquellos componentes más críticos del
equipo como cuerpo y cabezales.
•
En lo posible se busca disminuir el numero de conexiones apernadas para de esta manera
tener una mayor superficie soldada a prueba de fugas
•
El efecto de las condiciones ambientales son críticas en la conexión de la torre de
asentamiento al cuerpo cilíndrico del recipiente.
•
Se debe tener especial cuidado en el diseño de las boquillas, pues estos son componentes
que atentan contra la integridad del recipiente por el material que es retirado del cuerpo
del mismo durante la realización de las aberturas requeridas
•
Dado que la presión interna de diseño es relativamente baja, 75 Psig (0.517 MPa.), la
condición de diseño gobernante del cuerpo y cabezales es la presión externa, por lo que
se debe prestar particular a la longitud de rigidización Ls por ser ésta la variable crítica en
los cálculos por esta condición
•
Al no considerar el uso de anillos rigidizadores en ninguna de las fases de diseño se
tiene una estructura que es más fácil de manipular y de transportar, así como se evita
tener una complicación adicional en la fabricación del recipiente.
•
La información que se reporta en los cálculos mecánicos es fundamental para la
elaboración de las listas de materiales y de los planos de taller pues es allí donde se
determinan los espesores y dimensiones de los componentes del recipiente, y a su vez es
en los cálculos donde se definen los espesores de las soldaduras requeridas para las
diferentes secciones del recipiente.
•
En el diseño de la brida-cabezal se debe tener particular cuidado en el diseño de los
pernos y en el cálculo del área de apernado, pues si se excede en el dimensionamiento de
los mismos, se podría estar retirando mucho material de la brida y los agujeros de los
pernos podrían estar muy cercanos entre en si, lo que debilitaría enormemente la
estructura de este componente.
•
El ASME contempla que no siempre la teoría provee la mejor solución para el diseño de
alguna sección en particular del recipiente que se pudiera obtener en la práctica, por ello
se permite al fabricante que en aquellos casos particulares no cubiertos por el código,
diseñe el componente a juicio propio, sometiendo dicho diseño a la evaluación y
- 75 posterior aprobación del inspector ASME. Esto se especifica en el párrafo UG-2.g del
código ASME y un ejemplo de esto es el diseño de las aperturas en el cabezal plano.
9.2 Recomendaciones
Con base en las conclusiones indicadas, se ofrecen las siguientes recomendaciones:
•
Se recomienda entrenar al personal del departamento de ingeniería, en particular a los
miembros de la sala técnica (dibujantes y proyectistas) en la compresión de los
principios básicos de recipientes a presión y en la aplicación de las normas de diseño del
Código ASME.
•
Es recomendable elaborar hojas de calculo individuales para los principales
componentes de los recipientes a presión, para que éstas puedan ser utilizadas por el
personal de sala técnica en el diseño de componentes del recipiente, tales como
cabezales elipsoidales, cuerpos cilíndricos, boquillas y los refuerzos requeridos por los
mismos; esto les permitirá modificar los planos de manera más rápida, eficiente y óptima
según las revisiones hechas por el cliente.
•
Se debe elaborar un formato sencillo en el que se presente la información obtenida en los
cálculos mecánicos por la aplicación del software “Compress”, de manera tal que ésta
esté disponible para los miembros de sala técnica y de este modo se facilite el trabajo de
elaboración de los planos de taller
•
En el caso que las dimensiones de los componentes del recipiente sean desconocidas, se
puede emplear como referencia las dimensiones estándar de una pieza similar en el
diseño mecánico de dicho componentes, por ejemplo en el diseño de brida-cabezal, se
puede tomar como referencia las dimensiones de una brida loca o “Slip On” de grandes
dimensiones.
X. BIBLIOGRAFÍA
•
ASME. “Código ASME, Sección VIII, División 1: Reglas para la construcción de
Recipientes a Presión”, American Society of Mecánica Engineers , Edición 2004,
Addenda 2005.
•
ASME. “Código ASME, Sección II, Parte A: Especificaciones de Materiales Ferrosos”,
American Society of Mecánica Engineers, Edición 2004, Addenda 2005.
•
ASME. “Código ASME, Sección II, Parte D: Propiedades”, American Society of
Mecánica Engineers, Edición 2004, Addenda 2005.
•
ASME. “ASME B16.5: Pipe Flanges and Flanged Fittings (NPS ½ through NPS 16)”,
American Society of Mechanical Engineers, Edición 1996, Addenda 1998.
•
ASME. “ASME B16.11: Forged Fittings, Socket Welding & Threaded”, American
Society of Mechanical Engineers , Edición 1991.
•
ASME. “ASME B16.20: Metallic Gaskets for Pipe Flanges (Ring-joint, Spiral Wound
and Jacketed)”, American Society of Mechanical Engineers , Edición 1998.
•
ASME. “ASME B16.47: Large Diameter Steel Flanges (NPS 26 through NPS 60)”,
American Society of Mechanical Engineers , Edición 1990.
•
Chuse, R. & Bryce E. Carson, “Pressure vessels; The ASME Code Simplified”, Mc
Graw Hill, 7ª Edición, 1993.
•
Ferrum, “Catálogo de productos Siderúrgicos”.
•
Harvey, J.F. “Theory and Design of Modern Pressure Vessels”, Van Nostrand Reinhold
Company, 2ª Edición, 1974.
•
Hibbeler, R.C. “Mecánica de Materiales”, Prentice Hall, 3ª Edición, 1996.
•
Megyesy, E. F. “Pressure Vessel Handbook”, Pressure Vessel Publishing Inc. 10ma
Edición, 1995
•
Properca, “Manual de Estructuras en Acero”, Primera Edición, 1997
XI. ANEXOS
Adjunto se incluye un disco compacto con información complementaria al Informe de
Pasantia, el cual tiene el siguiente contenido:
•
Carpeta Anexo I: Esta carpeta contiene un archivo de Microsoft Word en el que se
presenta la teoría básica de compensación de áreas empleada en el diseño de aberturas y
boquillas en recipientes a presión cilíndricos.
•
Carpeta Anexo II: Contiene la teoría y las graficas que se emplean para diseñar boquillas
en recipientes a presión cilíndricos que están sometidas a fuerzas y momentos externos
aplicados sobre ellas.
•
Carpeta Anexo III: En ella se presenta la metodología de cálculo que se requiere aplicar
en el diseño de la conexión bridada que sirve de cabezal de uno de los extremos del
recipiente regenerador.
•
Carpeta Anexo IV: Contiene la teoría de diseño de tapas planas circulares y un diagrama
esquemático de los diversos tipos de cierres no rigidizados empleados en recipientes a
presión.
•
Carpeta Anexo V: Contiene un archivo de Microsoft Word en el que exponen los cálculos
mecánicos realizados para el regenerador de licor, con todo detalles, así como un listado en
Excel de las boquillas. También se presenta la hoja de datos a partir de la cual se diseña el
equipo.
•
Carpeta Anexo VI: En esta carpeta se muestran los archivos PDF y Autocad® que
representan el esquema de la planta de deshidratación de gas natural por glicol y las
principales variables que afectan el proceso.
•
Carpeta Anexo VII: Esta carpeta contiene varios archivos con información adicional y
esquemas que han sido empleados en el diseño del regenerador; entre lo que se encuentran:
una guía de referencia rápida al código ASME VIII y las especificaciones del cliente
pertinentes al diseño de recipientes a presión.
•
Carpeta Anexo VIII: Incluyes las fotos representativas del proceso de fabricación de los
recipientes a presión. Estos son archivos de imágenes en formato JPG
•
Carpeta Anexo IX: Se muestra el archivo en Excel que contiene la lista de materiales
requeridos para fabricación de la unidad regeneradora.
- 78 •
Carpeta Anexo X: Contiene los archivos en Autocad® donde se presentas los planos de
taller del regenerador y el arreglo general de equipos y tuberías de la planta
deshidratadora.
•
Carpeta Anexo XI: Contiene el archivo en PDF donde se muestran los cálculos mecánico
“simplificados” del regenerador que se obtienen por Compress y que fueron comparados
con los cálculos manuales del Anexo V.
- 79 ANEXO I. Tabla I.1 (Tabla UW-12) Eficiencias de juntas Soldadas
- 80 ANEXO I. Tabla I.1 ( TablaUW-12) Eficiencias de juntas Soldadas (Continuación)
- 81 ANEXO II. Figura II.1 (Figura UG-28.1) Diagrama representativo de las longitudes
criticas de Rigidización para el diseño de recipientes sometidos a presión externa, en
función de su configuración.
Anexo I
1-1 Aberturas en Recipientes a Presión Cilíndricos
Las aberturas en recipientes a presión son muy frecuentes y necesarias, más si el
equipo forma parte de un proceso en el que hay salida y entrada de diversos flujos
hacia y desde el interior del recipiente en cuestión.
En la figura 1-1 se puede ver la distribución del esfuerzo en la vecindad de una
abertura circular pequeña de radio “a”, la cual se encuentra en una placa que esta
sujeta a la acción de un esfuerzo de tensión σ en la dirección del eje polar
θ = 0 .
Figura 1-1 Abertura Sobre Placa Plana Sujeta a Tensión. (Fuente: 2 Pág. 194)
Estos esfuerzos vienen dados por las ecuaciones:
σ r = σ / 2×(1− a2 r 2 ) +σ / 2×(1+ 3× a4 / r 4 − 4× a2 / r 2 ) × cos(2×θ )
σt = σ / 2×(1+ a2 r 2 ) −σ / 2×(1+ 3× a4 / r 4 ) ×cos(2×θ )
4
4
2
2
σtr = −σ / 2×(1− 3× a / r + 2× a / r ) × sen(2×θ )
Ec. 1-1.1
Sobre la circunferencia de la abertura se tiene que:
r = a;
σ r = 0;
σ t = σ × (1− 2 × cos(2 ×θ ));
El esfuerzo tangencial es máximo en el punto
θ =π /2
σ tr = 0
y en el punto
θ = 3× π / 2 localizados sobre la circunferencia de la abertura y en el eje
perpendicular a la dirección de la tensión aplicada; en estos puntos se tiene
entonces ( σ t = 3 × σ ). Por otra parte, cuando
r = a y θ = 0º ó θ = 180 º se
tiene entonces ( σ t = − σ ). De este modo se puede apreciar que una abertura
pequeña en una placa sujeta a tensión en una dirección determinada, como por
ejemplo por efecto de una presión interna, causa un aumento en los esfuerzos en
la vecindad de la abertura hasta un valor máximo de tres veces el esfuerzo
promedio que se tiene en la placa continua.
A pesar de que la teoría exacta se basa en aberturas pequeñas en placa infinitas,
en la practica se ha podido apreciar que los efectos de una abertura pequeña son
muy limitados y estos se desvanecen con rapidez; por lo tanto, para propósitos
prácticos las ecuaciones 1-1.1 pueden ser empleadas en placas que tengan una
dimensión 5 veces mayor al diámetro del agujero.
Por otra parte, es obvio que al realizar una abertura en el cuerpo del recipiente, se
esta retirando una parte del material que lo conforma, debilitando así la estructura
del recipiente. La ASME propone una metodología de cálculo que se basa en el
principio de compensación de áreas, es decir, se busca que el área aportada por
la conexión de la boquilla compense aquella que es retirada al realizar la abertura.
Lo que se busca es que el efecto de los esfuerzos (carga entre área) sobre los
bordes de la abertura sean compensados por el área que se añade al instalar la
boquilla. En caso de que esta área aportada no sea suficiente, se considerará la
opción de instalar un “pad” anular de refuerzo que rigidize la sección crítica,
buscando que de este modo se mantenga la integridad del recipiente. A
continuación se detalla dicha metodología de cálculo empleada en la práctica.
1-2 Espesor del Cuello de Boquilla
De acuerdo con el párrafo UG-45 del Código ASME, el mínimo espesor requerido
para el cuello de la boquilla, que en el caso del regenerador de glicol se refiere al
espesor del tubo a emplear, no deberá ser menor que el mayor valor de los
siguientes:
1-2.1 Por UG-45.a el espesor del tubo se debe calcular para todas las cargas
aplicables según el párrafo UG-22 del código. Dado que todas las boquillas
están hechas de tubos, estas se calculan como si fueran recipientes a
presión cilíndricos mediante la aplicación de la Ec. 5.3.4, en cuyo caso se
deben emplear las dimensiones corroídas de la boquilla, así como las
propiedades mecánicas del material de dicho componente y considerando
E = 1.
1-2.2 Por UG-45.b el espesor de la boquilla no debe ser menor que el mas
pequeño de los siguientes;
1-2.2.1 Para recipientes sometidos a presión interna, el espesor del cabezal
o cuerpo (dependiendo del componente al que este conectada la
boquilla) necesario para soportar la presión interna (suponiendo
E = 1 ) mas el margen por corrosión, pero que en ninguna caso
deberá ser menor a 1/16’’ para recipientes soldados.
1-2.2.2 Para recipientes sometidos a presión externa, el espesor del cabezal
o cuerpo (dependiendo del componente al que este conectada la
boquilla) necesario para soportar la presión, considerando la
presión
externa
como
una
presión
interna
equivalente
(suponiendo E = 1 ) mas el margen por corrosión, pero que en
ninguna caso deberá ser menor a 1/16’’ para recipientes soldados
1-2.2.3 Para recipientes sometidos a la acción conjunta de presión interna y
externa se debe elegir el mayor espesor determinado en 1-2.2.1 y
1-2.2.2
1-2.2.4 El espesor mínimo de la pared del tubo Standard, sin considerar la
tolerancia de fabricación (12,5%), mas el margen por corrosión.
Una vez calculados los espesores requeridos por UG-45.a y UG-45.b se elige
el mayor de estos como valor mínimo requerido por la boquilla.
1-3 Requerimientos Mínimos de Soldadura para Adjuntar Boquillas
Se considera que la soldadura que une la boquilla al cuerpo del recipiente es de
penetración completa, por lo que el refuerzo que aporta dicha soldadura se
considera parte integral del cuerpo del equipo, tal y como se muestra en la figura
1-2.
Figura 1-2 Junta soldada de boquillas al cuerpo del tipo integral.
(Fuente: 4, Figura UW-16.1 Pág. 131)
El procedimiento para dimensionar las soldaduras de las boquillas consiste en lo
siguiente:
1) Primero se calcula tmin = menor 3/4’’ (19mm) ; espesor corroído de la sección
mas delgada de la junta
2) Luego se procede a calcular tc = menor 1/4’’ (6mm) ; 0 , 7 × t min  como el
mínimo espesor requerido por la soldadura
3) Se selecciona por exceso un cordón de soldadura estándar para facilitar la
fabricación del componente
A través de este procedimiento se obtiene una soldadura fuerte y confiable para
evitar posibles fugas por la boquilla. Mención aparte debe hacerse a la inspección
que se realiza a estas uniones soldadas, ya que al ser a filete no pueden ser
examinadas radiográficamente, sino únicamente por inspección visual y su
integridad se pone a prueba con la realización de la prueba hidrostática.
En caso de que el área provista por este tipo de conexión no sea suficiente para
compensar el área retirada al abrir el agujero de la boquilla, se debe colocar un
refuerzo por separado que es colocado en la parte externa de la superficie del
recipiente, el cual es soldado tanto a la pared del equipo como a la pared de la
boquilla, tal y como se muestra en la figura 1-3
Figura 1-3 Junta soldada de boquillas al cuerpo que requieren de refuerzo
adicional (Fuente: 4, Figura UW-16.1 Pág. 133)
Cuando se coloca una placa anular de refuerzo externa, la junta de la boquilla y el
cuerpo del recipiente no pueden considerarse de tipo integral, en cuyo caso se
debe diseñar considerando una concentración de esfuerzos en la junta para
garantizar un desempeño confiable en condiciones de operación.
1-4 Teoría de Refuerzos para Aberturas
Como ya se menciono anteriormente las aperturas mas comunes en los
recipientes a presión son aquellas que serán empleadas como boquillas. El
material de refuerzo a emplear debe ser compatible con aquel que se emplea en el
cuerpo del recipiente o en la boquilla, de este modo se tiene una conexión del tipo
integral, como la que se obtiene por forjas o soldaduras a penetración completa,
en contrario de lo que se obtiene si estas boquillas son instaladas con pernos o
remaches.
Los dos requerimientos básicos para la instalación de refuerzos son:
• Suficiente material debe ser añadido para compensar el efecto de debilitamiento
por la realización de la abertura, aun conservando los patrones de esfuerzo
predominantes en el recipiente.
• El material de refuerzo debe ser colocado de forma inmediatamente adyacente a
la abertura, pero uniformemente distribuido en el perfil y contorno de la misma
para no introducir concentraciones de esfuerzos.
El refuerzo de una abertura no se obtiene por añadir grandes cantidades de
material; por el contrario esto genera el efecto opuesto al crear un “punto de
dureza” sobre la estructura. Este “punto de dureza” no permite que el recipiente
“crezca” naturalmente bajo los efectos de la presión, o que no se desarrollen los
patrones normales de esfuerzo sobre el cuerpo del equipo por la presión de esta
zona sobre-reforzada. El resultado es una concentración de esfuerzos local, lo
cual puede ser visualizado como un pinchazo sobre un balón. Por otra parte, los
limites geométricos para añadir material de refuerzo de manera efectiva pueden
obtenerse por la examinación de los gradientes de esfuerzo que se producen a lo
largo de la sección nn de la figura 1-4.
A cierta distancia desde el borde de la abertura y por la teoría desarrollada en la
sección 5.3 para un recipiente cilíndrico sujeto a presión interna, donde el esfuerzo
longitudinal es la mitad del esfuerzo circunferencial, se tiene que la ecuación 1-1.1
del esfuerzo tangencial σ t toma la siguiente forma:
σt =σ/ 4×(4+3×a2 /r2 +3×a4 / r4)
Ec.1-4.1
Figura 1-4 Variaciones del Esfuerzo en la Vecindad de una Abertura Circular
(Fuente: 2, Pág. 329)
El esfuerzo decrece rápidamente con la distancia a partir del borde de la abertura,
como se muestra en el área sombreada de la figura 1-4. En el borde del agujero
se tiene que r = a , y de la Ec. 1-4.1 se tiene entonces que el máximo esfuerzo
es σt = 2,5×σ . En otro caso, a una distancia del borde r = 2 × a , el esfuerzo
disminuye hasta σ t = 1, 23 × σ , por lo que los efectos de la abertura a esta
distancia en la distribución del esfuerzo son despreciables. Por lo expuesto
anteriormente es usualmente aceptado que para una distancia igual al radio de la
apertura a partir del borde del agujero se tiene un límite valido para el refuerzo
efectivo de la abertura en la dirección paralela a la pared del recipiente. Para el
limite en la dirección perpendicular a la superficie se puede aproximar por la
características deflectoras de la boquilla o del anillo que se este utilizando como
refuerzo. En el caso de una boquilla cilíndrica esta deflexión es una distancia L
por encima de la superficie del recipiente y que es igual a 1 / β , donde β es un
coeficiente numérico. Si se toma un espesor de pared de boquilla average como
un décimo del radio de la boquilla, se tiene entonces:
L=
r × tn
1, 285
=
0 ,1 × t n
1, 285
2
= 0 , 25 × t n
Ec. 1-4.2
De este modo se establecen los límites de refuerzo como una función del radio de
la boquilla. Entonces se considera que el área provista por el espesor de la
boquilla dentro de los límites de refuerzo compensa el área removida del cuerpo
por la abertura respectiva. En caso de se requiera colocar mas área, esta debe ser
instalada dentro de los limites de refuerzo para una efectividad completa. Este el
método básico de reemplazar áreas de refuerzo usado en el diseño de recipientes
y que es aplicado por la ASME en su código de normas, con las siguientes
salvedades:
1) El limite paralelo a la superficie del recipiente se toma como el mayor valor
entre el diámetro de la apertura o el radio de boquilla mas el espesor de la
boquilla mas el espesor del cuerpo del recipiente en el punto donde se hace la
abertura; es decir el mayor entre ( d o ) ó ( rn + t n + t ), todo en dimensiones
corroídas
2) El limite normal a la pared del recipiente se extiende por encima de la
superficie del mismo una distancia que debe ser la menor entre el 2,5 veces el
espesor del cuerpo o 2,5 veces el espesor de la boquilla mas el espesor del
anillo de refuerzo; es decir el menor entre ( 2 ,5 × t ) ó ( 2 ,5 × t n + t e ).
1-5 Metodología de Cálculo para la Compensación de Áreas
Antes de exponer las ecuaciones que se emplean en el calculo de la
compensación entre las áreas provistas por la boquilla y la requerida por el
recipiente hay discutir un factor importante que se incluye en los cálculos. Este
factor, denominado F , compensa la variación de la distribución de esfuerzos
debido a los efectos de la presión interna en diferentes planos respecto con
respecto al eje longitudinal del recipiente. Hay que considerar que al retirar
material del cuerpo, se esta quitando una superficie sobre la que actúa presión y
los efectos de esta, los esfuerzos, varían a través de esta superficie con respecto
al eje longitudinal del recipiente. El requerimiento de área para refuerzo debe
cumplirse para todos los planos que pasan por el centro de la abertura y que son
normales a la superficie del recipiente, independientemente de la orientación de
dichos planos respecto al eje longitudinal del equipo. Por otra parte, como el
esfuerzo circunferencial en los cuerpos cilíndricos es el doble del esfuerzo
longitudinal, en las aberturas el plano que contiene al eje del cuerpo es el plano de
máxima carga unitaria debida la presión. En el plano perpendicular al eje del
recipiente la carga unitaria es igual a la mitad de este valor. La figura 1-5 muestra
la variación de los esfuerzos en los diferentes planos, lo cual se toma en
consideración con el mencionado factor F .
Figura 1-5. Valor del factor F según el plano en consideración que pasa por el
centro de la abertura. (Fuente: 4, Figura UG-37, Pág. 46)
En la figura UG-37.1 del párrafo UG-37 del código ASME se exponen las
ecuaciones que se emplean en el cálculo de la compensación de áreas
mencionada en esta sección del libro. Esta figura esta incluida dentro de los
archivos que se encuentran en la carpeta correspondiente al primer anexo de este
CD complementario. Dichas áreas están contenidas dentro de los límites de
refuerzo, los cuales se pueden apreciar en la mencionada figura, y que se pueden
diferenciar del modo siguiente.
• Área requerida: Es el área que le fue retirada al recipiente para la abertura del
hoyo de la boquilla. Esta influenciada por el factor F correspondiente a la
concentración de esfuerzos y por la relación entre los esfuerzos admisibles del
material cuerpo y aquel de la boquilla, para boquillas insertadas a través del
espesor del recipiente.
• Área disponible: Se refiere al área aportada por el cuerpo del recipiente dentro
de los limites de refuerzo, al área aportada por la aboquilla en su proyecciones
externa e interna al recipiente y al área disponible en los cordones de
soldadura.
Si resulta que la suma de las áreas disponibles es menor que el área requerida
para refuerzo, se hace necesario colocar área adicional mediante la instalación de
un anillo de refuerzo alrededor de la apertura a fin de asegurar la integridad de la
estructura. En este sentido los cálculos cambian un poco pues hay que considerar
el área aportada por el “pad” y su efecto en el cálculo de los límites de refuerzo.
1-6 Resistencia de uniones soldadas en boquillas
En los elementos que unen las aberturas al recipiente pueden ocurrir fallas por las
soldaduras, o por el cuello de la boquilla a través de los caminos de esfuerzo 11,2-2 y 3-3 que se ilustran en la figura 41.1 del Código ASME, la cual se incluye en
los archivos correspondientes al anexo I de este CD.
La resistencia de las soldaduras y del cuello de la boquilla en dichas
combinaciones debe ser por lo menos igual al menor valor entre los siguientes:
•
La resistencia a tensión del área de sección transversal del elemento del
refuerzo que se este considerando
•
La resistencia a tensión del área de sección transversal de la abertura menos
la resistencia a la tensión del exceso de pared del recipiente
El valor del esfuerzo permitido de las soldaduras es el valor de esfuerzo del
material más débil unido por las soldaduras, multiplicado por los factores
especificados en el párrafo UW-15 del código ASME:
•
Soldadura de Ranura a Tensión = 0,74
•
Soldadura de Ranura a Corte = 0,60
•
Soldadura de Filete a Corte = 0,49
El valor del esfuerzo cortante permitido para el cuello de la boquilla es 0,70 por el
valor del esfuerzo permitido por el material de la boquilla. La resistencia de las
juntas deberá considerar para toda su longitud a cada lado del plano del área de
refuerzo.
La metodología de cálculo se expresa del modo siguiente:
1) Se calculan las Cargas a la que estarán sometidas las soldaduras W; W 1-1; W 2-2
y W 3-3 a través de los caminos de esfuerzo mediante las ecuaciones expuestas en
la figura UG-41.1
2) Se calculan los esfuerzos unitarios admisibles a través de los caminos de
esfuerzo anteriormente señalados.
2.1) Esfuerzo de corte en la soldadura a filete externa de la boquilla =
S boquilla × 0 , 49
2.2) Esfuerzo de corte en la soldadura a filete externa del refuerzo =
S refuerzo × 0 , 49
2.3) Esfuerzo de corte en la pared de la boquilla =
S boquilla
× 0 ,7
(UG-45.c)
2.4) Esfuerzo
de tensión en la soldadura de ranura de la boquilla =
S boquilla × 0 , 74
2.5) Esfuerzo de tensión en la soldadura de ranura del refuerzo =
S refuerzo × 0,75
3) Se calcula las áreas sobre las que actúan los esfuerzos unitarios máximos
admisibles de los elementos de conexión para determinar la carga máxima
admisible:
3.1) Área de carga Cortante en la soldadura externa de la boquilla =
π / 2 × D externo × t soldadura
Bquilla
3.2) Área de carga cortante en la soldadura externa del elemento =
π / 2 × D externo
× t soldadura
3.3)
carga
Re fuerzo
Área
de
cortante
en
la
pared
de
la
boquilla
=
π / 2 × ( Dexterno − t n ) × t n
Bquilla
3.4) Área de Carga de tensión en la soldadura de ranura de la boquilla =
π / 2 × Dexterno × t refuerzo
Bquilla
3.5) Área de carga de tensión en la soldadura de ranura del elemento =
π / 2× Dexterno×tcuerpo
Bquilla
recipiente
4) Chequeo de los caminos de esfuerzo:
4.1) Camino1-1= Área 3.2 × Esfuerzo2.2 + Área 3.3 × Esfuerzo2.3 PW 1-1
4.2) Camino2-2 = Área 3.1 × Esfuerzo2.1 + Área 3.5 × Esfuerzo2.5 + Área 3.4
× Esfuerzo2.4 PW 2-2
4.3) Camino3-3= Área 3.2 × Esfuerzo2.2 + Área 3.5 × Esfuerzo2.5 PW 3-3
4.4) Se debe verificar además que los esfuerzos admisibles calculados para
cada camino de esfuerzo sean mayor que la carga W máxima aplicada
sobre la junta
Si la boquilla cumple con los requerimientos de espesor, área y esfuerzo, se tiene
entonces una boquilla diseñada adecuadamente.
Anexo II
2-1 Fuerzas y Momentos Externos sobre Boquillas en Recipientes
Cilíndricos
Cuando las tuberías conectadas en las boquillas de un recipiente a presión
cilíndrico son de
grandes dimensiones (diámetro y longitud), producirán una
distribución de esfuerzos locales críticos sobre las paredes de dicho equipo. El
método empleado para calcular dichas reacciones esta basado en el boletín 107
del Consejo de Investigación de Soldaduras (W.R.C. “Welding Research Council”).
Los recipientes están diseñados para servir como puntos de anclaje para la
tubería, por lo que para evitar una carga excesiva en el equipo, la tubería debe
estar debidamente soportada.
1) Primero se calculan las relaciones
β = 0,875×(ro / Rm) ;
T = tcuerpo + tanillo ;
refuerzo
γ = Rm /T
2) Segundo se determinan los factores α ; Σ ; ∆ de la figuras 2-1, 2-2 y 2-3
que se encuentran en la carpeta correspondiente al segundo anexo del CD.
3) Tercero se calcula el esfuerzo en la junta debido a la presión interna σ
:
σ = (2 × P / T ) × ( R m − T / 2) .
Si σ ≥ S cuerpo , entonces se emplea S cuerpo como la presión de diseño en los
cálculos.
4) Cuarto, se calculan la Fuerza Radial Máxima Resultante (FRMR); el Momento
Circunferencial Máximo Resultante (MCMR) y el Momento Longitudinal Máximo
Resultante (MLMR).
2
M LMR = (Rm2 × ro ) / ∆ × (S fluencia − σ ) ; M CMR = ( Rm × ro × S fluencia ) / Σ)
cuerpo
cuerpo
FRMR = Rm 2 / σ × (S fluencia − σ )
cuerpo
5) Por Ultimo se dibuja en el plano cartesiano los valores (FRF= FRMR) y (MRM = el
valor mas pequeño entre MCMR y MLMR), como se muestra en la figura 2.4.
Los valores máximos admisibles de fuerza y momento están delimitados por el
área contenida por los ejes coordenados y la recta que une los puntos señalados.
Cualquier valor de fuerza o momento que caiga por fuera de esta área no será
admisible para la configuración diseñada.
(FRF) [Lbs.]
(MRM) [Lbs.- pulg.]
Figura 2-4. Representación grafica de los valores máximos admisibles de fuerza y
momento externos aplicados en recipientes a presión.
Anexo III
3.1 Metodología de Calculo de Conexión Bridada con Empacadura del
Tipo Anular
Cuando los cabezales de un recipiente a presión deben ser removibles para
mantenimiento o para la inserción de accesorios internos, como son los elementos
calentadores en el regenerador, estos se pueden construir con bridas para que el
cabezal sea apernado y sea fácil de quitar y poner nuevamente. Las reglas para el
diseño de conexiones bridadas en recipientes a presión se exponen en el
apéndice obligante 2 del código ASME. Los cálculos de esfuerzos y
deformaciones en la brida se hacen considerando que esta hecha de un anillo
circular de área transversal uniforme, suponiendo que entre esta brida y la tapa
plana hay una empacadura que esta totalmente contenida dentro del circulo
formado por los agujeros de los pernos y que no hay contacto metálico fuera de
dicho circulo. Esta brida esta adjuntada a un recipiente cilíndrico que se comporta
como una viga sobre fundaciones elásticas.
La metodología de calculo considera dos casos; el caso en el que se tienen las
condiciones de operación, en el cual la mayor fuerza que soporta la brida es la
ejercida por la presión hidrostática del fluido contenido por el recipiente en el
extremo del equipo donde esta adjuntada la brida; y el caso en el que se tiene el
asentamiento de la empacadura mediante la aplicación de una carga inicial, o
precarga, con los pernos en su puesto cuando se esta ensamblando la conexión a
condiciones atmosféricas. Por otra parte, el diseño debe considerar tanto los
efectos de la presión interna, como los efectos de la presión externa.
En primer lugar se diferencian tres tipos de bridas circulares:
1. Bridas sueltas o Bridas Locas: Bridas en las que no hay una conexión
directa con el cuello de la boquilla, cuerpo del recipiente o tubería. Este tipo de
diseños no aportan el mismo nivel de resistencia mecánica en la conexión que
las bridas de tipo integral.
2. Bridas Integrales: Bridas que son forjadas o fundidas directamente con el
cuello de la boquilla, cuerpo del recipiente o la tubería. Este tipo de conexión
tiene una alta resistencia mecánica pero su método de construcción es mas
complejo.
3. Bridas opcionales: Diseños en los que la junta entre la brida y el cuello de la
boquilla o pared del recipiente se hace de tal modo que el ensamblaje se
considera que actúa como una unidad, en cuyo caso debe ser calculada como
una brida integral o como brida loca según sea el tipo de conexión a emplear.
Como se busca que la conexión sea lo mas fuerte posible, esta se diseñara como
una brida opcional del tipo integral. Para ello se considera emplear una junta por
soldadura a tope o una junta por algún otro método de soldadura de arco o de gas
del tal naturaleza que la brida y el cuello de la boquilla son equivalentes a una
conexión del tipo integral. En las figuras 1-1 y 1-2 se muestra el tipo de conexión a
emplear, las principales variables dimensionales y las cargas que afectan el
diseño, así como el tipo de conexión soldada que será empleada en la
construcción de la conexión.
Figura 3-1. Cargas y dimensiones a considerar en el diseño de bridas opcionales
como si fueran del tipo integral. (Fuente: 4, Pág. 334)
Figura 3-2. Diseño de la junta soldada que une la brida al cuerpo del recipiente y
que proporciona una junta como si fuera del tipo integral. (Fuente: 4, Pág. 335)
3-2 Cargas en los pernos
Como se menciono anteriormente se consideran dos condiciones
• Condiciones de operación
• Condiciones de asentamiento de empacadura
La mas severa de estas condiciones determina el diseño a emplear.
3-2.1 Calculo de cargas en los pernos en condiciones de operación
Son las condiciones requeridas para soportar los efectos de la fuerza hidrostática
ejercida por la presión de diseño, en el extremo del recipiente donde se ubica la
conexión bridada y para garantizar un ajuste prensado en el área de contacto
La carga requerida por los pernos en condiciones de operación viene dada por la
expresión:
Wm1 = H + Hp = 0,785× G2 × Pdiseño+ (2 × b × 3,14× G × m× Pdiseño)
Pdiseño = Pinterna + Phidorstática
maxima
Ec. 3-2.1
En la ecuación anterior, el valor G , “diámetro de ubicación de la reacción en la
empacadura”, depende de la superficie de contacto que existe entre la brida y la
tapa plana a la cual estará apernada, lo cual se conoce como ancho efectivo de
empacadura. Esto determina la ubicación de la reacción sobre la superficie de la
empacadura, la cual a su vez determina el momento que se genera sobre la
superficie de la brida.
La ubicación del ancho efectivo de empacadura depende del tipo de contacto que
hay entre la brida y la tapa plana, también depende de la forma en que se ubica la
empacadura en dicha conexión. La figura 3-3 determina el valor del ancho efectivo
de empacadura bo , la cual depende del ancho básico de dicha empacadura y el
cual a su vez se determina de acuerdo con la tabla 3-1.
Una vez determinado el valor b del ancho efectivo de empacadura, se procede a
calcular el valor del diámetro de reacción sobre la empacadura G de acuerdo al
diagrama expuesto en la figura 3-3 anteriormente señalada.
Una vez definidos los valores de b ; G y con la empacadura seleccionada a partir
de lo expuesto en la hoja de datos, se procede a calcular el área requerida por los
pernos en condiciones de operación.
Figura 3-3. Ancho efectivo de empacadura en bridas circulares.
(Fuente: 4, Pág. 339)
Tabla 3-1. Ancho básico de empacadura en bridas circulares (Fuente: 4, Pág. 338)
3-2.2 Calculo de cargas en los pernos en condiciones de asentamiento de
junta.
Son las condiciones existentes en el asentamiento de la superficie de contacto de
la junta mediante la aplicación de una carga inicial o precarga, con los pernos
puestos en su lugar cuando se esta ensamblando la conexión a condiciones
atmosféricas. La carga mínima requerida para el asentamiento de la junta viene
dada por la expresión:
Wm2 = (3,14× b × G × y)
y = Esfuerzo de Asentamien
to
Ec. 3-2.2.1
3-2.3 Calculo del área requerida de apernado Am y área actual provista
por los pernos Ab .
El área transversal total de los pernos requerida Am tanto para condiciones de
operación como para condiciones de asentamiento de junta, es la mayor entre los
siguientes valores:
•
Am1 = Wm1 / Sb
Ec. 3-2.3.1
•
Am2 =Wm2 / Sa
Ec. 3-2.3.2
Donde S a es el valor de esfuerzo máximo admisible por el material de los pernos a
temperatura ambiente y Sb es el valor del esfuerzo máximo admisible por el
material de los pernos a condiciones de operación.
Se deben seleccionar los pernos de manera tal que el área provista por el numero
de pernos Ab no sea menor que el área requerida Am .
3-2.4 Carga en los pernos para el diseño de la brida.
Finalmente la carga en los pernos a emplear en el diseño de la brida deben ser los
valores obtenidos por:
•
Para condiciones de operación: W = Wm1
Ec. 3-2.4.1
•
Para condiciones de asentamiento de junta: W = ( Am + Ab ) × Sa / 2
Ec. 3-2.4.2
3-3 Momentos en la Brida
El momento de una carga actuando sobre la brida es el producto de la carga por
el brazo de momento. El brazo de momento es determinado por la posición
relativa del circulo de los pernos con respecto a la ubicación de la carga que
produce dicho momento, sin considerar reducciones del brazo de momento por
chaflanes en la brida.
Para las condiciones de operación el momento total que actúa sobre la brida M o
es la suma de los tres momentos individuales M D , M T y M G , que se basan en la
carga en los pernos para el diseño de la brida en condiciones de operación y con
los brazos de momento que es muestran en la tabla 3-2 respectivamente.
Tabla 3-2. Brazo de momento para las cargas en la brida en condiciones de
operación. (Fuente: 4, Pág. 339)
Los momentos en la brida en condiciones de operación se calculan como:
Momento producido por la carga hidrostática en la cara interna de la brida
•
M D = H D × hD
•
Ec. 3-3.1
H D = 0,785 × B 2 × Pdis
Momento producido por la carga en la empacadura de la brida
•
M G = H G × hG
Ec. 3-3.2
H G = Woperación − H
Momento producido por la diferencia entra la carga hidrostática total y la carga
•
hidrostática en la cara interna de la brida
M T = H T × hT
Ec. 3-3.3
HT = H − H D
Momento Total que actúa sobre la brida en condiciones de operación
•
Ec. 3-3.4
= M D + MT + MG
Mo
operaciòn
En condiciones de asentamiento el calculo es mucho mas sencillo, pues el
momento total que actúa sobre la brida en esta condiciones viene dado por la
expresión:
= Wasentamiento × (C − G)
Mo
asentamien
to
de junta
de junta
2
Ec. 3-3.5
3-4 Esfuerzos en la Brida
Estos deben calcularse tanto para condiciones de operación como para
condiciones de asentamiento de junta, y gobernara aquella condición que sea
critica. Para bridas opcionales que se diseñan como bridas integrales se tiene:
•
Esfuerzo longitudinal actuando en la brida:
SH =
( f × Mo)
( L × g 12 × B )
Ec. 3-4.1
Donde f el factor de corrección de esfuerzos en el cubo de bridas integrales. Este
factor se determina a partir de la figura 3-4 como una función de la geometría de la
brida ( g1 /g0 ).
Figura 3-4. Factor de corrección de los esfuerzos en el cubo de brida integrales.
(Fuente: 4, Pág. 344)
Por otra parte en el denominador de la ecuación 3-4.1 se considera otro factor
geométrico adimensional L , el cual se calcula del siguiente modo:
1. Se calcula la relación de aspecto de la brida: k =
Dext
brida
Dint
= A/ B
brida
2. De la figura 3-5 se hallan los factores adimensionales T ;U ;Y y Z
Figura 3-5 Valores de T ;U ; Y y Z en función del factor k (Fuente: 4, Pág. 340)
3. De la figura 3-6 se halla el valor del factor F para bridas integrales.
Figura 3-6 Valor de F para bridas integrales k (Fuente: 4, Pág. 341)
3. De la figura 3-7 se halla el valor del factor adimensional V para bridas
integrales
Figura 3-7. Valor de V para bridas integrales (Fuente: 4, Pág. 342)
5. Se calcula el valor del factor d
[pulg ] para bridas integrales con la ecuación:
3
d = U / V × (ho × g o2 )
6. Se calcula el valor del factor
[
Ec. 3-4.2
] para bridas integrales según la
e pulg−1
ecuación:
e = F/ho
7. Por ultimo, se supone el valor del espesor de brida
de
L se obtiene como:
Ec. 3-4.3
t y se tiene que el valor
L = ( t × e + 1)
T
+ t3 / d
Ec. 3-4.4
Finalmente, los restantes esfuerzos que actúan en la brida son:
•
Esfuerzo Radial actuando en la brida:
SR =
•
(1,33 × t × e + 1) × M o
( L × t 2 × B)
Ec. 3-4.5
− Z × SR
Ec. 3-4.5
Esfuerzo Tangencial actuando en la brida:
ST =
Y × Mo
(t 2 × B)
En las ecuaciones del cálculo de esfuerzos la diferencia entre las condiciones de
operación y de asentamiento de junta se obtienen según se emplee
M o opercaion
ó
M o asentamien to .
de
junta
3-5 Esfuerzos máximos admisibles en la Brida
Primero se calculan los valores de los esfuerzos admisibles tanto del material de la
brida como del material del cuerpo, para condiciones ambientales (Tambiente) y para
condiciones de operación ( Toperación)
Los esfuerzos en la brida calculados según las relaciones de la sección anterior,
en su condición mas crítica, no deben exceder los siguientes valores:
•
El esfuerzo longitudinal debe ser menor que el mínimo entre
 1, 5 × S brida ; 1, 5 × S cuerpo 
•
El esfuerzo radial debe ser menor que S brida
•
El esfuerzo tangencial deber ser menor que S brida
•
El promedio aritmético de los esfuerzos longitudinal y radial debe cumplir con:
(S H + S R )
2
≤ S brida
•
El promedio aritmético de los esfuerzos longitudinal y tangencial debe cumplir
(S H + ST )
con:
2
≤ S brida
Si las cinco condiciones se cumplen, entonces se tendrá una conexión bridada
apropiadamente diseñada por presión interna
3-6 Metodología de Calculo de Conexión Bridada con Empacadura tipo
anular sometida a Presión Externa
El diseño de conexiones bridadas sometidas presión externa se realiza aplicando
las misma normas y ecuaciones que para presión interna, pero empleando la
presión externa como presión de diseño en los cálculos, con las siguientes
excepciones:
• El momento total actuando sobre la brida en condiciones de operación bajo
presión externa se calcula como: M o
= H D × (hD − hG ) + H T × (hT − hG )
operaciòn
• El momento total actuando sobre a brida e condiciones de asentamiento de junta
se calcula como:
Mo
= WhG
asentamiento
de junta
HT = H − H D
W =

( Am 2 + Ab ) 
×S
2  a
H D = 0,785 × B 2 × Pext
H = 0,785 × G 2 × Pext
Dado que la conexión bridada esta sujeta a ambas condiciones, el diseño debe
cumplir con los requerimientos tanto por presión interna, como por presión externa
simultáneamente.
Anexo 4
4-1 Recipientes a Presión Cilíndricos con Tapa Plana
Los cabezales planos, también conocidos como tapas planas, son frecuentemente
usado como cierres de recipientes a presión cilíndricos. En este caso la tapa
puede ser considerada como una placa circular plana con una carga uniforme
debido a la presión interna, y por lo tanto, la tapa plana tiende a deformarse
esféricamente con un correspondiente cambio de pendiente en la unión con el
cilindro. Este cambio de pendiente crea un momento de flexión que hace que se
deformen los bordes del cuerpo cilíndrico, lo que hace coincidir la pendiente del
borde el recipiente, con la pendiente de la tapa; esto crea una condición de
continuidad en la deformación. Otra condición de continuidad requiere que el
crecimiento radial del cuerpo cilíndrico bajo presión, debe ser restringido en la
unión con el cabezal plano por la aplicaron de una fuerza y momento de reacción
a la acción de la presión interna.
Las ecuaciones especificadas en la norma UG-34 para el diseño de tapas planas
dependen de la forma de la tapa, del modo en el que esta este adjuntada al
recipiente , y del tipo de material a emplear en la fabricación del cabezal.
Para el caso del regenerador de glicol el tipo de tapa plana a emplear y su unión al
cuerpo del recipiente se muestran el la figura 4-1, en la que también se señalan
las principales variables involucradas en el diseño de este componente. En esta
figura se puede apreciar que la brida esta adjuntada integralmente al cuerpo del
recipiente.
Figura 4-1. Conexión de la Tapa Plana al Recipiente (Fuente 4, Pág. 39 )
Para el caso de tapas planas circulares sin rigidización (tapas que no están unidas
integralmente al recipiente por forja, fundición o soldadura) que esta apernadas a
la estructura del recipiente, o en el caso del regenerador a una conexión bridada,
se tiene que los pernos generan un momento de borde que actúa sobre la unión
de la tata con la brida. La ecuación para el calculo del espesor de la tapa en este
tipo de casos viene dada por la expresión:
t tapa = d × C × P
(S × E )
+
1,9 × W × hG
(S × E × d 3 )
Ec. 4-1.1
Adicionalmente, dado que la tapa plana esta apernada a una brida que ha sido
diseñada para condiciones de operación y para condiciones de asentamiento de
junta, dicha tapa debe ser consecuentemente diseñada para ambas condiciones
igualmente; aquella que requiera el mayor espesor será la condición regente del
diseño de la tapa.
En las condiciones de operación se emplea la presión interna de diseño en los
cálculos y W se refiere a la carga en los pernos en condiciones de operación
calculada en el diseño de la brida. En las condiciones de asentamiento de junta se
tiene que la presión es igual a cero (presión manométrica) pues el asentamiento
de junta se hace a condiciones ambientales y W es la carga sobre los pernos en
condiciones de asentamiento de junta.
El factor C se refiere a la concentración de esfuerzos debido al método de
anexión del cabezal plano a la estructura del recipiente, tal y como se puede
apreciar en la figura 4-1 y d es el diámetro de la línea de acción de la fuerza que
actúa sobre la empacadura. Por otra parte, el eficiencia de junta que se debe
emplear en los cálculos de la tapa plana depende de la forma en que este
anexada la conexión bridada a la estructura del recipiente, si esta es de tipo
integral, como es el caso de regenerador, se puede asumir una eficiencia de junta
igual a 1.
4-2 Requerimientos de Refuerzo para Aperturas en Cabezales Planos
Debido a que las tapas planas son susceptibles a deformarse bajo los efecto de la
presión interna, consideraciones adicionales deben hacerse al realizar aberturas
en dichos componentes a fin de no comprometer la integridad mecánica de la
sección.
Estas consideraciones están relacionadas con la geometría de la apertura de
modo tal, que su ubicación dentro de la tapa plana no debilite la estructura de la
misma.
En el párrafo UG-39 del código ASME se expone la metodología de cálculo de
aberturas de esta especie:
1. Se deben verificar las siguientes condiciones para poder diseñar las aberturas
según las reglas de UG-39:
•
Las aberturas no deben estar dentro del rango especificado en UG-36.c.3
•
El diámetro de las aberturas exceden un cuarto del diámetro de la tapa
Figura 4-2. Variables geométricas en el diseño de aperturas en tapas planas
2. Para tapas con múltiples aperturas se debe verificar que:
•
Ninguna de las aberturas tiene un diámetro mayor a la mitad del diámetro
de la tapa plana
•
Ningún par de aberturas tiene un diámetro promedio mayor que la cuarta
parte del diámetro de la tapa
•
La distancia entre cualquier par de aberturas adyacentes es igual o mayor
que el doble de diámetro medio del par
3. En ningún caso se debe tener:
•
La distancia entre los bordes U 1 de dos abertura adyacentes debe ser
menor a un cuarto del diámetro de la abertura mas pequeña del par
•
La distancia entre el borde de cualquier abertura y el borde de la tapa plana
debe ser menor que un cuarto del diámetro de la abertura en cuestión
4. Si se cumplen las condiciones anteriores entonces el calculo de refuerzo
requerido y compensación de áreas se hace del mismo modo que para
boquillas en el cuerpo de recipiente, con la excepción de que el área requerida
de refuerzo de las boquillas se calcula como:
A = 0,5 × d × t + t × t n × (1 − f r1 )
Ec. 4-2.1
5. Aun si alguna de estas condiciones no se cumple, entonces se pueden aplicar
las reglas de U-2.g en la que se expresa lo siguiente:
“ La sección VIII, División 1 del código ASME no cubre todos lo detalles de
diseño y construcción
de los recipientes. Cuando no se dan los detalles
completos referentes al diseño o construcción de un componente, se exige que
el fabricante, previa aprobación del inspector certificado ASME, provea los
detalles de diseño y construcción que deberán ser tan seguros y estrictos como
aquellos provistos por el código”.
Esto se aplica en caso de que las reglas anteriormente no se cumplan , pero de
igual modo se diseña el equipo de modo tal que el recipiente funcione en
condiciones seguras y apropiadas durante su operación.
Pressure Vessel Data Sheet
Customer Information
Ref No.:
CVCA
COROCORO phase I development
Gulf of Paria, Venezuela
GAS DEHYDRATION PACKAGE
By GR
PO 4505232501
Client Ref.:
2208-30240-1M-1209
Customer:
Project:
Location:
Title:
1
2
3
4
5
6
7
8
9
DESIGN AND OPERATING CONDITIONS
11
17
PRESSURE, DESIGN:
75/FV
PRESSURE, OPER.:
0,3
TEMPERATURE, DESIGN:
260 ( 500)
TEMPERATURE, OPER:
202 (395)
CORROSION ALLOWANCE:
3,2 mm (0,125")
SPECIFIC GRAVITY OF CONTENTS:
(see note 1)
WIND LOAD:
ASCE 7-02, Max. Wind speed 70 mph
18
SEISMIC:
19
VESSEL DESIGNED FOR FIELD HYDROTEST(HORZ)
12
13
14
15
16
API zone 4, mounted on a fixed platform
21
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
No.
N1
N2
N3
N4
N5
N6A/B
N7A/B
N8
N9
N10
N11
N12
N13
N14
N15
N15A/B
N16A/B
M1
Qty.
1
1
1
1
1
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2
1
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Size
16"
2"
2"
2"
2"
2"
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2"
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Rating
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150 #
150#
150 #
150 #
--
Type
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
WNRF
FLANGE
42
43
44
45
46
PDA-H-2800
Qty:
1
PDA-A-2800
Qty:
1
FOR APPROVAL
051028 DS 04 REV. D
Page 1 of 2
PWHT:
NO
RADIOGRAPHY:
FULL ( joint eff. 1)
OTHER TESTING:
PER CODE
INSULATION/FIREPROOFING:YES , 1-1/2" EXPANDED PERLITE
SURFACE PREPARATION AND COATING:
PAINTING:
EXTERNAL
Internal:
NO
External:
System 2 , 3 coat epoxy phenolic total 10-13 mils DFT
2208-30000-1L-0013
psig
psig
deg C (deg F)
deg C (deg F)
Elevacion
Sobre el Nivel
del Mar
Unit(s)
Package(s)
INTERNALS & ACCESSORIES:
16916 mm
( 55´-6")
0,45
MANWAY:
PLATFORMS:
LADDER:
CLIPS:
YES
YES
YES
YES
LIFTING LUGS:
YES
INSULATION RINGS:
VORTEX BREAKER:
INTERNALS:
YES
YES
SEE NOTE 2
NOZZLES SCHEDULE (*)
22
23
Unit TAG No:
Package TAG No.:
IVR Doc. No.:
Coeficiente de
Fricción µ
20
General Information
ODT 051028
Date: FEB 07, 06
EQUIPMENT NAME:
GLYCOL REBOILER
DIAMETER:
1067 MM (3´-6" ) OD
POSITION:
HORIZONTAL
LENGTH:
3658 mm ( 12´-0" ) sm / RF Flange.
TYPE OF SUPPORT:
SADDLES
TYPE OF HEADS:
2:1 SEMIELLIPTICAL, FLANGE
PROCESS CONTENTS:
LEAN TEG-WATER-VAPOURS(NOTE 1)
CAPACITY FULL:
3,3 m3 (870 GAL US)
DESIGN CODE: ASME Section VIII, Div. 1
STAMPED:
Yes
lastest edition/ addenda
NB:
Yes
10
IVR Ref No.:
6.402
EMPTY WEIGHT:
lbs
WEIGHT ON RIGHT SADDLE: 7.900 lbs
Notes:
1.Process conditions:
Stripping gas inlet
Gas to still column
TEG inlet
TEG outllet
49
50
51
MATERIALS:
SHELL:
HEADS:
CLIPS:
SADDLES/SKIRT:
PIPE:
FORGINGS:
GASKETS:
(note 2)
BOLTS & STUDS:
INTERNAL BOLTING:
INTERNALS:
SA-516-70N
SA-516-70N
SA-36
SA-36
SA-106-B
SA-105
PTFE-COATED
SA-193-B7/194-2H PTFE COATED
CARBON STEEL
SEE NOTE 2
LIQUID LEVELS:
HEATING DEVICES TOP:
570
mm
HHLL:
810
mm
HLL:
760
mm
NLL:
710
mm
LLL:
670
mm
LLLL:
635
mm
All levels are refered from Bottom of Vessel (BOV) & after baffle
12.823 lbs
FULL OF WATER WEIGHT:
13.430 lbs
5.530 lbs
Mass density (lb/cft)
0,0795
0,084
57,97
59,99
Flow
528 lb/hr
1350 lb/hr
6819 lb/hr
5997 lb/hr
47
48
Service
Still column connection
TEG Outlet
Drains
Spare
EQUALIZER
PREHEATER COIL
HEATING DEVICE CONN
TT 2800-60
TT 2800-62
TI 2800-61
PI 2800-21
PT 2800-20
PSV 2800-01/02
STRIPPING GAS INLET
NOZZLE #N15
LG 2810-53/LT 2800-51/52
HANDHOLE WITH BLIND
VESSEL FLANGE AND
MANWAY
OPERATING WEIGHT:
WEIGHT ON LEFT SADDLE
MW
45,15
52,24
117,6
136,8
52
Pressure drop:
0,5 PSI
Design:
Added 10 % of design flow rate for design
NORMAL LIQUID LEVEL RETENTION TIME:
47,5 MIN
NORMAL LIQUID LEVEL VOLUME:
LOW LIQUID LEVEL RETENTION TIME:
45,5 MIN
LOW LIQUID LEVEL VOLUME:
53
54
55
56
2,09 M3( 553 GALS)
2,00 M3 (529 GALS)
57
58
59
60
61
Rev.
A
B
C
D
Date
OCT 31, 2005
NOV 14, 2005
NOV 25, 2005
FEB 07, 2006
By
AG
HG
HG
GR
Rev/Check
JAO/LJ
JAO/LJ
JAO/LJ
HG/JAO
Approved
JB
JB
JB
JB
Description
ISSUED FOR HAZOP
ISSUED FOR HAZOP
ISSUED FOR APPROVAL
ISSUED FOR APPROVAL
Pressure Vessel Data Sheet
Customer Information
Ref No.:
CVCA
COROCORO phase I development
Gulf of Paria, Venezuela
GAS DEHYDRATION PACKAGE
By GR
PO 4505232501
Client Ref.:
2208-30240-1M-1209
Customer:
Project:
Location:
Title:
IVR Ref No.:
General Information
ODT 051028
Unit TAG No:
PDA-H-2800
Qty:
1
Package TAG No.:
PDA-A-2800
Qty:
1
Unit(s)
Package(s)
FOR APPROVAL
Date: FEB 07, 06
IVR Doc. No.:
051028 DS 04 REV. D
Page 2 of 2
1
2
2.-
3
INTERNALS:
2.1.
HEATING DEVICES 2 PIECES X 225 KW (0,768 MMBTU/hr ) EACH , ONE WORKING , ONE IN SPARE, 14" DIAMETER X 7´- 4" LGTH.
4
Gaumer Company, Inc. Process Heater, 225KW, 480V, 3 Ph, 12 watts/sq.in., :
• 4 High-Temperature Alloy Spacer Rings With Individual Element Support
• 72 0.475 in dia, .035 in wall, Incoloy 800 Sheath, 88 Inch Immersed Length
• 1 Type 304 Stainless Steel Flange, Size 14 inch, ANSI Rated 150 lbs.
• 1 Explosion Resistant (Nema 7) Terminal Housing with Spin Cover
• 1 Leadwires Rated 200°C, Splicing by Others
• 1 Heating Element Sensing Type J Thermocouple with Inconel Sheath
• 1 Heater ASME Certified to Section VIII Division 1
5
6
7
8
9
10
11
12
2.2.
13
2.3.
2.4.
14
Removable carbon steel glycol baffle and heating device support.
Carbon steel removable Stripping gas preheating coil 6,6 KW ( 0,023 MMBTU/hr)
See DWG 051028-MD25 for nozzles identification tag
D
15
16
17
18
19
20
21
22
23
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60
Rev.
A
B
C
D
Date
OCT 31, 2005
NOV 14, 2005
NOV 25, 2005
FEB 07, 2006
By
AG
HG
HG
GR
Rev/Check
JAO/LJ
JAO/LJ
JAO/LJ
HG/JAO
Approved
JB
JB
JB
JB
Description
ISSUED FOR HAZOP
ISSUED FOR HAZOP
ISSUED FOR APPROVAL
ISSUED FOR APPROVAL
Anexo 5
Cálculos Mecánicos de un Regenerador de Glicol
5-1 Hoja de datos
5-1.1 Datos del Recipiente:
•
Equipo: Regenerador de Glicol que opera en una Planta de deshidratación de
Gas natural ubicada en el Golfo de Paria en el Estado Sucre.
•
Posición: Horizontal
•
Diámetro: 1.067 mm. (3’-6’’) Diámetro Externo del Recipiente.
•
Longitud: 3.658 mm. (12’) (Tangente a Tangente)
•
Tipo de Soportes: Par de Silletas
•
Cabezales: Cabezal Elipsoidal 2:1 / Cabezal Bridado Plano
•
Fluidos de Procesos: Mezcla de Trietilenglicol Pobre-Agua-Vapores de
hidrocarburos
•
Volumen: 3,35 mts3 (885 US GAL.)
•
Código de Diseño: ASME, Sección 8, División 1, Edición 2004, Addenda 2005
•
Control de Calidad: Examinación Radiográfica Completa donde sea aplicable.
Eficiencia de juntas = 1 en todo caso.
•
Pruebas: Las Requeridas por el Código ASME.
•
Tratamiento Superficial: Pintura Epóxica Externa.
•
Aislamiento: Perlita Expandida de 1-1/2’’ de espesor
5-1.2 Condiciones de Diseño y de Operación:
•
Presión de Diseño Interna: 75 psig
•
Presión Externa de Diseño: 15 psig (vacío interno)
•
Temperatura de Diseño: 260 ºC (500ºF)
•
Temperatura de Operación: 202 ºC (395 ºF)
•
Gravedad Especifica del Trietilenglicol: 1,04
•
Tolerancia por Corrosión: 3,2 mm. (0,125’’)
•
Flujos: Entrada de TEG-Glicol: 6819 lb./hr
Salida de TEG-Glicol: 5997 lb./hr
Gas al “Still Column”: 1350 lb./ hr
Gas Seco al “Sparge Gas”: 528 lb./hr
•
Nivel de Liquido de los Calentadores: 572 mm.
•
HHLL (High High Liquid Level): 810 mm.
•
HLL (High Liquid Level): 760 mm.
•
NLL (Normal Liquid Level): 710 mm.
•
LLL (Low Liquid Level): 670 mm.
•
LLLL (Low Low Liquid Level): 635 mm.
•
Máxima Velocidad Del Viento: 70 MPH (113 Kph) Esta condición debe ser
diseñada acorde con ASCE 7-02.
•
Sismos: Zona Sísmica API 4. La estructura esta montada sobre una
plataforma fija
5-1.3 Accesorios & Internos:
•
2 aparatos calentadores (resistencias eléctricas) de 225 KWatts y 480 Voltios,
de 14’’ de diámetro y de 7’- 4’’ de longitud
•
Boca de Vista
•
Orejas de izamiento
•
Orejas de Aterramiento
•
Rompe Vortices
5-1.4 Materiales a Emplear y sus Propiedades Mecánicas
Refiriéndose al Código ASME, Sección 2, Partes A & D, se obtienen las
propiedades mecánicas de los materiales especificados;
•
Cuerpo y Cabezales: SA-516-70N
Esfuerzo Último: 70 Ksi
Esfuerzo de Fluencia: 38 Ksi
Esfuerzo Máximo Admisible: 20 Ksi a 500 ºF
Módulo de Elasticidad: 27.3 x 106 Psi a 500 ºF
•
Tuberías y Tubos: SA-10-B
Esfuerzo Último: 60 Ksi
Esfuerzo de Fluencia: 35 Ksi
Esfuerzo Máximo Admisible: 17.1 Ksi a 500ºF
Módulo de Elasticidad: 27.1 x 106 Psi a 500ºF
• Silletas: SA-36
Esfuerzo Último: 58 Ksi
Esfuerzo de Fluencia: 36 Ksi
Esfuerzo Máximo Admisible: 16.6 Ksi a 500ºF
Módulo de Elasticidad: 27.3 Psi a 500ºF
•
Bridas y Accesorios: SA-105
Esfuerzo Último: 70 Ksi
Esfuerzo de Fluencia: 36 Ksi
Esfuerzo Máximo Admisible: 19.6 Ksi a 500ºF
Módulo de Elasticidad: 27.1 x 106 Psi a 500 ºF
•
Pernos: SA- 193-B7
Esfuerzo Último: 125 Ksi
Esfuerzo de Fluencia: 105 Ksi
•
Tuercas: A-194-2H
Recubrimiento: Teflón
5-2 Diseño del Cuerpo
Primero se calcula la presión hidrostática que ejerce el fluido sobre el fondo del
recipiente cuando este se encuentre en su nivel de capacidad máxima:
HHLL = 810mm = 0.81mts
Pestatica = HHLL × g × ρ H 2O × SG glicol = 0.81mts × 9.81mts / seg 2 × 1000 Kg / mts 3 × 1.04
Pestatica = 0.81mts × 9.81mts / seg 2 × 1000 Kg / mts 3 × 1.04 = 8264 Pa = 1.2 Psi
Ahora la presión de diseño a emplear en los cálculos de recipiente será:
Pdiseño = Pint erna + Phidrsotática = 75 psi + 1.2 psi = 76.2 psi
5-2.1 Calculo del Espesor del Cuerpo por Presión Interna
De acuerdo con el apéndice (1) del Código ASME, párrafo 1-1, la ecuación para el
cálculo de espesores en función de las dimensiones externas del recipiente,
considerando la tolerancia por corrosión ( C.A. ), es:
tmin =
Pdiseño × Rexterno
76.2 Psi × 21inches
+ C. A. =
+ 0.125inches = 0.2048inches
Scuerpo × E + 0.4 × Pdiseño
20.000 Psi × 1 + 0.4 × 76.2 Psi
Este es el mínimo espesor requerido para que las paredes del recipiente soporten
la presión interna de diseño, considerando el margen adicional que se debe dejar
por corrosión.
5-2.2 Calculo del Espesor del Cuerpo por Presión Externa
El método de diseño de recipientes sometidos a presión externa se especifica en
el párrafo UG-28 del Código ASME. Este es un procedimiento de cálculo iterativo
como se expone a continuación:
1. Se pueden iniciar los cálculos suponiendo un espesor inicial igual al mínimo
requerido por presión interna.
t = 0,2048inches ⇒
Dext
42in
=
= 205,078 ≥ 10
t
0.2048in
Por lo que se verifica que el recipiente es de pared delgada
2. Luego se calcula la profundidad del cabezal elipsoidal a emplear en el
regenerador, el cual tiene una proporción de altura respecto al eje mayor de 2:1,
es decir:
Entonces:
Dext
Dext 42in
=2⇒h=
=
= 10,5in
2×h
4
4
Ls = Lcuerpo +
h
10.5in
+ Lrecta = 144in +
+ 2in = 149,5inches
3
3
3. Con el valor inicial supuesto del espesor de las paredes del recipiente “t” se
procede a calcular las relaciones:
Ls 149.5in
=
= 3,5595
Do
42in
Do
42in
=
= 205,078
t
0.2048in
4. Con estos valores se entra a la Tabla G, en la Sección 2, Parte D, sub.-parte 3
del Código ASME de diseño de recipientes a presión, y se procede a calcular por
interpolación el valor del parámetro adimensional “A”, como se muestra en la tabla
5-1:
L/Do
Do/t
200
2
3,5595
4
0,000227
0,0001358
0,00011
0,0001314
205,708
250
0,000163
0,0000974
0,0000789
Tabla 5-1; Cálculo por interpolación de “A” ( A = 0,0001314)
5. Luego con Tdiseño: 500 ºF (260 ºC) y el Modulo de Elasticidad E: 27.5 x 106 Psi
(Material del Cuerpo. SA-516-70N) se entra en la tabla CS-2 de la Sección 2,
Parte D, sub.-parte 3 del Código ASME y se calcula el valor del parámetro “B”,
como se muestra en la Tabla 5-2:
A1
0,0000194
B1
250
Psi
A
0,0001314
B
1744,814
Psi
A2
0,000675
B2
9000
Psi
Tabla 5-2; Cálculo por interpolación de “B” ( B =1744,814 Psi)
6. Ahora se despeja el valor de presión externa máxima admisible para el
espesor seleccionado, según la siguiente ecuación:
Pa =
4× B
4 × 1744,814 Psi
=
= 11,344 Psi ≤ 15 Psi
3 × ( Do / t )
3 × (205,078)
7. Como la presión externa máxima admisible es menor que la presión externa de
diseño, el espesor supuesto no es suficiente para soportar los efectos de esta
ultima sobre el recipiente. Dado que 0.2048” es un espesor aun pequeño, se
continuara examinando la posibilidad de aumentar el espesor del recipiente,
evitando así colocar anillos de refuerzo en la estructura del equipo.
En la tabla 5-3 se presentan los valores correspondientes a cada uno de los
pasos iterativos empleados, hasta conseguir el valor limite para el cual el
recipiente soporta las condiciones de diseño exigidas.
Paso
t (pulgadas)
L/Do
Do/t
A
B (Psi)
Pa (Psi)
1
0,2051
3,5595
204,7482
0,00013206
1734,6705
11,29628
2
0,2262
3,5595
185,6764
0,00015613
2074,8074
14,89909
3
0,2270
3,5595
185,0220
0,00015740
2091,8200
15,0740
Tabla 5-3; Pasos iterativos para el calculo del espesor mínimo requerido del
Cuerpo por Presión Externa
Dado que Pa = 15,074Psi ≥ 15Psi ⇒ t = 0,227inches es el espesor de pared mínimo
que soporta la presión externa a la que estar sometido el equipo.
Ahora considerando el margen por corrosión que debe dejar, se tiene entonces:
tmin = 0.227 pu lg . + 0.125 pu lg . = 0.352 pu lg .
5-2.3 Calculo del Espesor Comercial del Cuerpo
El espesor del cuerpo vendrá dado por el mayor de los espesores calculados tanto
por presión externa como por presión interna:
Por Presión Interna (t= 0.2048 pulg.)
⇒ t = 0.352 pulg.
t = el mayor entre
Por Presión Externa (t = 0.352 pulg.)
El espesor comercial que se consigue en el mercado más cercano a este valor,
por exceso es:
tnominal cuerpo= 0.375 pulg. ⇒ tcorroído cuerpo= 0.375pulg. – 0.125pulg = 0.25 pulg.
Ahora, se calculan las presiones máximas de trabajo permitidas , tanto interna
como externa para el espesor obtenido del cuerpo del recipiente en condiciones
viejas (tcorroído) y a la temperatura de diseño (500 ºF),:
Eliminado: i
5-2.4 Presión Interna Máxima de Trabajo:
MAWP cuerpo =
MAWP cuerpo =
Sy cuerpo × Ej . × t cuerpo
R ext − 0 . 4 × t cuerpo
− Phidros
20 . 000 Psi × 1 × 0 , 25 pu lg .
− 1, 2 Psi = 238 , 03 psi
21 pu lg − 0 , 4 × 0 . 25 pu lg .
5-2.5 Presión Externa Máxima de Trabajo:
L
149 , 5 ' '
=
3 , 5595
Do
42 ' '
Do
42 ' '
=
= 168
t
0 , 25 ' '
A = 0 , 0001818
P Ext . Max . = 19 ,186 Psi
B = 2417 , 48 Psi
≥ 15 Psi
5-3 Calculo del Espesor del Cabezal Elipsoidal 2:1
5-3.1 Por presión interna:
De acuerdo con el apéndice (1) del Código ASME, párrafo 1-4, la ecuación para el
cálculo de espesores de cabezales elipsoidales en función de las dimensiones
externas es:
t cabezal =
Pint × Dext × k
+ C . A.
2 × Sy cabezal × Ej . + 2 × Pint × ( k − 0,1)
Para el cabezal empleado en la construcción del regenerador de glicol se tiene la
siguiente relación:
Do
= 2 ⇒ K =1
2h
Entonces:
t cabezal =
76 , 2 Psi × 42 ' '× 1
+ 0 . 125 ' ' = 0 . 2047 ' '
2 × 20 . 000 Psi × 1 + 2 × 76 , 2 Psi × (1 − 0 ,1 )
5-3.2 Por Presión Externa
En el párrafo UG-33 del Código ASME se describe la metodología empleada para
diseñar cabezales formados sometidos a presión por el lado cóncavo. Allí se
especifica que el espesor mínimo de cabezales elipsoidales sometidos a presión
externa, en función de las dimensiones exteriores del equipo, debe ser el mayor
entre (1) y (2) como se aplica a continuación:
1.
t cabezal =
P '× D o × K
+ C . A.
2 × Sy cabezal × Ej . + 2 × P '× ( k − 0,1)
Donde
P' =1,67× Pext =1,67×15Psi= 25,05Psi ;
tcabezal =
(UG-33.a.1.a)
K =1 ⇒
25,05Psi × 42' '×1
+ 0.125' ' = 0.1513' '
2 × 20.000Psi ×1 + 2 × 25,05Psi × (1 − 0,1)
2.
El espesor se calcula por el proceso iterativo descrito en (UG-33.a.1.b) :
2.1.
Asumiendo un espesor de t = 0.1513 pulg. se procede a calcular el factor
“A” con la siguiente expresión:
•
D o /( 2 h ) = 2
•
Entonces: A =
2.2.
⇒
A =
0 ,125
Ro /t
K o = 0 .9
⇒
Ro = 0 , 9 × 42 ' ' = 37 ,8 ' '
0 ,125
0 ,125
=
= 0 . 0005
Ro / t
37 , 8 ' ' / 0 ,1513 ' '
De la tabla CS-2 de la Sección 2, Parte D, sub.-parte 3 del Código ASME
se calcula el valor del parámetro “B”, como se muestra en la Tabla 5-4
A1
A
A2
0,0000194
0,0005
0,000675
B1
B
B2
250
6664,35
9000
Psi
Psi
Psi
Tabla 5-4; Calculo por interpolación de “B” ( B = 6664,35 Psi)
2.3.
Luego; Pa =
B
6664 , 35 Psi
=
= 26 , 675 Psi ≥ 15 Psi
(Ro / t)
( 37 ,8 ' ' / 0 . 1513 ' ' )
Ahora, esta presión obtenida es relativamente alta respecto a la presión externa
de diseño, por lo que se puede disminuir el espesor supuesto del cabezal hasta
obtener aquel espesor mínimo que compensa justamente la presión atmosférica.
Paso
t (pulgadas)
Ro
A
B (Psi)
Pa (Psi)
1
0,1486
37,8
0,0004914
6549,57
25,7
2
0,1135
37,8
0,0003753
5000,45
15,01
3
0.1132
37,8
0,0003743
24987,21
14,94
Tabla 5-5; Pasos iterativos para el calculo del espesor mínimo requerido del
Cabezal Elipsoidal por Presión Externa
2.4.
Finalmente, considerando el margen por corrosión, el espesor debe ser:
t = 0 ,1135 ' ' + C . A . = 0 ,1135 ' ' + 0 ,125 ' ' = 0 , 2385 ' '
Ahora el espesor del cabezal elipsoidal para resistir la presión externa será el
mayor entre (UG-33.a.1.a) y en (UG-33.a.1.b), es decir, t = 0 , 2385 ' ' .
5-3.3 Espesor Mínimo Requerido del Cabezal Elipsoidal
El espesor mínimo requerido del cabezal vendrá dado por el mayor de los
espesores calculados tanto por presión externa como por presión interna:
Por Presión Interna (t= 0,2047 pulg.)
⇒ t = 0,2385 pulg.
t = el mayor entre
Por Presión Externa (t = 0,2385 pulg.)
Entonces:
tcabezal= 0,2385 pulg. ⇒ tcorroído cabezal= 0,2385pulg. – 0,125pulg = 0,1135 pulg.
Eliminado: 37
Eliminado: i
Ahora ,se calculan las presiones máximas de trabajo permitidas , tanto interna
como externa para cabezal elipsoidal 2:1 en condiciones viejas (tcorroído) y a la
temperatura de diseño (500 ºF),:
5-3.4 Presión Interna Máxima de Trabajo:
MAWP cabezal =
2 × S cabezal × E × t cabezal
− Phidros
k × D ext − 2 × t cabezal × ( k − 0 ,1 )
MAWP cuerpo =
2 × 20 . 000 Psi × 1 × 0 , 2385 pu lg .
− 1, 2 Psi = 228 , 3 psi
1 × 42 pu lg − 2 × 0 . 2385 pu lg . × (1 − 0 ,1 )
5-3.5 Presión Externa Máxima de Trabajo:
R o = 38 , 7 pu lg .
A = 0 ,125
= 0 , 0007703
( 38 , 7 pu lg . 0 . 2385 pu lg .)
B = 9275 , 3 PsiPsi
P Ext . Max . = 57 , 22 Psi ≥ 15 Psi
5-4 Cálculo de Boquilla Radial N1 en Cuerpo del recipiente
•
Diámetro Nominal de Boquilla: 16 pulgadas
•
Diámetro Externo de Boquilla: 16 pulgadas
•
Ubicación: Cuerpo Cilíndrico
•
Material: Tubo sin costura (SA-106-B).
•
Espesor de tubería Standard: 0,375 pulgadas
•
Presión Interna de diseño: 228,3 Psi ( igual a la máxima presión interna de
trabajo del cuerpo o componente donde va adjuntada la boquilla)
•
Columna de Liquido en la boquilla: 0 pulgadas ( La boquilla esta ubicada en
la parte superior del recipiente, por lo que siempre esta por encima del nivel de
liquido presente en el equipo)
•
Hay cargas estáticas impuestas sobre la boquilla por la conexión del still
column y del still condenser
5-4.1 Calculo del espesor mínimo requerido por el cuello de la boquilla
De acuerdo al párrafo UG-45 el mínimo espesor de pared de boquilla debe ser el
mayor entre UG-45.a y UG-45.b;
1. Por (UG-45.a)
tr n =
tr n =
Pdis × R o boquilla
S Boquilla × E + 0 , 4 × Pdis
+ C . A.
228 , 3 Psi × 8 ' '
+ 0 ,125 pu lg . = 0 . 231 ' '
17100 Psi × 1 + 0 , 4 × 228 , 3 Psi
2. Por (UG-45.b) se calcula tanto para presión interna como para presión externa:
2.1 Por Presión Interna (UG-45.b.1):
Pdis × R corroido
cuerpo
tr =
S cuerpo × E − 0 ,6 × Pdis
tr =
+ C . A.
228 ,3 Psi × 20 ,75 ' '
+ 0 ,125 pu lg . = 0 ,3635 ' ' ≥ 1 / 16 ' '
20000 Psi × 1 − 0 ,6 × 228 ,3 Psi
2.2 Por Presión Externa (UG-45.b.2):
Pext × R corroido
cuerpo
tr =
S cuerpo × E − 0 ,6 × Pext
tr =
+ C . A.
15 Psi × 20 ,75 ' '
+ 0 ,125 pu lg . = 0 ,1406 ' ' ≥ 1 / 16 ' '
20000 Psi × 1 − 0 ,6 × 15 Psi
2.3 Por (UG-45.b.3) t r debe ser el mayor entre 2.1 y 2.2 ⇒ t r = 0 ,3635 ' '
2.4 Por (UG-45.b.4) se calcula el espesor de un tubo estándar sin considerar la
tolerancia por fabricación (12,5%):
t r = t std − 12 ,5 % + C . A. ⇒ t r = 0,375 ' '× (1 − 0 ,125 ) + 0,125 ' ' = 0 , 453 ' '
2.5 Por (UG-45.b) el mínimo espesor t r debe ser el menor entre 2.3 y 2.4
⇒ t r = 0 ,3635 ' '
2.6 Finalmente el mínimo espesor requerido t r debe ser el mayor entre 1 y 2.5
⇒ t r = 0 ,3635 ' '
Ahora se selecciona el espesor de tubería más cercano por exceso:
⇒ t r = 0 ,375 ' ' ⇒ t corroido = 0 ,375 ' '− 0 ,125 ' ' = 0 , 25 ' '
boquilla
Se elije entonces un tubo de 16 ‘’ de diámetro nominal y Schedule 30 (sch std).
5-4.2 Calculo de dimensiones de apertura
La apertura de N1 se calcula como la intersección de dos cilindros de diámetro
desiguales con un ángulo de intersección de 90º, tal y como se muestra en la tabla
5-6:
Elementos
Arcos de Circunferencia
C
r*Sen(α)(in)
s
R∗β∗π/180
C1
2,0058
s1
2,0089
C2
3,8750
s2
1,8884
C3
5,4801
s3
1,6469
C4
6,7117
s4
1,2873
C5
7,4859
s5
0,8227
C6
7,7500
s6
0,2834
L eje mayor
15,8753
Tabla 5-6 Cálculo de Apertura radial en Cuerpo Cilíndrico
5-4.3 Calculo del tamaño del cordón de soldadura requerido
Por UW-16.c se tiene el espesor de la soldadura se calcula como sigue:
t min = Menor 3/4’’ ; Espesor de sección soldada corroída más delgada 
t min = Menor 3/4’’ ; 0,25’’ ⇒ t min = 0 , 25 ' '
Luego t c = menor 1/4’ ’; 0 , 7 × t min  ⇒ menor 1/4’’ ; 0 ,175 ' ' 
t c = 0 ,175 ' ' Es el espesor mínimo requerido de Soldadura
Se selecciona entonces un espesor de 0,25’’ para el cordón de soldadura entre la
boquilla y el cuerpo del recipiente.
5-4.4 Calculo de limites de refuerzo de boquilla
Por UG-40 se tiene:
1. El Límite Paralelo a la Pared del Recipiente es el mayor entre:
1.1 El diámetro de apertura ⇒ d = 15 ,8753 ' '
1.2 El obtenido por la Ecuación:
R n + t n + t = 7 ,9377 ' '+ 0 , 25 ' '+ 0 , 25 ' ' = 31,7506 ' '
1.3 Luego el límite paralelo a la pared del recipiente es
2 × d = 2 × 15 ,8753 ' ' = 31,7506 ' '
2. El límite normal a la pared del recipiente es el menor entre:
2.1 2 ,5 × t = 2 ,5 × 0 , 25 ' ' = 0 , 625 ' '
2.2 2 ,5 × t n + t e = 2 ,5 × 0 , 25 ' '+ 0 = 0 , 625 ' '
2.3 Luego el límite normal a la pared del recipiente es 0 , 625 ' '
5-4.5 Calculo de compensación de Áreas
De acuerdo al párrafo UG-37, figura UG-37.1 se tiene:
1. Área Requerida por al abertura:
f r 1 = S boq / S cuerpo = 17100 Psi / 20000 Psi = 0 ,855
F =1
t r = 0 '3635 ' '− 0 ,125 ' ' = 0 , 2385 ' '
t n = 0 ,375 ' '− 0 ,125 ' ' = 0 , 25 ' '
A = 15 ,873 ' '× 0 , 2385 ' '× 1 + 2 × 0 , 25 ' '× 0 , 2385 ' '× 1 × (1 − 0 ,855 ) = 3,8035 pu lg 2
F = 1 Plano de mayores esfuerzos por presión en boquillas
2. Área disponible en el cuerpo:
Por UG-40.d.1 se tiene:
Considerando que la boquilla no pasa por ninguna soldadura ( E1 = 1 ), se tiene
entonces que A1 = Mayor entre
15,8753' '×(1× 0,25 − 1× 0,2385' ' ) − 2 × 0,25' '×(1× 0,25' '−1× 0,2385' ' ) × (1 − 0,855)
•
= 0,1818pu lg.2
2× (0,25' '+0,25' ' ) × (1× 0,25−1× 0,2385' ' ) − 2× 0,25' '×(1× 0,25' '−1× 0,2385' ' ) × (1− 0,855)
•
= 0,01067pulg.2
A1 = 0 ,1818 pu lg . 2
3. Área disponible en la proyección externa de la boquilla:
f r 2 = Sboq / Scuerpo = 17100Psi / 20000Psi = 0,855
tnr = 0,231' '−0,125' ' = 0,106' '
Por UG-40.d.2 se tiene entonces que A2 = Menor entre:
2
• 5 × (0,25' '−0,106' ' ) × 0,855 × 0,25' ' = 0,1539 pu lg .
2
• 5 × (0,25' '−0,106' ' ) × 0,855 × 0,25' ' = 0,1539 pu lg .
A2 = 0 ,1539 pu lg . 2
4. Área disponible en la proyección interna de la boquilla:
A3 = 0 ( No hay
proyección interna disponible)
5. Área disponible en Soldaduras:
Por UG-40.d.3 el área disponible en la soldadura entre la boquilla y cuerpo es:
leg = 0 , 25 ' '
A41 = ( leg ) 2 × fr1 = ( 0 , 25 ) 2 × 0 ,855 = 0 ,0534 pu lg .2
6. Finalmente se comparan la áreas disponibles y requerida:
Areq = A = 3,8035 pu lg 2 ≥ A1 + A2 + A3 + A41 = 0 ,3952 pu lg .2
Como el área requerida es mayor que el área disponible, no hay suficiente área de
refuerzo como para compensar a la abertura en el recipiente. Se procede
entonces a colocar un anillo de refuerzo para aportar más área disponible.
El área que debe aportar el anillo de refuerzo debe ser aproximadamente:
Aanillo = Arequerida − Adisponible = 3,8035 pu lg .2 − 0,3952 pu lg .2 = 3,4083 pu lg 2
refuerzo
Dado que el anillo de refuerzo debe ser del mismo material que aquel de la
estructura del recipiente, este se hace de la mismo tipo de lámina, por lo que se
elige:
t e = t no min al = 0,375' ' ; Dint erno = Dexterno16' '
cuerpo
anillo
tubo
Aanillo = t e × ( Dexterno − Dint erno ) = 3,4083 pu lg .2 ⇒ Dexterno = 25,0888' '
refuerzo
anillo
anillo
anillo
Se toma entonces Dexterno = 25,5' ' para facilitar el corte del anillo.
anillo
Ahora se debe calcular nuevamente la compensación de áreas:
De acuerdo al párrafo UG-37, figura UG-37.1 se tiene:
1. Área Requerida por al abertura es la misma:
A = 3,8035 pu lg 2
2. Área disponible en el cuerpo se mantiene igual::
A1 = 0 ,1818 pu lg . 2
3. Por UG-40.d.2 se tiene entonces que A2 = Menor entre:
2
• 5 × (0,25' '−0,106' ' ) × 0,855 × 0,25' ' = 0,1539 pu lg .
2
• 2 × (0,25' '−0,106' ' ) × (2,5 × 0,25' '+0,375' ' ) × 0,855 = 0,2462 pu lg .
A2 = 0 ,1539 pu lg . 2
4. Área disponible en la proyección interna de la boquilla:
proyección interna disponible)
5. Área disponible en Soldaduras:
A3 = 0 ( No hay
Se deben dimensionar nuevamente las soldaduras;
t 41 = 0 ,7 × t min = 0 ,7 × 0 , 25 ' ' = 0 ,175 ' ' ⇒ leg = 0 , 25 ' '
f r 3 = Menor  Sboq / Scuerpo = 17100Psi/ 20000Psi = 0,855; Srefuerzo / Scuerpo = 1; 
f r 3 = 0 ,855
A41 = ( 0 , 25 ) 2 × 0 ,855 = 0 ,0534 pu lg .2
t 42 = 0 ,7 × t min = 0 ,7 × 0 , 25 ' ' = 0 ,175 ' ' ⇒ leg = 0 , 25 ' '
f r 4 = S refuezo / S cuerpo = 1
A42 = ( 0 , 25 ) 2 × 1 = 0 ,0625 pu lg .2
6. Se calcula el área aportada por el anillo de refuerzo:
A5 = (25,5' '−15,8753' '−2 × 0,25' ' ) × 0,375' '×1 = 3,4218 pu lg .2
7. Finalmente se comparan la nueva área disponible y el área requerida:
Areq = A = 3,8035 pu lg 2 ≤ A1 + A2 + A3 + A41 + A42 + A5 = 3,8731 pu lg .2
Ahora la boquilla esta suficientemente reforzada.
8. Se debe verificar que el refuerza se encuentra dentro de los limites de refuerzo:
Por UG-40 se tiene:
8.1 El limite de refuerzo paralelo a la pared del recipiente se mantiene igual =
31,7506’’
8.2 El límite normal a la superficie del equipo es:
El menor entre  2,5 × 0,25 = 0,625' ' ;2,5 × 0,25' '+0,375' ' = 1  = 0,625' '
Se verifica entonces que el anillo se encuentra dentro de los límites de refuerzo,
por lo que el refuerzo es efectivo.
5-4.6 Calculo de cargas en soldaduras y chequeo de los caminos de
esfuerzo.
1) Cálculo de carga total sobre la soldadura y cargas sobre los caminos de
esfuerzo: Por UG-41.b.2 se tiene:
W = [3,8035− 0,1818+ 2 × 0,25× 0,855× (1× 0,25 −1× 0,2385)] pu lg.2 × 20000Psi
W = 72531,51Lbs
Por UG-41.b.1 se tiene:
W1−1 = [0,1536 + 3,4128 + 0,0534 + 0,0625] pu lg.2 × 20000Psi
W1−1 = 73826,64Lbs
W2−2 = [0,1536 + 0 + 0,0534 + 0 + 2 × 0,25× 0,25× 0,855] pu lg.2 × 20000Psi
W2−2 = 6279,15Lbs
W3−3 = [0,1536 + 0 + 3,4218+ 0,0534 + 0,0625 + 2 × 0,25× 0,25× 0,855] pu lg.2 × 20000Psi
W3−3 = 75964,14Lbs
2) Calculo de los esfuerzos unitarios en las soldaduras, como se muestra en el
ejemplo de cálculo del apéndice no obligante L.7.8 del Código ASME :
2.1) Esfuerzo de corte en la soldadura a filete externa de la boquilla
= 17100 Psi × 0 , 49 = 8379 Psi
2.2) Esfuerzo de corte en la soldadura a filete externa del refuerzo
= 20000 Psi × 0 , 49 = 9800 Psi
2.3) Esfuerzo de corte en la pared de la boquilla = 17100 Psi × 0 , 7 = 11970 Psi
2.4) Esfuerzo de tensión en la soldadura de ranura de la boquilla
= 17100 Psi × 0 , 74 = 12654 Psi
2.5) Esfuerzo de tensión en la soldadura de ranura del refuerzo
= 17100 × 0 , 75 = 12654 Psi
3) Se calculan las cargas máximas admisibles que ejercen los esfuerzos unitarios
máximos:
3.1) Carga Cortante en la soldadura externa de la boquilla
= π / 2 × 16 ' '× 0 , 25 ' '× 8379 Psi = 52646 , 76 Lbs
3.2) Carga cortante en la soldadura externa del elemento
= π / 2 × 25 ,5 ' '× 0 , 25 ' ' = 9800 Psi = 98135 , 42 Lbs
3.3) Carga cortante en la pared de la boquilla
= π / 2 × (16 ' '− 0 , 25 ' ' ) × 0 , 25 ' '× 11970 Psi = 740345 ,5 Lbs
3.4) Carga de tensión en la soldadura de ranura de la boquilla
= π / 2 × 16 ' '× 0 ,375 ' '× 12654 Psi = 119261 , 04 Lbs
3.5) Carga de tensión en la soldadura de ranura del elemento
= π / 2 × 16 ' '× 0 , 25 ' '× 12654 Psi = 79507 , 4 Lbs
4) Chequeo de los caminos de esfuerzo:
4.1) Camino1-1= ( 98135 , 42 + 74034 ,5 ) Lbs = 172169 ,96 Lbs ≥ 73826 , 64 Lbs
4.2) Camino2-2 =
(52646 ,76 + 79507 ,4 + 119261 ,04 ) Lbs = 251415 , 2 Lbs ≥ 6279 ,15 Lbs
4.3) Camino3-3 = (98135 , 42 + 79507 ,4) Lbs = 177642 ,78 Lbs ≥ 75964 ,14 Lbs
4.4) Adicionalmente se comprueba que cada camino esfuerzo soporta la carga
máxima que actúa sobre los elementos de conexión 72531,51Lbs por lo que la
boquilla esta correctamente diseñada.
5-4.7 Calculo reacciones estáticas externas sobre boquilla N1 en el
regenerador de glicol.
ro = rexterno = 8' '
;
Pdis= 75Psi
boquilla
Rm = Dmedio
= (42' '−0,25' ' )
recipiente
2
= 20,875' ' ;
T = 0,25' '+0,375' ' = 0,625' '
1) Primero se calculan las relaciones:
β = 0,875 × (8' ' / 20,875' ' ) = 0,3353 ; γ = 20,875' ' / 0,625' ' = 33,4
2) Segundo de la figuras 2.1; 2.2 y 2.3 del anexo II, se determinan los
factores α ; Σ ; ∆ por interpolación:
β=0,3353
γ=15
α=98
γ=33,4
α=298,82
γ=50
α=480
β=0,3353
γ=15
Σ=135
γ=33,4
Σ=642,31
γ=50
Σ=1100
β=0,3353
γ=15
∆=66
γ=33,4
∆=220,56
γ=50
∆=360
Tabla 5-7. Valores de los Factores Adimensionales α ; Σ ; ∆
3) Tercero se calcula el esfuerzo en la junta debido a la presión interna σ :
σ = ( 2 × 75 Psi / 0 , 625 ' ' ) × ( 20 ,875 ' '− 0 , 625 ' ' / 2 ) = 4935 Psi .
Como σ ( 4935 Psi ) ≤ S cuerpo ( 20000 Psi ) , se emplea σ como la presión de
diseño en los cálculos como esfuerzo admisible por presión interna.
4) Se calculan (FRMR); (MCMR) y (MLMR).
M LMR = (20,875pu lg.) 2 × (8' ' ) × (38000Psi − 4935Psi) / 220,56 = 522618,44Lbs × Pu lg.
M CMR = ( 20,875 pu lg .) 2 × (8' '×38000 Psi) / 642,31 = 206244,26 Lbs × pu lg .
FRMR = (20,8575pu lg .) 2 × (38000Psi − 4935Psi) / 298,82 = 48218,29Lbs
5) Por Ultimo se dibuja en el plano cartesiano los valores de (FRF=48218,29 Lbs.)
y el valor mas pequeño entre (MRM=206244,26 Lbs.), como se muestra en la
figura 5-1.
[Lbs.]
(FRF=48218,29 Lbs)
• A
•B
[Lbs.- pulg.]
(MRM=206244,26 Lbs.-pulg.)
Figura 5-1. Los puntos ( Fuerza y Momento) que soporta el recipiente y que están
dentro del área triangular son admisibles (A). Cualquier combinación de cargas
que este fuera de dicha área no es permitida (B).
5-4.8 Calculo reacciones por sismos y vientos sobre boquilla N1 en el
regenerador de glicol.
5-4.8.1 Calculo de cargas generadas por la acción del viento.
El diseño se hace siguiendo la norma ASCE(7-98) “ American Society of Civil
Engineers) .
D Categoría de exposición de áreas planas sin obstáculos y expuestas al viento
circulando sobre la superficie del agua
k zt = 1
Para estructuras en zonas abiertas
kd = 1;
I = 1;
k z = 1, 421 ;
H = z = 97 ft (29 , 566 mts . );
2
q z = 0 , 00256 × 1, 421 × 1 × 1 × ( 70 mph ) × 1 = 17 ,825
Para una categoría de exposición D
V = 70 mph
[Lbs / ft ]
y a una altura z = 97 ft
2
el efecto de las
ráfagas es G = 1 , 885
C f = 0 ,8
A f = h altura × D torre
de
asentamien to
= 252 ,11 pu lg × 16 pu lg = 4033 , 776 pu lg 2 = 28 , 0123 ft 2
F = 17 , 825 ( Lbs / ft 2 ) × 1 , 885 × 0 , 8 × 28 , 0123 ft 2 = 752 , 9734 Lbs
En la figura 5-2 se presenta el sistema de cargas equivalentes que se obtiene de
las fuerzas de viento.
Figura 5-2. Sistemas de cargas por viento equivalente que actúa sobre la boquilla
N1
F v = F = 752 , 9734 Lbs ;
M v = 189832
M v = F v = 752 , 9734 Lbs × 252 ,111 pu lg
, 878 Lbs × pu lg ;
Peso torre = 2283 , 95 Lbs
Revisando los cálculos de las cargas externas máximas permitidas sobre la
boquilla N1 se verifica que estos valores están dentro del área permita por el
diagrama de de la figura 5-1. Por otra parte se al comparar la carga F v con las
cargas máximas permitidas por las soladuras se ve junta no falla a través de los
caminos de esfuerzo de la conexión.
5-4.8.2 Calculo de cargas generadas por la acción de sismos.
Los cálculos se basan en el método de diseño expuesto en la norma UBC-1991
“Uniform Building Code” .
1.
H = 97 ft ( 29 ,566 mts ) Altura total de la estructura sobre el suelo.
2.
T = 0,035 × (97 ft ) 3 / 4 = 1,0818 seg Periodo fundamental de vibración.
3. S = 2
4.
Lecho marino con mas de 40 ft de arcilla suave ( valor máximo)
C = 1, 25 × 2
(1, 0818 ) 2 / 3
= 2 , 3723 ≤ 2 , 75
5. Z = 0 , 4 Zona sísmica API 4
6. R w = 4 Para recipientes a presión cilíndricos
7.
I = 1 Factor de importancia para estructuras petroquímicas que representan
poco peligro para la vida humana.
8. W = Pesostill
column
+ Pesostill
= 1549,823Lbs + 734,127 Lbs = 2283,95Lbs Peso total
condenser
de la torre.
9. V =  4 × 1 × 2 ,3723  × 2283 ,59 Lbs = 541 ,8215 Lbs
4

10.
FT = 0 , 07 × 1, 0818 × 541 ,8215 Lbs = 41 , 0293 Lbs
41 , 0293 ≤ 0 , 7 × 541 ,8215 Lbs = 379 , 27 Lbs
11. El momento de volcamiento máximo en la base del recipiente:
M = [41,0293Lbs × 1164 pu lg + (541,8215 − 41,0293) Lbs × 2 / 3 × 1164 pu lg ]
M = 436372,8524 Lbs × pu lg
12. El momento de volcamiento en la conexión N1 es el momento a un distancia
X torre = 252 ,11 pu lg del tope de la estructura:
X torre = 252,11pu lg ≤ 1164pu lg/ 3 = 388pu lg
M X = 41,0293Lbs× 252,11pu lg = 10343,9379Lbs× pu lg. ≤ 206244,26Lbs× pu lg
Se tiene entonces que la boquilla N1 no falla por efectos del momento producido
por efectos de sismos.
5-5 Calculo de Boquilla N2 en el Cabezal Elipsoidal 2:1 del Recipiente
•
Diámetro Nominal de Boquilla: 2 pulgadas
•
Diámetro Externo de Boquilla: 2,375 pulgadas
•
Ubicación: Cabezal Elipsoidal 2:1
•
Material: Tubo sin costura (SA-106-B).
•
Espesor de tubería Standard: 0,154 pulgadas
•
Columna de Liquido en la boquilla: 6 pulg. (152,625 Mm.)
•
Presión estática en Boquilla:
Pestatica = 0.152625mts × 9.81mts / seg 2 × 1000Kg / mts 3 × 1.04 = 1557,14 Pa = 0,226 Psi
•
Presión de Diseño:
Pdiseño = MAWP cuerpo + Phidrsotática = 228,3Psi + 0,226 Psi = 228,526 Psi
5-5.1 Calculo de la geométrica de la boquilla N2 en el cabezal elipsoidal.
Para ello se realiza un dibujo a escala en Autocad de la conexión entre la boquilla
y el cabezal de manera tal que se pueda visualizar si la abertura esta dentro de los
limites geométricos establecidos en UG-37.a.3. Se tiene que la boquilla debe estar
dentro del círculo concéntrico con el cabezal y que tiene un diámetro:
D' = 0,8 × Dcuerpo = 0,8 × 42' ' = 33,6' '
En la figura 5-3 se muestra el plano de la conexión, la cual se puede apreciar que
33.6003
42.0000
2.3750
1.6890
1.7058
5.2500
la boquilla esta correctamente colocada en el cabezal del recipiente.
Figura 5-3. Plano de la conexión de la boquilla N2 al cabezal elipsoidal 2:1
Adicionalmente a través de este plano se puede determinar el tamaño del hoyo, la
cual se toma igual al eje mayor de dicha abertura (d abertura = 1,7058' ' )
5-5.2 Calculo del espesor mínimo requerido por el cuello de la boquilla
De acuerdo al párrafo UG-45 el mínimo espesor de pared de boquilla en
cabezales elipsoidales se calcula del mismo modo que boquilla en cuerpos
cilíndricos, mediante el empleo de la ecuación correspondiente.
De este modo se tiene que el espesor de la boquilla debe ser el mayor entre UG45.a y UG-45.b;
Por (UG-45.a)
tr n =
tr n =
Pdis × R o boquilla
S Boquilla × E + 0 , 4 × Pdis
+ C . A.
228 ,526 Psi × 1,1875 ' '
+ 0 ,125 pu lg . = 0 . 1408 ' '
17100 Psi × 1 + 0 , 4 × 228 ,526 Psi
1. Por (UG-45.b) se calcula tanto para presión interna como para presión externa,
considerando que la boquilla esta instalada en un cabezal elipsoidal 2:1
2.1 Por Presión Interna (UG-45.b.1):
tr =
Pdis × K1 × Dcabezal
+ C. A.
2 × S cabezal × E − 0,2 × Pdis
tr =
228,526Psi × 0,9 × 41,773' '
+ 0,125 pu lg . = 0,3400' ' ≥ 1 / 16' '
2 × 20000Psi × 1 − 0,2 × 228,526Psi
K1 = 0,9(Cabezal elipsoidal) 2 : 1
2.2 Por Presión Externa (UG-45.b.2):
tr =
Pext × K1 × Dcabezal
+ C. A.
2 × S cabezal × E − 0,2 × Pext
tr =
15Psi × 0,9 × 41,773' '
+ 0,125 pu lg . = 0,1391' ' ≥ 1 / 16' '
2 × 20000Psi × 1 − 0,2 × 15Psi
K1 = 0,9(Cabezal elipsoidal) 2 : 1
2.3 Por (UG-45.b.3) t r debe ser el mayor entre 2.1 y 2.2 ⇒ t r = 0 . 3400 ' '
2.4 Por (UG-45.b.4) se calcula el espesor de un tubo estándar sin considerar la
tolerancia por fabricación (12,5%):
t r = t std − 12 ,5 % + C . A. ⇒ t r = 0 ,154 ' '× (1 − 0 ,125 ) + 0 ,125 ' ' = 0 , 2598 ' '
2.5 Por (UG-45.b) el mínimo espesor t r debe ser el menor entre 2.3 y 2.4
⇒ t r = 0 , 2598 ' '
2.6 Finalmente el mínimo espesor requerido t r debe ser el mayor entre 2.1 y 2.5
⇒ t r = 0 , 2598 ' '
Ahora se selecciona el espesor de tubería más cercano por exceso:
⇒ t r = 0 ,343 ' ' ⇒ t corroido = 0 ,343 ' '− 0 ,125 ' ' = 0 , 218 ' '
boquilla
Se elije entonces un tubo de 2‘’ de diámetro y con Schedule 160 (sch. 160).
5-5.3 Calculo del tamaño del cordón de soldadura requerido
Por UW-16.d.1 se tiene que para boquillas insertadas a través de la pared del
recipiente con soldadura a filete o a penetración parcial se calculan como sigue:
t min = Menor 3/4’’ ; Espesor de sección soldada más delgada corroída
t min = Menor 3/4’’ ; 0,218’’ ⇒ t min = 0 , 218 ' '
Luego t1 ; t 2 = menor 1/4’ ’; 0 , 7 × t min  ⇒ menor 1/4’’ ; 0 ,1526 ' ' 
t1 ; t 2 = 0 ,1526 ' ' Es el espesor mínimo requerido de Soldadura
Adicionalmente se debe verificar que
t1 + t 2 ≥ 1, 25 × t min ⇒ 2 × 0 ,1526 ' ' = 0 ,3052 ' ' ≥ 1, 25 × 0 , 218 ' ' = 0 , 2725 ' '
Se verifica que se cumple la regla, por lo que se selección un espesor de
soldadura
t1 ; t 2 = 0 ,1526 ' ' ⇒ leg 41 = 0 , 25 ' ' para el cordón de soldadura
entre la boquilla y el cabezal.
5-5.4 Calculo de limites de refuerzo de boquilla
Por UG-40 se tiene:
1. El Límite Paralelo a la Pared del Recipiente es el mayor entre:
1.1 El diámetro de apertura ⇒ d = 1, 7058 ' '
1.2 El obtenido por la Ecuación:
R n + t n + t = 0 ,8529 ' '+ 0 , 218 ' '+ 0 , 25 ' ' = 1,3209 ' '
1.3 Luego el límite paralelo a la pared del recipiente es
2 × d = 2 × 1,7058 ' ' = 3, 4116 ' '
2. El límite normal a la pared del recipiente es el menor entre:
2.1 2 ,5 × t = 2 ,5 × 0 , 25 ' ' = 0 , 625 ' '
2.2 2 ,5 × t n + t e = 2 ,5 × 0 , 218 ' '+ 0 = 0 ,545 ' '
2.3 Luego el límite normal a la pared del recipiente es 0 ,545 ' '
5-5.5 Calculo de compensación de Áreas
Debido a que el diámetro de al abertura esta dentro del rango señalado por el
párrafo UG-36.c.3.a del Código ASME, la boquilla no requiere refuerzo.
(d abertura = 1,7058' ' ≤ 3,5' ' ) Para un recipiente a presión con un espesor de pared de
0.375’’.
5-5.6 Calculo de cargas en soldaduras y chequeo de los caminos de
esfuerzo.
Por UW-15.b.2 se tiene que aquellas aberturas que estén exentas del cálculo de
compensación áreas por UG-36.c.3 no requieren chequeo de cargas en
soldaduras y caminos de esfuerzos.
5-6 Calculo de Boquilla Tangencial N16A “ Hand Hole” o “Boca de
Inspección” en Cuerpo del Recipiente
•
Diámetro Nominal de Boquilla: 6 pulgadas
•
Diámetro Externo de Boquilla: 6,625 pulgadas
•
Ubicación: Cuerpo Cilíndrico
•
Material: Tubo sin costura (SA-106-B).
•
Espesor de tubería Standard: 0,280 pulgadas
•
Columna de Liquido en la boquilla: 4,265 pulgadas (108,325 Mm.)
•
Presión estática en Boquilla:
Pestatica = 0.108325mts × 9.81mts / seg 2 × 1000Kg / mts 3 × 1.04 = 1105,1750Pa = 0,1603Psi
•
Presión de Diseño:
Pdiseño = MAWP cuerpo + Phidrsotática = 228,3Psi + 0,1603Psi = 228,46 Psi
5-6.1 Chequeo de las dimensiones de la boca de visita
Dado que para el regenerador se tiene
Dint erno = 42 pu lg . − 2 × 0,375pul.g = 41,25 pu lg . ≥ 36 pu lg .
Se debe verificar que el tamaño de la boca de visita cumple con el párrafo UG45.f.3 en el que se expone que las aberturas de inspección deben tener un área
mínima de:
4' '×6' ' = 24 pu lg .2
En este caso se están empleando dos accesos de 6 pulg. de diámetro, entonces:
2
Aaccesos = π × (d acceso ) / 4 = π × (6 pu lg .) 2 / 4 = 28,274pu lg .2
por lo que se cumple la regla.
Adicionalmente se debe cumplir UG-46.g.2 en el que se especifica que los “Hand
Holes” deben tener una apertura mínima de 2' '×6' ' ≤ 28,274 pu lg 2 , por lo que la
regala se cumple.
5-6.2 Calculo del espesor mínimo requerido por el cuello de la boquilla
De acuerdo al párrafo UG-45 el mínimo espesor de pared de boquilla debe ser el
mayor entre UG-45.a y UG-45.b;
1. Por (UG-45.a)
tr n =
tr n =
Pdis × R o boquilla
S Boquilla × E + 0 , 4 × Pdis
+ C . A.
228 , 46 Psi × 3, 2125 ' '
+ 0 ,125 pu lg . = 0 ,1690 ' '
17100 Psi × 1 + 0 , 4 × 228 , 46 Psi
2. La regla (UG-45.b) tiene como excepción las aberturas de acceso y de
inspección, por lo que no es necesario calcular esta sección; de todos modos para
los cálculos de compensación de áreas si se requiere el valor t r
corroido
se calcula de todos modos.
por lo tanto
Pdis × R corroido
tr =
tr =
cuerpo
S cuerpo × E − 0 , 6 × Pdis
228 , 46 Psi × 20 , 75 ' '
= 0 , 2387 ' '
20000 Psi × 1 − 0 , 6 × 228 , 46 Psi
3. Ahora se selecciona el espesor de tubería más cercano a (1), por exceso:
⇒ t r = 0 , 280 ' ' ⇒ t corroido = 0 , 280 ' '− 0 ,125 ' ' = 0 ,155 ' '
boquilla
Se elije entonces un tubo de 6 ‘’ de diámetro nominal y Schedule Standard.
5-6.3 Calculo de dimensiones de apertura de boquilla tangenciales
La apertura de N1 se calcula como la intersección de dos cilindros de diámetro
desiguales cuyos ejes no se intersectan, como se muestra en la figura 5-4:
Figura 5-4. Variables dimensionales en el cálculo de apertura de boquilla
tangenciales.
Rm = Ro + t r / 2 = 20 ,75 ' '+ 0,1690 ' ' / 2 = 20 ,8345 ' '
ro = ( d ext − 2 × t n ) / 2 = ( 6,625 ' '+ 2 × 0,155 ' ' ) / 2 = 3,1575 ' '
boqu
L = 177 ,8 Mm . = 7 ' '
α 1 = ArcCos ( L + ro R ) = ArcCos ( 7 ' '+ 3,1575 ' ' 20 ,8345 ' ') = 60 ,8215 º
m
α 2 = ArcCos (
L − ro
Rm
) = ArcCos ( 7 ' '+ 3,1575 ' '
) = 79 ,372 º
20 ,8345 ' '
α = α 2 − α 1 = 79 ,372 º − 60 ,8215 º = 18 ,5507 º
d = 2 × Rm × (1 − Cos 2 (α / 2 )) = 2 × 20 ,8345 ' '× (1 − Cos 2 (18 ,5507 º / 2 )) = 6,7162 ' '
5-6.4 Calculo del tamaño del cordón de soldadura requerido
Por UW-16.c se tiene el espesor de la soldadura se calcula como sigue:
t min = Menor 3/4’’ ; Espesor de sección soldada más delgada corroída
t min = Menor 3/4’’ ; 0,155’’ ⇒ t min = 0 ,155 ' '
Luego t c = menor 1/4’ ’; 0 , 7 × t min  ⇒ menor 1/4’’ ; 0 ,1085 ' ' 
t c = 0 ,1085 ' ' Es el espesor mínimo requerido de Soldadura
Se selecciona entonces un espesor de 0,125’’ para el cordón de soldadura entre la
boquilla y el cuerpo del recipiente.
5-6.5 Calculo de limites de refuerzo de boquilla
Por UG-40 se tiene:
1. El Límite Paralelo a la Pared del Recipiente es el mayor entre:
1.1 El diámetro de apertura ⇒ d = 6 , 7162 ' '
1.2 El obtenido por la Ecuación:
R n + t n + t = 3 , 3581 ' ' + 0 ,155 ' ' + 0 , 25 ' ' = 3 , 7631 ' '
1.3 Luego el límite paralelo a la pared del recipiente es
2 × d = 2 × 6 , 7162 ' ' = 13 , 4324 ' '
2. El límite normal a la pared del recipiente es el menor entre:
2.1 2 ,5 × t = 2 ,5 × 0 , 25 ' ' = 0 , 625 ' '
2.2 2 ,5 × t n + t e = 2 ,5 × 0 ,155 ' '+ 0 = 0 ,3875 ' '
2.3 Luego el límite normal a la pared del recipiente es 0 ,3875 ' '
5-6.6 Calculo de compensación de Áreas
De acuerdo al párrafo UG-37, figura UG-37.1 se tiene:
1) Área Requerida por al abertura:
f r 1 = S boq / S cuerpo = 17100 Psi / 20000 Psi = 0 ,855
F =1
t r = 0 , 2387 ' '
t n = 0 , 280 ' '− 0 ,125 ' ' = 0 ,155 ' '
A = 6 , 7162 ' '× 0 , 2387 ' '× 1 + 2 × 0 ,155 ' '× 0 , 2387 ' '× 1 × (1 − 0 ,855 ) = 1, 6139 pu lg 2
F = 1 Plano de mayores esfuerzos por presión en boquillas
2) Área disponible en el cuerpo:
Por UG-40.d.1 se tiene:
Considerando que la boquilla no pasa por ninguna soldadura ( E1 = 1 ), se tiene
entonces que A1 = Mayor entre
9.
10.
6 , 7162 ' '× (1 × 0 , 25 − 1 × 0 , 2387 ' ' ) − 2 × 0 ,155 ' '× (1 × 0 , 25 ' ' − 1 × 0 , 2387 ' ' ) × (1 − 0 , 855 )
= 0 , 0754 pu lg . 2
2 × ( 0 , 25 ' '+ 0 ,155 ' ' ) × (1 × 0 , 25 − 1 × 0 , 2387 ' ' ) − 2 × 0 ,155 ' '× (1 × 0 , 25 ' '− 1 × 0 , 2387 ' ' ) × (1 − 0 ,855 )
= 0 , 0086 pu lg . 2
A1 = 0 ,0754 pu lg . 2
3) Área disponible en la proyección externa de la boquilla:
f r 2 = Sboq / Scuerpo = 17100Psi / 20000Psi = 0,855
tnr = 0,1690' '−0,125' ' = 0,044' '
Por UG-40.d.2 se tiene entonces que A2 = Menor entre:
2
11. 5 × (0,155' '−0,044' ' ) × 0,855 × 0,25' ' = 0,1186 pu lg .
2
12. 5 × (0,155' '−0,044' ' ) × 0,855 × 0,155' ' = 0,0736 pu lg .
A2 = 0 , 0736 pu lg . 2
4) Área disponible en la proyección interna de la boquilla:
A3 = 0 ( No hay
proyección interna disponible)
5) Área disponible en Soldaduras:
Por UG-40.d.3 el área disponible en la soldadura entre la boquilla y cuerpo es:
leg = 0 ,125 ' '
A41 = ( leg ) 2 × fr1 = ( 0 ,125 pu lg .) 2 × 0 ,855 = 0 ,0134 pu lg .2
6) Finalmente se comparan las áreas disponibles y requeridas:
Areq = A = 1,6139 pu lg 2 ≥ A1 + A2 + A3 + A41 = 0 ,1624 pu lg .2
Como el área requerida es mayor que el área disponible, no hay suficiente área de
refuerzo como para compensar a la abertura en el recipiente. Se procede
entonces a colocar un anillo de refuerzo para aportar más área disponible.
El área que debe aportar el anillo de refuerzo debe ser aproximadamente:
Aanillo = Arequerida − Adisponible = 1,6139 pu lg .2 − 0,1624 pu lg .2 = 1,4515 pu lg 2
refuerzo
Dado que el anillo de refuerzo debe ser del mismo material que aquel de la
estructura del recipiente, este se hace de la mismo tipo de lámina, por lo que se
elige:
t e = t no min al = 0,375' ' ; Dint erno = Dexterno = 6,625' '
cuerpo
anillo
tubo
Aanillo = t e × ( Dexterno − Dint erno ) = 1,4515 pu lg .2 ⇒ Dexterno = 10,4957' '
refuerzo
anillo
anillo
anillo
Se toma entonces Dexterno = 11' ' para facilitar el corte del anillo.
anillo
Ahora se debe calcular nuevamente la compensación de áreas:
De acuerdo al párrafo UG-37, figura UG-37.1 se tiene:
1) Área Requerida por al abertura es la misma:
A = 1, 6139 pu lg 2
2) Área disponible en el cuerpo se mantiene igual::
A1 = 0 ,0754 pu lg 2
Por UG-40.d.2 se tiene entonces que
Menor entre:
2
• 5 × (0,155' '−0,044' ' ) × 0,855 × 0,25' ' = 0,1186 pu lg .
• 2 × (0,155' '−0,044' ' ) × (2,5 × 0,155' '+0,375' ' ) × 0,855 = 0,1447 pu lg .2
A2 = 0 ,1186 pu lg 2
3) Área disponible en la proyección interna de la boquilla: A3 = 0 ( No hay
proyección interna disponible)
4) Área disponible en Soldaduras:
Se deben dimensionar nuevamente las soldaduras;
t 41 = 0 ,7 × t min = 0 ,7 × 0 ,155 ' ' = 0 ,1085 ' ' ⇒ leg = 0 ,125 ' '
f r 3 = Menor  Sboq / Scuerpo = 0,855; Srefuerzo / Scuerpo = 1; 
f r 3 = 0 ,855
A41 = ( 0 ,125 ) 2 × 0 ,855 = 0 ,0134 pu lg .2
t 42 = 0 ,7 × t min = 0 ,7 × 0 , 25 ' ' = 0 ,175 ' ' ⇒ leg = 0 , 25 ' '
f r 4 = S refuezo / S cuerpo = 1
A42 = ( 0 , 25 ) 2 × 1 = 0 ,0625 pu lg .2
5) Se calcula el área aportada por el anillo de refuerzo:
A5 = (11' '−6,7162' '−2 × 0,155' ' ) × 0,375' '×1 = 1,4902 pu lg .2
6) Finalmente se comparan la nueva área disponible y el área requerida:
Areq = A = 1,6139 pu lg 2 ≤ A1 + A2 + A3 + A41 + A42 + A5 = 1,7601 pu lg .2
Ahora la boquilla esta suficientemente reforzada.
8) Se debe verificar que el refuerza se encuentra dentro de los límites de refuerzo:
Por UG-40 se tiene:
8.1) El limite de refuerzo paralelo a la pared del recipiente se mantiene igual =
= 13 , 4324 ' '
8.2) El límite normal a la superficie del equipo es:
El menor entre  2,5 × 0,25 = 0,625' '
;
2,5 × 0,155' '+0,375' ' = 0,7625  = 0 , 625 ' '
Se verifica entonces que el anillo se encuentra dentro de los límites de refuerzo,
por lo que el refuerzo es efectivo.
5-6.7 Calculo de cargas en soldaduras y chequeo de los caminos de
esfuerzo.
1) Cálculo de carga total sobre la soldadura y cargas sobre los caminos de
esfuerzo: Por UG-41.b.2 se tiene:
W = [1,6139− 0,0754+ 2 × 0,155× 0,855× (1× 0,25 −1× 0,2387)] pulg.2 × 20000Psi
W = 30829,9Lbs
Por UG-41.b.1 se tiene:
W1−1 = [0,1186 + 1,4902 + 0,0134 + 0,0625] pu lg.2 × 20000Psi
W1−1 = 33694Lbs
W2−2 = [0,1186 + 0 + 0,0134 + 0 + 2 × 0,155× 0,25× 0,855] pu lg.2 × 20000Psi
W2−2 = 3965,25Lbs
W3−3 = [0,1186 + 0 + 1,4902 + 0,0134 + 0,0625 + 2 × 0,155× 0,25× 0,855] pu lg.2 × 20000Psi
W3−3 = 35019,25Lbs
2) Calculo de los esfuerzos unitarios en las soldaduras, como se muestra en el
ejemplo de cálculo del apéndice no obligante L.7.8 del Código ASME :
2.1) Esfuerzo de corte en la soldadura a filete externa de la boquilla
= 17100 Psi × 0 , 49 = 8379 Psi
2.2) Esfuerzo de corte en la soldadura a filete externa del refuerzo
= 20000 Psi × 0 , 49 = 9800 Psi
2.3) Esfuerzo de corte en la pared de la boquilla = 17100 Psi × 0 ,7 = 11970 Psi
2.4) Esfuerzo de tensión en la soldadura de ranura de la boquilla
= 17100 Psi × 0 , 74 = 12654 Psi
2.5) Esfuerzo de tensión en la soldadura de ranura del refuerzo
= 17100 × 0 , 75 = 12654 Psi
3) Se calculan las cargas máximas admisibles que ejercen los esfuerzos unitarios
máximos:
3.1) Carga Cortante en la soldadura externa de la boquilla
= π / 2 × 6 ,625 ' '× 0 ,125 ' '× 8379 Psi = 10899 ,53 Lbs
3.2) Carga cortante en la soldadura externa del elemento
= π / 2 × 11 ' '× 0 , 25 ' ' = 9800 Psi = 42332 ,93 Lbs
3.3) Carga cortante en la pared de la boquilla
= π / 2 × ( 6 ,625 ' '− 0 ,155 ' ' ) × 0 ,155 ' '× 11970 Psi = 18856 Lbs
3.4) Carga de tensión en la soldadura de ranura de la boquilla
= π / 2 × 6 , 625 ' '× 0 ,375 ' '× 12654 Psi = 49381 ,52 Lbs
3.5) Carga de tensión en la soldadura de ranura del elemento
= π / 2 × 6 ,625 ' '× 0 , 25 ' '× 12654 Psi = 32921 , 02 Lbs
4) Chequeo de los caminos de esfuerzo:
4.1) Camino1-1= ( 42332 ,93 + 18856 ) Lbs = 61188 ,93 Lbs ≥ 33694 Lbs
4.2) Camino2-2 =
(10899 ,53 + 49381,52 + 32921,02 ) Lbs = 93202 ,07 Lbs ≥ 3965 ,25 Lbs
4.3) Camino3-3 = ( 42332 ,93 + 32921,02 ) Lbs = 75253 ,94 Lbs ≥ 35019 ,25 Lbs
4.4) Adicionalmente se comprueba que cada camino esfuerzo soporta la carga
máxima que actúa sobre los elementos de conexión 30829 ,9 Lbs por lo que la
boquilla esta correctamente diseñada.
En el anexo V del CD se muestran las hojas de calculo correspondientes al resto
de las boquillas del recipiente a presión que se esta diseñando y los resultados
obtenidos.
5-7 Metodología de Calculo de Conexión Bridada con Empacadura tipo
anular
Dado que las bridas opcionales son más fáciles de fabricar e instalar, se
selecciona una conexión de esta especie para el regenerador de glicol; de todos
modos esta conexión será calculada como una brida integral para asegurar una
adecuada resistencia mecánica de la conexión.
5-7.1 Cálculos previos
Phidrostáti ca = 1,2 Psi
max ima
Pdiseño = 1,2 Psi + 75 Psi = 76, 2 Psi
Adicionalmente de la hoja de datos y de las especificaciones del proyecto se tiene
que el tipo de empacadura a emplear es PTFE-COATED que es un tipo de
empacadura recubierta de teflón y que tiene las siguientes propiedades;
•
Factor de empacadura: m = 2
•
Esfuerzo de asentamiento y = 2500 Psi
•
Ancho básico de asentamiento de junta bo se calcula según el diagrama (1.a)
de la figura ( ) ⇒ bo = N / 2 , Donde N es el ancho posible de contacto de la
empacadura, que este caso es igual al ancho de la empacadura pues ambas
caras de la conexión son planas.
Entonces:
N = ( D externo
− Dint erno
empacadura
) / 2 = ( 45 ' '− 42 ' ' ) / 2 = 1,5 ' ' ⇒ bo = N / 2 = 1,5 ' ' / 2 = 0 , 75 ' '
empacadura
bo = 0 , 75 ' ' ≥ 1 / 4 ' ' ⇒ b = 0 ,5 × 0 , 75 = 0 , 433 ' ' ⇒ G = 45 ' '− 2 × 0 , 433 ' ' = 44 ,134 ' '
5-7.2 Calculo de cargas en los pernos
5-7.2.1 En condiciones de operación
La carga mínima requerida por pernos en condiciones de operación viene dada
por la expresión:
Wm1 = H + H p = 0,785 × ( 44,134 ' ' ) 2 × 76, 2 Psi + ( 2 × 0, 433' '× 3,14 × 44,134 ' '× 2 × 76,2 Psi )
Wm1 = 134801,815 Lbs
5-7.2.2 En condiciones de asentamiento de junta.
La carga mínima requerida para el asentamiento de la junta viene dada por la
expresión:
Wm 2 = (3,14 × 0,433' '×44,134' '×2500 Psi) = 150013,673Lbs
Como Wm 2 ≥ Wm1 , las proporciones de la brida dependerán mas de los pernos que
de la presión interna.
5-7.2.3 Calculo de área requerida de apernado Am y área actual provista por
los pernos Ab .
S a (68º F ) = 25000 Psi ; S b ( 500 º F ) = 25000 Psi , Luego Am es el mayor entre
•
Am1 = 134801,815Lbs / 25000 Psi = 5,3921 pug 2
•
Am 2 = 150013,673Lbs / 25000 Psi = 6,0005 pu lg 2
Entonces Am = 6,0005 pu lg 2 . Seleccionando 48 pernos de 5/8’’ de diámetro se
tiene un área de apernado:
Ab = 48 × π × (0,625' ' ) 2 / 4 = 14,726 pu lg 2 ≥ Am (6,0005 pu lg 2 )
Los pernos proveen suficiente área.
5-7.2.4 Carga en los pernos para el diseño de la brida.
•
Para condiciones de operación: W = Wm1 = 134801,815 Lbs
•
Para condiciones de asentamiento de junta:
W = (6,0005 + 14,726) pu lg 2 × 25000 Psi / 2 = 259081,25 Lbs
5-7.3 Momentos en la Brida
Los momentos en la brida en condiciones de operación se calculan como:
•
Momento producido por la carga hidrostática en la cara interna de la brida
B = 42 ' '−2 × 0,375 ' ' = 41,25 ' '
H D = 0,785 × ( 41, 25 ' ' ) 2 × 76 , 2 Psi = 101782 ,36 Psi
hD = R + 0,5 g1
g o = 0,375 ' '
g1 = g o + 0, 25 ' ' = 0,375 ' '+ 0, 25 ' ' = 0,625 ' '
R = (C − B ) / 2 − g1 = ( 46 ' '−41, 25 ' ' ) / 2 − 0,625 ' ' = 1,75 ' '
hD = 1,75 ' '+0,5 × 0,625 ' ' = 2,0625 ' '
M D = 101782 ,36 Lbs × 2,0625 ' ' = 209926 ,1175 Lbs × pu lg
Momento producido por la carga en la empacadura de la brida
•
hG = (C − G) / 2 = (46' '−44,134' ' ) / 2 = 0,933' '
HG = Woperación− H = 134801,815Lbs−116512,148Lbs = 18289,667Lbs
MG = 18289,667Lbs× 0,933' ' = 17064,26Lbs× pulg
Momento producido por la diferencia entra la carga hidrostática total y la carga
•
hidrostática en la cara interna de la brida
hT = ( R + g1 + hg ) / 2 = (1,75' '+0,625' '+0,933' ' ) / 2 = 1,6540' '
H T = 116512,48Lbs − 101782,36Lbs = 14730,12Lbs
M T = 14730,12Lbs × 1,6540' ' = 24363,618Lbs × pu lg
Momento Total que actúa sobre la brida en condiciones de operación
•
= M D + M T + M G = 251354 Lbs × pu lg
Mo
operaciòn
En condiciones de asentamiento el cálculo es mucho mas sencillo, pues el
momento total que actúa sobre la brida en estas condiciones viene dado por la
expresión:
= 259081,25Lbs × (46' '−44,134' ' ) = 241722,806Lbs × pu lg
2
asentamiento
Mo
de junta
5-7.4 Esfuerzos en la Brida
•
1.
Esfuerzo longitudinal actuando en la brida:
g 1 / g 0 = 0,625 ' ' / 0,375 ' ' = 1,6667
h = 0,375 ;
ho =
B × go =
41,25 ' '× 0,375 ' ' = 3,933 ;
2. De la figura 3-4 del anexo III se obtiene
f = 2 ,3
3. Por otra parte se calcula la relación de aspecto de la brida:
D ext
k =
brida
D int
brida
= A / B = 49 ' ' / 41 , 25 ' ' = 1,1879
h / ho = 0,0954
De la figura 3-5 del anexo III se hallan los factores adimensionales T ; U ; Y y
Z
T = 1,8438 ; U = 12 , 4924 ; Y = 11 , 3681 ; Z = 5 ,8655
4. De la figuras 3-6 y 3-7 del anexo III se hallan los valores de los factores
adimensionales
F y V
para bridas integrales
F = 0 ,9
;
[pu lg ] para bridas integrales con la
3
d
5. Se calcula el valor del factor
V = 0 , 46
ecuación:
d = 12 , 4924 / 0 , 46 × ( 3 ,933 ' '× ( 0 , 375 ' ' ) 2 ) = 15 , 02 pu lg 3
6. Se calcula el valor del factor e
[pu lg ] para bridas integrales según la
−1
ecuación:
e = 0 , 9 / 3 , 933 ' ' = 0 , 2288 pu lg − 1
7. Se supone el valor del espesor de la brida en
t = 2 pu lg
8. Se tiene que el valor de L se obtiene como:
−1
(
2
pu
lg
×
0
,
2288
pu
lg
+ 1)
L=
(1,8438)
3
(
2
pu
lg)
+
15,05 pu lg 3
L = 1,3232
9. Finalmente:
•
Esfuerzo Longitudinal actuando en la brida:
S HCondiciones = (2,3 × 251354Lbs × pu lg)
de operación
S HCondiciones = 27115,1458Psi
de operación
(1,3232× (0,625pu lg)2 × 41,25 pu lg)
SHasentamiento = (2,3× 241722,806Lbs× pulg)
(1,3232× (0,625pulg)2 × 41,25pulg)
de junta
SHasentamiento = 26077,0503Psi
de junta
•
Esfuerzo Radial actuando en la brida:
−1
SRcondiciones = (1,33× 2 pulg× 0,2288pulg +1) × 251354Lbs× pulg
de operación
(1,3232× (2 pulg)2 × 41,25pulg)
SRcondiciones = 1852,0668Psi
de operación
−1
,806Lbs× pulg
SRasentamiento = (1,33×2pulg×0,2288pulg +1)×241722
(1,3232×(2pulg)2 ×41,25pulg)
de junta
SRasentamiento =1780,9774Psi
de junta
•
Esfuerzo Tangencial actuando en la brida:
STcondiciones = 11,3681×251354Lbs× pulg
−5,8655×1852,0668Psi
((2pulg)2 ×41,25pulg)
de operación
STcondiciones = 6454,3834Psi
de operacion
×241722
,806Lbs× pulg
STasentamien
−5,8655×1780
,977Psi
=11,3681
do
((2pulg)2 ×41,25pulg)
de junta
STasentamien
= 6207
,3178Psi
to
de junta
5-7.5 Esfuerzos máximos admisibles en la Brida
La brida y el cuerpo se hacen del mismo material: SA-516-70N
Scuerpo (68º F ) = Sbrida (68º F ) = 20000 Psi
S cuerpo ( 500 º F ) = S brida ( 500 º F ) = 20000 Psi
Los esfuerzos en la brida calculados según las relaciones de la sección anterior,
en su condición más crítica, no deben exceder los siguientes valores:
•
S H Condiciones (crítico ) = 27115,1458 Psi ≤ 1,5 × 20000 Psi = 30000 Psi
de operación
•
S RCondiciones (crítico ) = 1852 ,0668 Psi ≤ 20000 Psi
de operación
•
STCondiciones (crítico ) = 6454 ,3834 Psi ≤ 20000 Psi
de operación
•
El promedio aritmético de los esfuerzos longitudinal y radial debe cumplir con:
( 27115 ,1458 + 1852 , 0668 ) Psi
•
= 14483 , 6063 Psi ≤ 20000 Psi
2
El promedio aritmético de los esfuerzos longitudinal y tangencial debe cumplir
con:
( 27115 ,1458 + 6454 , 3834 ) Psi
2
= 16784 , 7646 Psi ≤ 20000 Psi
Dado que las cinco condiciones se cumplen, entonces se tiene una conexión
bridada apropiadamente diseñada por presión interna.
5-7.6 Metodología de Calculo de Conexión Bridada con Empacadura tipo
Anular Sometida a Presión Externa
5-7.6.1 Cálculos previos
•
Pexterna = 15 Psi
•
Factor de empacadura: m = 2
•
Esfuerzo de asentamiento y = 2500 Psi
•
N = 1,5 ' ' ⇒ b o = 0 , 75 ' '
b = 0 , 433 ' ' ⇒ G = 44 ,134 ' '
5-7.6.2 Calculo de cargas en los pernos en condiciones de operación
La carga mínima requerida por pernos en condiciones de operación viene dada
por la expresión:
Wm1 = H + H p = 0,785× (44,134' ' )2 ×15Psi + (2 × 0,433' '×3,14× 44,134' '×2 ×15Psi)
Wm1 = 26535,8675Lbs
5-7.6.3 Calculo de cargas en los pernos en condiciones de asentamiento de
junta.
La carga mínima requerida para el asentamiento de la junta viene dada por la
expresión:
Wm2 = (3,14 × 0,433' '×44,134' '×2500Psi) = 150013,673Lbs
Como Wm 2 ≥ Wm1 , las proporciones de la brida dependerán mas de los pernos que
de la presión interna.
5-7.6.4 Calculo de área requerida de apernado Am y área actual provista por
los pernos Ab .
S a (68º F ) = 25000 Psi ; S b ( 500 º F ) = 25000 Psi Luego Am es el mayor entre
•
Am1 = 26535,8675Lbs / 25000 Psi = 1,06143 pug 2
•
Am 2 = 150013,673Lbs / 25000 Psi = 6,0005 pu lg 2
Entonces Am = 6,0005 pu lg 2 . Seleccionando 48 pernos de 5/8’’ de diámetro se
tiene un área de apernado:
Ab = 48 × π × (0,625' ' ) 2 / 4 = 14,726 pu lg 2 ≥ Am (6,0005 pu lg 2 )
Los pernos proveen suficiente área.
5-7.6.5 Carga en los pernos para el diseño de la brida.
•
Para condiciones de operación: W = Wm1 = 26535,8675Lbs
•
Para condiciones de asentamiento de junta:
W = (6,0005 + 14,726) pu lg 2 × 25000 Psi / 2 = 259081,25 Lbs
5-7.6.6 Momentos en la Brida
Los momentos en la brida en condiciones de operación se calculan como:
•
Momento en la brida por presión externa en condiciones de operación
hG = (C − G ) / 2 = ( 46' '−44,134' ' ) / 2 = 0,933' '
B = 42' '−2 × 0,375' ' = 41,25' '
H D = 0,785 × ( 41,25' ' ) 2 × 15 Psi = 20035,8984 Psi
hD = R + 0,5 g1
g o = 0,375' '
g1 = g o + 0,25' ' = 0,375' '+0,25' ' = 0,625' '
R = (C − B) / 2 − g1 = (46' '−41,25' ' ) / 2 − 0,625' ' = 1,75' '
hD = 1,75' '+0,5 × 0,625' ' = 2,0625' '
hT = ( R + g1 + hg ) / 2 = (1,75' '+0,625' '+0,933' ' ) / 2 = 1,6540' '
H T = 22935,4358Lbs − 20035,8984 Lbs = 2899,5374 Lbs
= H D × (hD − hG ) + H T × ( hT − hG ) = 24720,8408Lbs × pu lg
Mo
operaciòn
Momento en la brida por presión externa en condiciones de asentamiento de
•
junta
= Wasentamiento × hG = 259081,25Lbs × 0,933' ' = 241722,806 Lbs × pu lg
Mo
asentamiento
de junta
de
junta
5-7.6.7 Esfuerzos en la Brida
Esfuerzo longitudinal actuando en la brida:
•
S H Condiciones = ( 2,3 × 24720,8408 Lbs × pu lg)
de operación
(1,3232 × (0,625 pu lg) 2 × 41,25 pu lg)
S H Condiciones = 2666,7456 Psi
de operación
S H asentamiento = (2,3 × 241722,806Lbs × pu lg)
de
junta
(1,3232× (0,625 pu lg)2 × 41,25 pu lg)
S H asentamiento = 26077,0503Psi
de
junta
Esfuerzo Radial actuando en la brida:
•
−1
S Rcondicione s = (1,33 × 2 pu lg× 0,2288 pu lg + 1) × 24720,8408 Lbs × pu lg
de operación
(1,3232 × ( 2 pu lg) 2 × 41,25 pu lg)
S Rcondicione s = 182,1520 Psi
de operación
−1
S Rasentamiento = (1,33 × 2 pu lg× 0,2288 pu lg + 1) × 241722,806 Lbs × pu lg
de
junta
S Rasentamiento = 1780,9774Psi
de
junta
(1,3232 × (2 pu lg) 2 × 41,25 pu lg)
Esfuerzo Tangencial actuando en la brida:
•
STcondiciones = 11,3681× 24720,8408Lbs × pu lg
(( 2 pu lg) 2 × 41,25 pu lg)
de operación
− 5,8655 × 182,1520 Psi
ST condiciones = 634,7969 Psi
de operacion
STasentamiendo = 11,3681× 241722,806 Lbs × pu lg
de
junta
((2 pu lg) 2 × 41,25 pu lg)
− 5,8655 × 1780,977 Psi
STasentamiento = 6207,3178Psi
de
junta
5-7.6.8 Esfuerzos máximos admisibles en la Brida
La brida y el cuerpo se hacen del mismo material: SA-516-70N
;
Scuerpo (68º F ) = Sbrida (68º F ) = 20000 Psi
S cuerpo ( 500 º F ) = S brida ( 500 º F ) = 20000 Psi
Los esfuerzos en la brida calculados según las relaciones de la sección anterior,
en su condición más crítica, no deben exceder los siguientes valores:
•
S H asentamiento (crítico ) = 26077 ,0503 Psi ≤ 1,5 × 20000 Psi = 30000 Psi
de
•
S Rasentamiento (crítico ) = 1780 ,9794 Psi ≤ 20000 Psi
de
•
junta
STasentamiento (crítico ) = 6207 ,3178 Psi ≤ 20000 Psi
de
•
junta
junta
El promedio aritmético de los esfuerzos longitudinal y radial debe cumplir con:
( 26077 , 0503 + 1780 , 9794 ) Psi
•
2
= 13929 , 0149 Psi ≤ 20000 Psi
El promedio aritmético de los esfuerzos longitudinal y tangencial debe cumplir
con:
( 26077 , 0503 + 6207 , 3178 ) Psi
2
= 16142 ,1840 Psi ≤ 20000 Psi
Dado que las cinco condiciones se cumplen, entonces se tiene una conexión
bridada apropiadamente diseñada por presión externa.
La conexión brindada funciona adecuadamente tanto para presión interna, como
para presión externa.
Luego; se tiene que las dimensiones de la brida a instalar son las siguientes:
D externo = A = 49 pu lg . ;
D int erno = D int erno = 41, 25 pu lg ;
brida
brida
= 45 pu lg ;
D externo
cuerpo
= 42 pu lg ;
D int erno
empacadura
D circulo = C = 46 pu lg
pernos
g o = 0 ,375 pu lg ;
g 1 = 0 ,625 pu lg
empacadura
t brida = 2 pu lg ;
D pernos = 5 / 8 pu lg ;
N º pernos = 48 ;
h1 = 0 ,375 pu lg ;
h = 0 ,625 pu lg ;
w = 0 ,625 pu lg
e = 0 ,625 pu lg
5-8 Cálculos de Tapa Plana en Recipientes a Presión Cilíndricos
De la figura 4-1 se tiene el esquema de conexión a emplear en el diseño del
cabezal plano, de allí se tiene que C = 0,3
•
En condiciones de operación se tiene:
E =1
S (500º F ) = 20000Psi
P = Pdiseño + Phidrostática = 76,2Psi
m ' axima
hG = 0,933 pu lg
d = Dcirculo − 2 × hG = 46' '−2 × 0,933' ' = 44,134 pu lg
pernos
W = Wcondiciones
= 134801,815Lbs
de operación
t tapa = 44,134 pu lg× 0,3 × 76,2Psi
(20000Psi ×1)
+ 1,9 ×134801,815Lbs × 0,933 pu lg
3
(20000Psi ×1× (44,134 pu lg)
= 1,5802 pu lg .
t tapa
condiciones
de operación
•
En condiciones de asentamiento de junta se tiene:
E =1
S (68º F ) = 20000Psi
P=0
hG = 0,933pu lg
d = Dcirculo − 2 × hG = 46' '−2 × 0,933' ' = 44,134 pu lg
pernos
W = Wasentamiento = 150013,673Lbs
de
junta
t tapa = 44,134 pu lg× 0,3 × 0
t tapa
asentamiento
de junta
= 0,5489 pu lg .
(20000Psi ×1)
+ 1,9 ×150013,673Lbs × 0,933pu lg
3
(20000Psi ×1× (44,134 pu lg)
L espesor mínimo requerido, considerando el margen por corrosión debe ser
t tapa = 1,5802 pu lg + 0,125 pu lg = 1,7052 pu lg . Luego se selección una tapa plana con
t tapa = 1.75 pu lg . Dexterno
= Dexterno = 49"
Tapa Plana
Birda
5-9 Cálculos de Abertura “N7A” y “N7B” en la Tapa Plana
•
Diámetro Nominal de Boquilla: 14 pulgadas
•
Diámetro Externo de Boquilla: 14 pulgadas
•
Ubicación: Tapa Plana
•
Material: Tubo sin costura (SA-106-B).
•
Espesor de tubería Standard: 0,375 pulgadas
•
Columna de Liquido en la boquilla: 23,673pulg (601,2842 Mm.)
5-9.1 Se verifica UG-39 para aberturas en cabezales planos.
1. Se debe verificar las siguiente condiciones para poder diseñar las aberturas
según las reglas de UG-39:
•
Las aberturas no están dentro del rango especificado en UG-36.c.3, como
se muestra en la figura ( )
•
El diámetro de las aberturas exceden un cuarto del diámetro de la tapa
Daberturas = 14' ' ≥ Dtapa / 4 = 49' ' / 4 = 12,25' '
Las aberturas pueden ser diseñadas por las reglas de UG-39
2. Para tapas con múltiples aperturas se debe verificar que:
•
Ninguna de las aberturas tiene un diámetro mayor a la mitad del diámetro
de la tapa plana
Daberturas = 14' ' ≥ Dtapa / 2 = 49' ' / 2 = 24,5' '
•
Ningún par de aberturas tiene un diámetro promedio mayor que la cuarta
parte del diámetro de la tapa
Dmedio
= (14' '+14' ' ) / 2 = 14' ' ≥ Dtapa / 4 = 49' ' / 4 = 12,25' '
aberturas
Esta regla no se cumple. De todos se continuara haciendo el diseño por UG-39
y luego el refuerzo será modificado de formal tal que el 50% del material de
refuerzo este contenido en la zona que hay entre las boquillas. Esto se hace
colocando un solo refuerzo que abarca ambas boquillas conjuntamente. Como
se muestra en la figura ( ) de los anexos.
•
La distancia entre cualquier par de aberturas adyacentes es igual o mayor
que el doble de diámetro medio del par
P = 21,25' ' = 14' ' ≥ Dmedio
= 14' '
boquillas
3. En ningún caso se debe tener:
•
La distancia entre los bordes U 1 de dos abertura adyacentes debe ser
menor a un cuarto del diámetro de la abertura mas pequeña del par
U 1 = 5' ' ≥ Daberturas / 4 = 14' ' / 4 = 3,5' '
•
La distancia entre el borde de cualquier abertura y el borde de la tapa plana
U 3 debe ser menor que un cuarto del diámetro de la abertura en cuestión
U 3 = 4,625' ' ≥ 14' ' / 4 = 3.5' '
Entonces se tiene que tomando las siguientes dimensiones se tiene una ubicación
adecuada de las aberturas, considerando que el refuerzo debe abarcar ambas
boquillas:
U 1 = 5 pu lg ; U 3 = 4 ,625 ' ' ;
P = 21, 25 ' ' ;
R = 11, 75 ' ' ;
h1 = 5,125 ' ' ;
h 2 = 3,5' '
Ahora se procede a realizar el cálculo de refuerzo requerido y compensación de
áreas se hace del mismo modo que para boquillas en el cuerpo de recipiente, con
la excepción de que el área requerida de refuerzo de las boquillas se calcula
como:
A = 0,5 × d × t + t × t n × (1 − f r1 )
Ec. 4-2.1
5-9.2 Calculo de la presión de diseño de las aberturas en la tapa plana
1. Se calcula la máxima presión de trabajo del cabezal plano a partir de la
ecuación 4-1.1
 t  2
 W ∗ hG
 S tapa × E
 ×
MAWPtapa =   − 1,9 × 
 S × E × d 3 
C
plana
 d 
tapa


 1,75' '  2
 134801,815Lbs × 0,933' '  20000 Psi × 1
 ×
MAWPtapa = 
= 95,553Psi
 − 1,9 × 
3 
0,3
plana
 44,134' ' 
 20000 Psi × 1 × ( 44,134' ' ) 
2. Se calcula la presión hidrostática en las aperturas:
Pestatica = 0.6012842mts × 9.81mts / seg 2 × 1000 Kg / mts 3 × 1.04 = 6134,5419 Pa = 0,8897 Psi
Presión de Diseño:
•
Pdiseño = MAWP tapa + Phidrsotática = 95,553Psi + 0,8897 Psi = 96,4427 Psi
5-9.3 Calculo del espesor mínimo requerido por el cuello de la boquilla
1. Por (UG-45.a)
tr n =
17100
96 , 4427 Psi × 7 ' '
+ 0 ,125 pu lg . = 0 ,1644 ' '
Psi × 1 + 0 , 4 × 96 , 4427 Psi
2. Por (UG-45.b) se calcula tanto para presión interna como para presión externa:
2.1 Por Presión Interna (UG-45.b.1):
t tapa = 44,134 pu lg× 0,3 × 96,4427Psi
t tapa
(20000Psi ×1)
+ 1,9 ×134801,815Lbs × 0,933 pu lg
3
(20000Psi ×1× (44,134 pu lg)
+ 0,125
= 1,8824 pu lg .
condiciones
de operación
2.2 Por Presión Externa (UG-45.b.2):
ttapa = 44 ,134 pu lg × 0,3 × 15 Psi
ttapa
( 20000 Psi × 1)
+ 1,9 × 134801 ,815 Lbs × 0,933 pu lg
3
( 20000 Psi × 1 × ( 44 ,134 pu lg)
+ 0,125
= 0,9670 pu lg .
condicione s
de operación
2.3 Por (UG-45.b.3) t r debe ser el mayor entre 2.1 y 2.2 ⇒ t r = 1,8824 ' '
2.4 Por (UG-45.b.4)
t r = t std − 12 ,5 % + C . A. ⇒ t r = 0 ,375 ' '× (1 − 0 .125 ) + 0 .125 ' ' = 0 , 4531 ' '
2.5 Por (UG-45.b) el mínimo espesor t r debe ser el menor entre 2.3 y 2.4
⇒ t r = 0 , 4531 ' '
2.6 Finalmente el mínimo espesor requerido t r debe ser el mayor entre 1 y 2.5
⇒ t r = 0 , 4531 ' '
Ahora se selecciona el espesor de tubería más cercano por exceso:
⇒ t r = 0 ,5000 ' ' ⇒ t corroido = 0 ,5 ' '− 0 ,125 ' ' = 0 ,375 ' '
boquilla
Se elije entonces un tubo de 14 ‘’ de diámetro nominal y Schedule 60 (sch. x-stg).
5-9.4 Calculo de dimensiones de apertura
La aperturas son equivalentes al diámetro al diámetro externo del tubo, pues están
echas sobre una superficie plana.
d aberturas = 14 ' '
5-9.5 Calculo del tamaño del cordón de soldadura requerido
Por UW-16.c se tiene el espesor de la soldadura se calcula como sigue:
t min = Menor 3/4’’ ; 0,375’’ ⇒ t min = 0 ,375 ' '
Luego t c = menor 1/4’ ’; 0 , 7 × t min  ⇒ menor 1/4’’ ; 0 , 2625 ' ' 
t c = 0 , 25 ' ' Es el espesor mínimo requerido de Soldadura
Se selecciona entonces un espesor de 0,625’’ para el cordón de soldadura entre la
boquilla y el cuerpo del recipiente.
5-9.6 Calculo de límites de refuerzo de boquilla
Por UG-40 se tiene:
1. El Límite Paralelo a la Pared del Recipiente es el mayor entre:
1.1 El diámetro de apertura ⇒ d = 14 ' '
1.2 El obtenido por la Ecuación:
R n + t n + t = 7 ' '+ 0 ,375 ' '+ (1,75 ' '− 0 ,125 ' ' ) = 9 ' '
1.3 Luego el límite paralelo a la pared del recipiente es
2 × d = 2 × 14 ' ' = 28 ' '
2. El límite normal a la pared del recipiente es el menor entre:
2.1 2 ,5 × t = 2 ,5 × (1, 75 ' '− 0 ,125 ' ' ) = 4 , 0625 ' '
2.2 2 ,5 × t n + t e = 2 ,5 × 0 ,375 ' '+ 0 = 0 ,9375 ' '
2.3 Luego el límite normal a la pared del recipiente es 0 ,9375 ' '
5-9.7 Calculo de compensación de Áreas
De acuerdo al párrafo UG-37, figura UG-37.1 se tiene:
1) Área Requerida por al abertura por la ecuación ( ):
f r 1 = S boq / S cuerpo = 17100 Psi / 20000 Psi = 0 ,855
t = 1,75 ' '− 0 ,125 ' ' = 1, 625 ' ' ;
t n = 0 ,375 ' ' ;
t r = 1,5802 ' ' ;
t nr = 0 ,1644 ' ' ;
d = 14 ' '
A = 0,5 × 14' '×1,625' '+1,625' '×0,375' '×(1 − 0,855) = 11,4634 pu lg 2
2) Área disponible en el cuerpo:
Por UG-40.d.1 se tiene que A1 = Mayor entre:
13.
14.
14 ' '× (1 × 1, 625 ' '− 1 × 1,5802 ' ' ) − 2 × 0 ,375 ' '× (1 × 1, 625 ' '− 1 × 1,5802 ' ' ) × (1 − 0 ,855 )
= 0 , 6223 pu lg . 2
2 × (1,625 ' '+ 0,375 ' ' ) × (1 × 1,625 − 1 × 1,5802 ' ' ) − 2 × 0,375 ' '×(1 × 1,625 ' '−1 × 1,5802 ' ' ) × (1 − 0,855 )
= 0,1743 pu lg . 2
A1 = 0 ,6223 pu lg . 2
3) Área disponible en la proyección externa de la boquilla:
f r 2 = Sboq / Scuerpo = 17100Psi / 20000Psi = 0,855
Por UG-40.d.2 se tiene entonces que A2 = Menor entre:
2
15. 5 × (0,375' '−0,1644' ' ) × 0,855 × 1,625' ' = 1,4630 pu lg .
2
16. 5 × (0,375' '−0,1644' ' ) × 0,855 × 0,375' ' = 0,3376 pu lg .
A2 = 0 ,3376 pu lg . 2
4) Área disponible en la proyección interna de la boquilla:
A3 = 0 ( No hay
proyección interna disponible)
5) Área disponible en Soldaduras:
Por UG-40.d.3 el área disponible en la soldadura entre la boquilla y cuerpo es:
leg = 0 ,625 ' '
A41 = ( leg ) 2 × fr1 = ( 0 ,625 ) 2 × 0 ,855 = 0 ,334 pu lg .2
6) Finalmente se comparan las áreas disponibles y requeridas:
Areq = A = 11, 4634 pu lg 2 ≥ A1 + A2 + A3 + A41 = 1, 2939 pu lg .2
Como el área requerida es mayor que el área disponible, no hay suficiente área de
refuerzo como para compensar a la abertura en el recipiente. El área que debe
aportar el anillo de refuerzo debe ser aproximadamente:
Aanillo = Arequerida − Adisponible = 11,4634 pu lg .2 − 1,2939 pu lg .2 = 10,1695 pu lg 2
refuerzo
Dado que el anillo de refuerzo debe ser del mismo material que aquel de la tapa
plana, se elige:
te = tno min al = 1,75' ' ; Dint erno = Dexterno = 14' '
cuerpo
Aanillo
refuerzo
anillo
tubo
= te × ( Dexterno − Dint erno ) = 10,1695 pu lg .2 ⇒ Dexterno = 19,8111' '
anillo
anillo
anillo
Se toma entonces Dexterno = 20' ' para facilitar el corte del anillo.
anillo
Ahora se debe calcular nuevamente la compensación de áreas:
1) Área Requerida por al abertura es la misma:
A = 11, 4634 pu lg 2
2) Área disponible en el cuerpo se mantiene igual:
A1 = 0 ,6223 pu lg . 2
3) Por UG-40.d.2 se tiene entonces que A2 = Menor entre:
2
17. 5 × (0,375' '−0,1644' ' ) × 0,855 × 1,625' ' = 1,4630 pu lg .
2
18. 2 × (0,375' '−0,1644' ' ) × (2,5 × 0,375' '+1,75' ' ) × 0,855 = 0,9678 pu lg .
A2 = 0 ,9678 pu lg . 2
4) Área disponible en la proyección interna de la boquilla:
A3 = 0 ( No hay
proyección interna disponible)
5) Área disponible en Soldaduras:
Se deben dimensionar nuevamente las soldaduras;
t 41 = 0 ,7 × t min = 0 ,7 × 0 ,375 ' ' = 0 , 2625 ' ' ⇒ leg = 0 ,625 ' '
f r 3 = Menor  S boq / S cuerpo = 17100 Psi / 20000 Psi = 0 ,855 ; S refuerzo / S cuerpo = 1 
f r 3 = 0 ,855
A41 = ( 0 ,625 ) 2 × 0 ,855 = 0 ,334 pu lg .2
t 42 = 0 ,7 × t min = 0 ,7 × 0 ,5 ' ' = 0 ,35 ' ' ⇒ leg = 0 ,875 ' '
f r 4 = S refuezo / S cuerpo = 1
A42 = ( 0 ,875 ) 2 × 1 = 0, 7656 pu lg .2
6) Se calcula el área aportada por el anillo de refuerzo:
A5 = (20' '−14' '−2 × 0,375' ' ) × 1,75' '×1 = 9,1875 pu lg .2
7) Finalmente se comparan la nueva área disponible y el área requerida:
Areq = A = 11, 4634 pu lg 2 ≤ A1 + A2 + A3 + A41 + A42 + A5 = 11,8772 pu lg .2
Ahora la boquilla esta suficientemente reforzada.
8) Se debe verificar que el refuerza se encuentra dentro de los límites de refuerzo:
Por UG-40 se tiene:
8.1) El limite de refuerzo paralelo a la pared del recipiente se mantiene igual =
31,7506’’
8.2) El límite normal a la superficie del equipo es:
El menor entre  2,5 × 1,75 = 4,375' '
;
2,5 × 0,375' '+1,75' ' = 2,6875' ' 
= 0,2875' '
Se verifica entonces que el anillo se encuentra dentro de los límites de refuerzo,
por lo que el refuerzo es efectivo.
5-9.8 Calculo de cargas en soldaduras y chequeo de los caminos de
esfuerzo.
1) Cálculo de carga total sobre la soldadura y cargas sobre los caminos de
esfuerzo: Por UG-41.b.2 se tiene:
W = [11,4634− 0,6223+ 2 × 0,375× 0,855× (1×1,625−1×1,5802)] pulg.2 × 20000Psi
W = 217396,56Lbs
Por UG-41.b.1 se tiene:
W1−1 = [0,9678+ 9,1875+ 0,334 + 0,7656] pu lg.2 × 20000Psi
W1−1 = 225098Lbs
W2−2 = [0,9678+ 0 + 0,334 + 0 + 2 × 0,375×1,625× 0,855] pu lg.2 × 20000Psi
W2−2 = 46876,625Lbs
W3−3 = [0,9678 + 0 + 9,1875 + 0,334 + 0,7656 + 0 + 2 × 0,375×1,625× 0,855] pu lg.2 × 20000Psi
W3−3 = 245938,625Lbs
2) Calculo de los esfuerzos unitarios en las soldaduras:
2.1) Esfuerzo de corte en la soldadura a filete externa de la boquilla
= 17100 Psi × 0 , 49 = 8379 Psi
2.2) Esfuerzo de corte en la soldadura a filete externa del refuerzo
= 20000 Psi × 0 , 49 = 9800 Psi
2.3) Esfuerzo de corte en la pared de la boquilla = 17100 Psi × 0 ,7 = 11970 Psi
2.4) Esfuerzo de tensión en la soldadura de ranura de la boquilla
= 17100 Psi × 0 , 74 = 12654 Psi
2.5) Esfuerzo de tensión en la soldadura de ranura del refuerzo
= 17100 × 0 , 75 = 12654 Psi
3) Se calculan la carga máxima admisible que ejercen los esfuerzos unitarios
máximos:
3.1) Carga Cortante en la soldadura externa de la boquilla
= π / 2 × 14 ' '× 0 ,625 ' '× 8379 Psi = 115164 ,8 Lbs
3.2) Carga cortante en la soldadura externa del elemento
= π / 2 × 20 ' '× 0 ,875 ' ' = 9800 Psi = 269391 ,57 Lbs
3.3) Carga cortante en la pared de la boquilla
= π / 2 × (14 ' '− 0 ,375 ' ' ) × 0 ,375 ' '× 11970 Psi = 96068 ,595 Lbs
3.4) Carga de tensión en la soldadura de ranura de la boquilla
= π / 2 × 14 ' '× 1,75 ' '× 12654 Psi = 486982 ,578 Lbs
3.5) Carga de tensión en la soldadura de ranura del elemento
= π / 2 × 14 ' '× 1,625 ' '× 12654 Psi = 452198 , 49 Lbs
4) Chequeo de los caminos de esfuerzo:
4.1) Camino1-1= ( 269391 ,57 + 96068 ,595 ) Lbs = 365460 ,165 Lbs ≥ 225098 Lbs
4.2) Camino2-2 =
(115164 ,8 + 486982 ,578 + 452198 , 49 ) Lbs = 1054345 ,868 Lbs ≥ 46876 , 25 Lbs
4.3) Camino3-3 =
( 486982 ,578 + 452198 ,49 ) Lbs = 939181 ,068 Lbs ≥ 245938 ,625 Lbs
4.4) Adicionalmente se comprueba que cada camino esfuerzo soporta la carga
máxima que actúa sobre los elementos de conexión 217396 ,56 Lbs por lo que la
boquilla esta correctamente diseñada.
5-10 Cálculo de Silletas.
La metodología de Cálculo se basa en el análisis presentado por L. P. Zick.
•
Siguiendo las recomendaciones del Apéndice G no obligante del código ASME
se tiene que la longitud de contacto debe ser como mínimo un tercio de la
circunferencia del cilindro:
Circunf .cilíndro = 2 × π × R = 2 × π × 21' ' = 131,9468 ' '
Lcontaco = 1 / 3 × 131,9468 ' ' = 43,9823 ' '
silleta
Lcontacto × 180
θ=
•
silleta
(R × π )
= 131,9468 ' '× 180
( 21' '×π )
= 120 º
Se verifica que la ubicación de la silleta no exceda el 20% de la longitud del
recipiente:
A ≤ 0, 2 × Lrecipiente = 0,2 × 144 ' ' = 28 .8' ' ; Se toma entonces A = 20 ' ' de la línea
tangente al cabezal.
5-10.1 Calculo de cargas sobre silletas Q
•
Peso de Prueba Hidrostática
(recipiente completamente lleno de agua):
13430 Lbs
•
Peso Silleta Derecha: 7900 Lbs
•
Peso Silleta Izquierda: 5530 Lbs
La silleta derecha es crítica pues soporta mas peso (brida, tapa plana, torre de
asentamiento y calentadores)
•
Calculo de la fuerza sísmica cortante total en la base del recipiente:
Z = 0, 4 Zona sísmica API 4
D = 42 ' ' Diámetro del recipiente
H T = (666 ' ' ) + ( 223 ' ' ) + ( 21' ' ) = 910 ' ' Altura total de la estructura
I = 1 Factor de importancia (poco riesgo a la vida humana)
R w = 4 Para recipientes a Presión
S = 2 Coeficientes de suelo en lecho marino
T = 0,035 × (75,833 ft ) 3 / 4 = 0,8994 seg Periodo de vibración fundamental
C = 1, 25 × 2
(0,8994 ) 2 / 3
= 2,683 ≤ 2,75 Coeficiente Numérico
 × 13430 Lbs = 3603 , 269 Lbs
V =  0,4 × 1 × 2,683
( 4) 

Fuerza
cortante
total
sísmica de diseño en la base del recipiente
L Silletas = L recip . − 2 × A = 144 ' '−2 × 20 ' ' = 104 ' ' Longitud entre el punto medio de
las silletas
B = 70 ,0625 ' ' Distancia entre el eje neutro del recipiente y la base de la silleta
(Tomada de los planos de taller)
Q L = V × B / L Silletas = 3603 , 269 Lbs × 70,0625 ' ' / 104 ' ' = 2446 ,931Lbs Componente
longitudinal de la fuerza sísmica total
QT = V × B /( R × sen θ 2) = 3603 , 269 Lbs × 70 ,0625 ' ' /( 21' '× sen 60 º ) = 13881,372 Lbs
Componente transversal de la fuerza sísmica total
Luego Q sismos = 13881,372 Lbs
•
Calculo de fuerzas de viento:
K d = 1 El viento actúa en todas la direcciones con la misma intensidad
K z = 1,363 Categoría de exposición D y H T = 910 ' '
K zt = 1 Estructuras en zonas abiertas
V = 70 mph Velocidad máxima del viento
I = 1 Factor de importancia (poco riesgo a la vida humana)
q z = 0,00256 × 1,363 × 1 × 1 × ( 70 mph ) 2 × 1 = 17 ,0975 Lbs / ft 2
G = 1,779
Coeficiente de ráfagas para categoría de exposición
D
H T = 910 ' '
C f = 0,8 Factor de forma para recipientes cilíndricos
C f = 1, 2 Factor de forma para secciones circulares
Área proyectada transversal:
A f = ( Lrecip + hcabezal ) × D recip + H silleta × ( Ancho silleta ) ;
T
H silleta = B − R cos(θ / 2)
elipsoidal
H silleta = 70,0625 ' '− 21' '× cos 60 º = 59,5625 ' ' ;
Ancho silleta = b = 8' '
A f = (144 ' '+10,5' ' ) × 42 ' '+59,5625 ' '× 8' ' = 6965 ,5 pu lg 2 = 48,3715 ft 2
T
Área proyectada longitudinal:
A f = π × R 2 + ( H silleta × a − R 2 × 0,6142 )
L
(
A f = π × ( 21 pu lg) 2 + (59,5625 ' '× 50,125 ' ' ) − ( 21' ' ) 2 × 0,6142 )
)
L
A f = 4100 ,150 pu lg 2 = 28,4733 ft 2
L
Ahora, la fuerza del viento transversal es:
Fv = (17 , 0975 Lbs / ft 2 ) × 1, 779 × 0 ,8 × 48 ,3715 ft 2 = 1177 , 0315 Lbs
T
La fuerza del viento longitudinal es:
y
F v = (17 , 0975 Lbs / ft 2 ) × 1, 779 × 1, 2 × 28 , 4733 ft 2 = 1039 , 268 Lbs
L
Finalmente se tiene; Fv = 1177 , 0315 Lbs
Se verifica t cuerpo / R = 0.25' ' / 21' ' = 0,012 ≥ 0,005 , por lo que se tiene que los
corroido
esfuerzos a tensión son los críticos.
Q Es la carga en la silleta crítica en la condición más desfavorable:
a. La silleta derecha soporta mas peso (silleta crítica)
b. Puesto que Q sismos = 13881,372 Lbs ≥ Fv = 1177 ,0315 Lbs
La condición más
desfavorable se presenta con los sismos
Luego:
Q = Peso silleta + Q sismos = 7900 Lbs + 13881 ,372 Lbs = 21781 ,372 Lbs
derecha
5-10.2 Calculo de esfuerzos en recipientes soportados por dos silletas
1. Esfuerzos por Flexión Longitudinal.
a): Esfuerzo en las silletas:
Dado a que A = 20 " f R / 2 = 21" / 2 = 10 ,5" y que los esfuerzos críticos son
a tensión se tiene que K = K 1 (120 º ) = 0 ,335 de la tabla ( ). Entonces:
(
)
 1 − (20"

) + ((21" ) 2 − (10,5" ) 2 ) /(2 × 20"×144")
1 −

144"
(1 + 4 ×10,5" /(3×144" ))



S1 = +21781,372Lbs× 20"×
0,335× (21" ) 2 × 0,25"
S1
= 1920,86Psi
silleta
b): Esfuerzo a la mitad de la longitud del recipiente
(
)
 1 + 2 × ((21" ) 2 − (10,5" ) 2 ) / (144")2

− 4 × 20"

(1 + 4 ×10,5" /(3 × (144" )))
144" 
21781,372Lbs ×144" 
S1 = +
×
4
π × (21" ) 2 × 0,25"
S1
= 318,0042Psi
mitad
c): Esfuerzo longitudinal por presión interna:
Para calcular la presión hidrostática de prueba (Presión hidrostática máxima) se
considera que el recipiente esta totalmente lleno de agua.
D recip = 42 " = 1 , 0668 mts ⇒ P Hidrostáti
ca
= 1 , 0668 mts × 9 , 81 mts / seg 2 × 1000 kg / mts 3
prueba
P Hidrostáti
Pr ueba
ca
Pdiseño × R
= 10465 , 308 Pa = 1 , 5179 Psi ⇒ Pdiseño = 75 Psi + 1 , 5179 Psi = 76 , 5179 Psi
(2 × t S )
= 76 ,5179 Psi × 21"
2 × 0 , 25 "
= 3213 , 7503 Psi = S p
d): Esfuerzo de tensión flexionante longitudinal total
S1
+ S P = (1920 ,86 + 3213 , 7503 ) Psi = 5134 , 6103 Psi
silleta
e): Máximo esfuerzo permitido a tensión Scuerpo × E = 20000Psi ×1 = 20000Psi
Finalmente se puede apreciar claramente que la estructura no falla por flexión
longitudinal.
2. Esfuerzo por Corte Tangencial.
Se verifica la relación A = 20" ≥ 21" / 2 = 10 ,5" . Adicionalmente no se considera el
uso de anillos rigidizadores. Por otra parte, si considera el empleo de una placa de
desgaste, por lo que t S = t cuerpo + t placa
= 0,25"+0,125" = 0,375" :
desgaste
K 2 (120 º ) = 1,171
S 2 = 1,171 × 21781 ,372 Lbs
 144 "− 2 × 20 " 

×
( 21"× 0 ,375 " )  144 "+ 4 / 3 × (10 ,5" ) 
S 2 = 2131 . 905 Psi
S 2 No debe exceder el 80% del valor del esfuerzo máximo admisible del material
del cuerpo del recipiente. Entonces:
S 2 = 2131 ,905 Psi ≤ 0 ,8 × 20000 Psi = 16000 Psi
La estructura no falla por esfuerzos de corte tangenciales.
3. Esfuerzo Circunferencial.
Se verifican las relaciones:
•
L = 144 " ≤ 8 × 21" = 168 "
•
A = 20 " ≥ 21" / 2 = 10 ,5"
•
Adicionalmente, por el empelo de placa de desgaste se tiene:
t S = tcuerpo + t placa = 0,25"+0,125" = 0,375"
desgaste
Entonces se tiene que:
a): En el cuerno de la silleta o punto de apoyo de la silleta:
De la grafica ( ) se puede obtener el valor K 6 (120 º ) = 0 ,053
S4 = −
21781 , 372 Lbs
12 × 0 , 053 × 21781 , 372 Lbs × 21 "
−
144 "× ( 0 , 25 " ) 2 + ( 0 ,125 " ) 2
4 × 0 , 375 " ( 8" + 1, 56 × 21 "× 0 , 375 " )
(
)
S 4 = − 27032 Psi
El valor absoluto de S 4 no debe ser mayor que 1,5 veces el esfuerzo admisible a
tensión para el material del cuerpo. Entonces
S 4 = 27032 Psi ≤ 1,5 × 20000 Psi = 30000 Psi
La estructura no falla por esfuerzos circunferencial en el punto de apoyo de la
silleta con el cuerpo del recipiente.
b): En el fondo del recipiente:
K 7 (120 º ) = 0 , 760
S5 = −
0 , 760 × 21781 , 372 Lbs
= − 3566 , 3686 Psi
0 , 375 "× ( 8 " + 1, 56 × 21 "× 0 , 375 " )
Se debe verificar que el ancho de la placa de desgaste cumpla con la relación:
≥ ( b + 1,56 ×
D ancho
palca
R × t s ) = (8"+ 1,56 × 21"× 0 ,375 " ) = 12 ,377 "
desgaste
Se toma entonces una placa de desgaste o “Wear Plate” con ancho de 13 " .
S 5 No debe ser mayor que 0,5 veces el esfuerzo de fluencia a la compresión del
material del cuerpo: S 5 ≤ 0,5 × 36000Psi ⇒ 3566,3686Psi ≤ 18000Psi
La estructura no falla por esfuerzos circunferencial en el fondo del recipiente.
Finalmente se tiene que el equipo apoyado en silletas no falla por ninguno de los
esfuerzos que produzcan estos soportes.
5-10.3 Carga Horizontal Transversal en Silletas
En su sección mas baja la silleta de soportar la fuerza horizontal F .
K 11 (120 º ) = 0 , 204
F = Q × K 11 = 0 , 204 × 21781 , 372 Lbs = 4443 , 4 Lbs
El área efectiva de la silleta se encuentra a un tercio del radio del recipiente por
debajo del fondo del mismo:
R / 3 = 21 " / 3 = 7 "
Adicionalmente, esta fuerza actúa sobre la placa de membrana o “Web Plate” que
sirve de pared de la silleta. ( H placa
= 3 / 8 " = 0 . 375 " )
membrana
Entonces el área efectiva es:
A efectiva = R / 3 × H placa
= 7 "× 0 , 375 " = 2 , 625 pu lg 2
membrana
El esfuerzo cortante medio se puede calcular como:
τ = F A
= 4443 , 4 Lbs
efectiva
2 , 625 pu lg 2
= 1692 , 723 Psi
El esfuerzo cortante medio no debe ser mayor que dos tercios del esfuerzo a la
tensión permitido del material de la silleta o de la placa de membrana “Web Plate”.
•
SA-36: S = 16600 Psi
Entonces se cumple que:
τ = 1692 , 723 Psi p ( 2 3 ) × 16600 Psi = 11066 , 667 Psi
5-10.4 Fuerza sobre los pernos
En la figura 5-5 se muestra un diagrama de cuerpo libre de la estructura del
regenerador y las reacciones que sobre el se producen por producto se apoyo en
la superficie y de la fuerza de roce que nace a partir de la libertad de expansión
térmica que se deja al equipo.
Figura 5-5 Diagrama de cuerpo libre del regenerador y las fuerzas de contacto con
la superficie
De las ecuaciones de la dinámica de los cuerpos rígidos se conoce que la fuerza
de roce viene dada por la expresión:
Fr = µ × N silleta ; N silleta = Pesosilleta + Pesoestructura = 5530Lbs + 729Lbs = 6256Lbs
izquierda
iquierda
izquierda
silleta
Fr = 0,45 × 6256Lbs = 2815,2Lbs ; Dpernos = 3 / 4' ' ⇒ Apernos = 0,302 pu lg2
anclaje
τ pernos = 2815,2Lbs
anclaje
anclaje
0,302 pu lg2 = 4661Psi ≤ S pernos = 16600Psi
Los pernos no fallan por el esfuerzo de roce generado por la expansión térmica
Project:
Corocoro CPF Phase I
Location:
Gulf of Paria, Venezuela
Client:
ConocoPhillips
PIMS Doc No.: 2208-30000-1L-0016
Author:
YV
Rev. No.:
B2
Date: 21 Feb 2004
TITLE:
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
TABLE OF CONTENTS
1.0
SCOPE............................................................................................................................... 3
2.0
CODES AND SPECIFICATIONS .................................................................................. 3
3.0
QUALITY CONTROL ....................................................................................................... 4
4.0
GENERAL DESIGN REQUIREMENTS ........................................................................ 6
5.0
MATERIALS .................................................................................................................... 25
6.0
FABRICATION REQUIREMENTS .............................................................................. 29
7.0
TOLERANCES ............................................................................................................... 32
8.0
WELDING........................................................................................................................ 33
9.0
TESTING ......................................................................................................................... 34
10.0
INSPECTION .................................................................................................................. 35
11.0
PAINTING........................................................................................................................ 37
12.0
CATHODIC PROTECTION .......................................................................................... 37
13.0
NAMEPLATE & IDENTIFICATION.............................................................................. 38
14.0
PREPARATION FOR SHIPMENT............................................................................... 40
15.0
VENDOR DATA REQUIREMENTS ............................................................................ 41
Page 2 of 42
Project:
Corocoro CPF Phase I
Location:
Gulf of Paria, Venezuela
Client:
ConocoPhillips
PIMS Doc No.: 2208-30000-1L-0016
Author:
YV
Rev. No.:
B2
Date: 21 Feb 2004
TITLE:
1.0
2.0
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
SCOPE
1.1
This Specification defines the minimum requirements for the design, materials,
fabrication, welding, testing, painting, inspection, and preparation for shipment
of all pressure vessels for onshore or offshore applications, with or without
internal equipment. (Excluding; Heat Exchangers).
1.2
Pressure vessels are defined as those vessels designed above 14.5 psig and
that have a capacity above of 512 psi-ft3 . (Vessel design pressure multiplied by
the Vessel volume)
1.3
Pressure vessels shall be provided in accordance with this specification and the
data sheets. However, adherence to this Specification does not relieve
Vendor/Vendor of the responsibility of maintaining Code requirements.
1.4
Applicable vessels include fired and unfired pressure vessels, separators,
scrubbers, towers, surge tanks, accumulators, treaters, and storage tanks.
1.5
The minimum requirements of ASME Section VIII shall apply to fired and unfired
pressure vessels.
CODES AND SPECIFICATIONS
The applicable versions of the codes, standards, and specifications referenced within
this document are listed below. The latest versions of these and the documents
referenced therein shall form the basis of this specification. Product designations are
given to describe materials and may not include all acceptable products.
2.1
Applicable Codes
The following codes shall be interpreted as the minimum requirements
applicable to the subject work, and no statement contained in this Specification
shall be construed as limiting the work to such minimum requirements. The
latest editions of the codes listed shall govern all work.
a.
ASME BPVC Section V
Non-Destructive Examination;
b.
ASME B16.5
Pipe Flanges and Flanged Fittings;
c.
ASME BPVC Section VIII Rules for Construction of pressure vessels,
Division
1 Latest edition and subsequent
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PIMS Doc No.: 2208-30000-1L-0016
Author:
YV
Rev. No.:
B2
Date: 21 Feb 2004
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
TITLE:
addenda and applicable case interpretations of
the Code at the time of inquiry and this
specification.
2.2
d.
ASME BPVC Section IX
Qualification Standard for Welding and Brazing
Procedures, Welders, Brazers, and Welding
and Brazing Operators.
e.
NACE MR0175
Sulfide Stress Cracking Resistant Metallic
Materials for Oilfield Equipment.
f.
ASCE 7-02
Minimum Design Loads for Buildings and Other
Structures.
g.
ASTM A20/A20M
General Requirements for Steel Plates for
pressure vessels.
h.
AWS - D1.1
Structural Steel Welding Code.
i.
SSPC
Steel Structures Painting Council.
j.
API 582
Recommended Practice and supplementary
welding Guidelines for the chemical, oil, and
gas industries.
k.
ASME BPVC Section II
Material Specifications.
Standard Specifications
The Company Specifications and Documents listed in the MR Document List
(Material Requisition) shall be applied to the subject work. In cases of conflict
between the Company Specifications and any of the applicable codes, Vendor
shall immediately submit the matter in writing to the Company who will provide a
written clarification.
3.0
QUALITY CONTROL
3.1
General
3.1.1 Vendor shall have a quality control system and quality control manual
covering all construction activities. Controlled copies of the quality
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ConocoPhillips
PIMS Doc No.: 2208-30000-1L-0016
Author:
YV
Rev. No.:
B2
Date: 21 Feb 2004
TITLE:
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
control manual shall be available for Company approval and for
monitoring of all construction activities.
3.1.2 Vendor shall establish detailed procedures for control of welding quality.
The following procedures shall be submitted for review and approval by
Company prior to starting fabrication:
a.
Welding and weld repair.
b.
Storage, control, and identification of welding consumables
c.
Welder Qualification Records
d.
Inspection/ NDE
e.
Pressure Testing
f.
Post-weld heat treatment, if required
g.
Method for monitoring the Welding Progress and Quality
3.1.3 Written permission shall be obtained before any work is subcontracted
3.1.4 Weld Marking/Welder Identification
Each weld, or adjacent area, shall be marked with the identification
symbol of the welder or welding operator. Failure to use the symbol
shall be cause for rejection of the work and removal of the weld.
3.2
Vendor Responsibility
Vendor shall assume final responsibility for the process and mechanical vessel
design, fabrication, and conformance with Codes, Standards, and legal
requirements.
3.3
Extent of Fabrication
Vessels shall be equipped with all attachments such as nozzles, manways, tray
support rings, and insulation clips, as well as any platform clips, platforms or
ladders as required.
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Corocoro CPF Phase I
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ConocoPhillips
PIMS Doc No.: 2208-30000-1L-0016
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Date: 21 Feb 2004
TITLE:
3.4
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
Registration
Vessels shall be registered with the National Board of Boiler and pressure
vessel Inspectors unless otherwise noted.
4.0
GENERAL DESIGN REQUIREMENTS
4.1
General
4.1.1. Pressure Vessels shall be designed in accordance with the latest edition
and addenda of ASME BPVC, section VIII Div 1.
4.1.2. All pressure vessels shall be ASME Code stamped
4.1.3. Vendor will supply drawings and data sheets specifying the design
conditions, shapes, dimensions and materials for vessel parts.
4.1.4. Vessel data sheet shall indicate nozzle size, projection, elevation, and
orientation.
4.2
Corrosion Allowance
4.2.1 If not specified, the corrosion allowance for each vessel shall be
determined by its intended service and shall be based on a service life of
twenty-five years.
4.2.2 Corrosion allowance shall be added to all pressure parts and to both
sides of non-removable internal parts on all exposed surfaces.
4.2.3 Parts or surfaces which are fabricated of or protected with a Company
approved corrosion-resistant internal material do not require an added
corrosion allowance unless indicated on data sheet.
4.3
Minimum Thickness
4.3.1 The minimum thickness of pressure containing components is 6.3 mm
(¼”) excluding corrosion allowance.
4.3.2 Vertical vessel skirts shall be 6.3 mm (¼”) minimum wall thickness
excluding external corrosion allowance unless otherwise noted.
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Date: 21 Feb 2004
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4.3.3. Internal rings, supports, baffles, vortex breakers, miscellaneous plates
and structural shapes, piping supports, etc., shall have a minimum
thickness of 6.3 mm (¼” )exclusive of corrosion allowance.
4.4
Stability and Distortion Control
4.4.1 Temporary and permanent stiffening to prevent distortion of the vessel
during manufacture and transport shall be provided.
4.4.2 Vessels and their supports shall meet the requirements of 2208-300000L-0003 “Special Requirements”.
4.5
Wind, Seismic, Facility Motion, and Weight Loading
4.5.1 Vessels shall be self-supporting and designed to withstand a wind load
calculated for the wind speeds shown on the vessel data sheet. Wind
loadings shall be determined in accordance with ASCE 7-02.
4.5.2 The wind load shall be applied to the vertical projection of the vessel
including insulation, ladders, platforms, and attached appurtenances as
listed on the pressure vessel data sheet.
4.5.3 Vessels to be installed on a fixed platform shall be designed to withstand
a seismic load for the seismic zone indicated on the vessel data sheet.
4.5.4 Seismic loads effects shall be considered simultaneously with weights
and operating pressure effects, at vessel design temperature.
4.5.5 The vessel supports shall be adequate for the design wind load with the
vessel at operating condition (Including the sand volume) and shall be
adequate for test conditions with the vessel full of water without wind or
seismic load.
4.5.6 Vessels shall be designed for transportation and in-place dynamic loads
in accordance with Company specifications and data sheets. In addition
to consideration of reaction loads, motion induced effects on process
efficiency, level control, drainage, and pressure relief shall be addressed.
4.6
Design Calculations
4.6.1 Static head pressures shall be included in the design pressure.
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4.6.2 The maximum allowable working pressure shall be determined by
calculations using the actual metal thickness less corrosion allowance in
accordance with ASME section VIII Division 1, paragraph UG-98. The
Calculated maximum allowable working pressure shall be limited by the
shell, heads, or flange rating only, not by minor parts.
4.6.3 All vessels shall be designed for full vacuum or as appears in the data
sheet.
4.6.4 Detailed vessel design, including internals, shall be the responsibility of
Vendor. The pressure vessel data sheets and/or vessel drawing
provided by Company are not intended to describe all details.
4.6.5 All pressure vessels shall be of welded construction in accordance with
UW-12(a) Joint Description Number 1. All joints of pressure vessels shall
be fully radiographed.
4.6.6 Maximum Design Metal Temperature
a.
Normally the design temperature shall be set at operating
temperature + 10%.
b.
If this temperature is less than the lowest of the following
temperatures, the mechanical design temperature shall be set to
the lowest of the following:
1. The temperature below which the maximum allowable stress
values in tension are constant per the applicable ASME Code.
2. The temperature governed by the maximum allowable
compressive stress determined for vessels under external
pressure or compressive loading.
3. The temperature as governed by flange rating.
4.6.7 Minimum Design Metal Temperature (MDMT)
a.
Determination of the minimum service temperature/coincident
pressure data shall consider the following service conditions:
1.
Normal operating.
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b.
2.
Operational upset.
3.
Auto-refrigeration.
4.
Start-up or shutdown.
5.
Any other source of cooling.
The most severe low-temperature and coincident pressure shall be
used to establish impact testing requirements.
1.
The exemption of impact testing allowed by paragraph UG20(f) shall only be permitted for carbon steel P1 Group 1 up
to a thickness of 12.7 mm (½”) unless approved by
company.
2.
c.
The maximum reduction in minimum design metal
temperature allowed by Figure UCS-66 shall be 40oC
(105oF) unless approved by company.
Determination of the MDMT and coincident pressure data shall
consider the following:
1.
Plate material.
2.
Plate thickness.
3.
Impact testing performed.
4.
Tensile stress.
The tensile stress shall include pressure and non-pressure loads such as
wind, seismic, motion, or other mechanical loads.
c.
The following minimum design metal temperatures and coincident
pressures shall be indicated on both the vessel nameplate and the
Manufacturer’s data Report.
a.
MDMT at maximum allowable working pressure (MAWP).
b.
Lowest allowable
pressure.
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MDMT
and
coincident
maximum
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4.6.8 Vendor shall submit to Company for approval the detailed calculations for
the design of the pressure vessel, including all components and
appurtenances. Calculations to be submitted include thickness of shell,
head, skirt, etc.; reinforcement requirements for nozzles, handholds,
manways, inspection openings, etc.; saddle supports, lifting lugs, base
plates, anchor bolt chairs, bolt rings, mist eliminator design, etc.; nozzle
reaction loading for nozzles used for relief, venting, etc.
4.6.10 Nozzles indicated on the design drawings as being loaded shall be
analyzed for adequate structural strength using the Bijlaard method as
described in Welding Research Council Bulletin No. 107 (WRC-107) and
bulletin N0 297 Revision 1 – Supplement to WRC-107.
4.6.11 Bolt holes in structural members shall be drilled or punched. Flame cut
holes are not allowed.
4.6.12 Remove welds slag or splatter, and repair all stray arc burns.
4.6.13 Place a sealer weld bead along the surfaces of two parts that are in
contact with one another to completely seal the contacting surfaces from
the outside atmosphere. Examples include clips and lifting lugs.
4.7
Shells and Heads
4.7.1 The minimum shell and head thickness for pressure vessels excluding
internal and external corrosion allowance shall be as follows:
Nom. Diameter
< 1524 mm (<60”)
1676- 2286 mm (66” to 90”)
> 2438 mm (>96”)
Thickness
6.3 mm(1/4”)
9.5 mm (3/8”)
12.7 mm (1/2”)
4.7.2 For vessels greater than 24-inch OD, vessel heads shall be 2:1 ellipsoidal
dished with a 2-inch straight flange. For vessels 609 mm (24”) OD and
smaller, weld caps meeting the ASME Code may be used.
4.7.3 Conical bottoms and hemispherical heads are acceptable when expressly
specified on the drawings. For substitution of any other type head, the
Company shall approve all pertinent dimensions and information in
writing before the heads are ordered.
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4.8
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
Supports
4.8.1 Horizontal vessels supported by saddles shall be designed according to
the method of L.P. Zick (Stress in Large Horizontal pressure vessels on
Two Saddle Supports).
Saddles shall be designed for specified
transportation loads but as a minimum, with 6.3 mm (1/4”) plate. Saddle
to shell contact angle shall be a minimum of 120°.
4.8.2 There shall be two 1/4" NPT telltale holes at the outer extremities in each
saddle wear plate at a point where they will not interfere with the saddle.
The vent holes shall be filled with a silicone sealant to prevent corrosion.
Grease shall not be used.
4.8.3 Saddles and saddle wear plates shall be continuously welded.
4.8.4 Vertical vessels shall be supported on steel skirts. Skirts shall be
fabricated as a minimum with 6.3 mm (1/4”) plate wall thickness excluding
corrosion allowance unless otherwise noted.
4.8.5 Skirt or saddles shall be of the height as stated on the pressure vessel
data sheet or as required to provide clearance between the bottom of the
head or shell and the deck for piping, access, etc.
4.8.6 All vertical vessels 7620 mm (25 ft) seam-to-seam or taller shall have
continuous base rings with chair lugs, except when the number of anchor
bolts cause the chairs to be too close together for fitting and welding, in
which case, continuous lug rings shall be used. All base rings, lug rings,
chair lug plates and lug ring gussets shall be full penetration welded at all
mating surfaces.
4.8.7 Vertical vessels shall have skirt access openings in accordance with the
following Table:
Nom. Diameter
406 mm (<16”)
406 – 1219 mm (16” to 48”)
1219 – 2194 mm(48” to 72”)
> 2194 mm (>72”)
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Skirt Openings
1- 101mm (1 - 4” ID)
1- 203 mm (1 - 8” ID)
1- 457 mm (1 - 18” ID )
2- 457 mm (2 - 18” ID)
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4.8.8 For Four inch pipe vent holes, located as close to the skirt attachments
weld as practical and located 90° apart, shall be provided in accordance
with the following:
vessel ID
762 - 1372 mm (30 “ to 54”)
1397 – 2590 mm (55” to 102”)
2590 – 3810 mm(102” to 150”)
> 3810 mm (150” and larger)
Number of Vents
2
4
6
8
4.8.9 All openings in the skirt that are 6 inches in diameter and larger shall be
reinforced with sleeves to compensate for loss of material at these points.
If a full penetration weld is not used, the inside shall be seal welded.
4.8.10 The outside diameter of the skirt shall be the same as the outside
diameter of the bottom shell ring.
4.8.11 If anchor bolts are specified for vertical vessels on the pressure vessel
data sheet, the number of anchor bolts shall be in multiples of four, and
there shall be a minimum of four. The minimum size of anchor bolts for
towers shall be 1-inch diameter and the minimum size anchor bolt
permitted for other vessels is 3/4 -inch. The allowable anchor bolt stress
shall be 15,000 psi unless noted otherwise on the pressure vessel data
sheet and calculated on the root area of the bolts.
4.8.12 If anchor bolts are specified on the pressure vessel data sheet, bolt holes
in the base ring shall be 6.3 (1/4”) larger in diameter than the bolts. The
bolt circle shall lie outside the skirt. Bolt holes in lug plates or rings shall
be 6.3 mm (1/4”) larger in diameter than the bolts.
4.8.13 Unless specified otherwise on the pressure vessel data sheet, a minimum
of two 50.8 mm (2”) radius semi-circular drain holes 180° apart shall be
located at the vessel skirt to base ring attachment weld so that liquid
accumulations can be removed. The drain holes shall be staggered 90°
from the skirt vent holes.
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4.9
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
Vessel Openings
4.9.1 Minimum wall thickness of nozzle necks in the corroded condition shall
be in accordance with paragraph UG-45, ASME Code and with the
following table:
Nom. Nozzle Size
<2”
2” - 3”
4” – 10”
>12”
Min. Wall Thickness
Sch. 160
Sch. 80
Sch 40
0.375”
4.9.2 Note that “minimum” wall thickness of pipe shall consider a mill tolerance
of ±12-1/2%.
4.9.3 Nozzle necks made of pipe shall be of new and seamless material except
16-inch ID and above, which may be of double submerged arc buttwelded rolled plate provided they are the same material as the shell and
the heads, 100% radiographed (1.0 Joint Efficiency).
4.9.4 Stud bolt lengths shall consider the extra bolt length for bolt tensioning,
as a g uide for the minimum length the following table shall be considered:
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CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
MINIMUM STUD BOLT LENGTH (MBL) Inches
Line Size
INCHES
1/2 "
3/4"
1"
1 1/2"
2"
3"
4"
6"
8"
10"
12"
14"
16"
18"
20"
24"
28"
30"
150 WNRF
BOLT
SIZE
MBL
1/2"
1/2"
1/2"
1/2"
5/8"
5/8"
5/8"
3/4"
3/4"
7/8"
7/8"
1"
1"
1 1/8"
1 1/8"
1 1/4"
1 1/4"
1 1/4"
2 1/2
2 3/4
2 3/4
2 3/4
3 1/4
3 3/4
3 3/4
4 1/4
4 1/2
4 3/4
5
5 1/2
5 1/2
6 1/4
6 1/2
7 1/4
9 1/4
9 1/4
300 WNRF
BOLT
SIZE
MBL
1/2"
5/8"
5/8"
3/4"
5/8"
3/4"
3/4"
3/4"
7/8"
1"
1 1/8"
1 1/8"
1 1/4"
1 1/4"
1 1/4"
1 1/2"
1 5/8"
2 3/4
3 1/4
3 1/4
3 3/4
3 3/4
4 1/2
4 1/2
5 1/4
5 1/2
6 1/2
7
7 1/4
7 1/2
8
8 1/4
10 3/4
13
600 WNRF
BOLT
SIZE
MBL
1/2"
5/8"
5/8"
3/4"
5/8"
3/4"
7/8"
1"
1 1/8"
1 1/4"
1 1/4"
1 3/8"
1 1/2"
3 1/4
3 3/4
3 3/4
4
4 1/2
5 1/4
6
7
7 3/4
8 1/2
9
9 1/4
10 1/4
900 WNRTJ
BOLT
SIZE
MBL
3/4"
3/4"
7/8"
1"
7/8"
7/8"
1 1/8"
1 1/8"
1 3/8"
1 3/8"
4 3/4
4 3/4
5 1/4
5 1/2
6
6 1/4
7 1/4
8 1/4
10 3/4
11 1/4
1500 WNRTJ
BOLT
SIZE
MBL
3/4"
3/4"
7/8"
1"
7/8"
1 1/8"
1 1/4"
1 3/8"
1 5/8"
1 7/8"
2"
2 1/4"
4 3/4
4 3/4
5 1/4
5 1/2
6
7 1/4
9 1/4
12 1/4
14
15 3/4
17 3/4
19 1/2
4.9.5 Minimum size nozzle shall be 2-inch flanged. Flange faces, including
manholes, shall be in accordance with the applicable Company
Specification for the appropriate piping class and the vessel data sheets.
4.9.6 All bolts in manholes, hand holes, nozzles and body flanges, etc., shall
straddle the normal vessel centerline unless specified otherwise on the
pressure vessel data sheet.
4.9.7 All pressure bearing flanges shall comply with ASME B16.5 unless
otherwise noted as it pertains to dimensions and pressure-temperature
ratings. Where special flanges are required, Vendor shall obtain prior
written approval from Company. These flanges shall be designed in
accordance with the latest edition of the ASME pressure vessel Code,
Section VIII for pressure vessels, and calculations shall be submitted to
Company with the approval drawings.
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Date: 21 Feb 2004
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4.9.8 Slip-on flanges are not permitted.
4.9.9 All external flanges shall be of the weld neck or long weld neck type
unless specified otherwise. The bore of weld neck flange shall match the
inside diameter of the pipe. Nozzles sized 1-1/4 inch, 2-1/2-inches, 3-1/2
inches, 5 and 7 inches shall not be used unless noted otherwise on the
pressure vessel data sheet. Minimum nozzle size shall be 2-inches.
Nozzle necks made of welding ells and bends will not be permitted
except where specified on the pressure vessel data sheet.
4.9.10 Threaded couplings shall not be used on any vessel in hydrocarbon
service. When allowed to use in non-hydrocarbon service, all threaded
connections shall be 6,000# couplings. These shall be forged steel and
shall be furnished complete with forged steel plugs. Threadolets shall not
be used. All threaded connections shall have their threads chased after
installation or post-weld heat treatment.
4.9.11 All nozzles shall be flush with inside of vessel when used as drains, when
located at the top of vessels such that they could be used as vents, or
when so located that there would be interference with vessel internals.
Unless noted otherwise on the pressure vessel data sheet, nozzle inside
projection shall be in accordance with ASME Code. All inside nozzle
projections are to be indicated on the Approval Drawings, including
nozzle projections for threaded couplings.
4.9.12 Unless noted otherwise on the pressure vessel data sheet, flange
nozzles and manways shall have outside projections in addition of the
insulation and reinforcing pads thickness in accordance with the following
table:
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Nom. Nozzle
Size
INCHES
2
3
4
6
8
10
12
14
16
18
20
24
Outside Projection Inches (Without Insulation & Reinforcing
Pad Thickness)
150
WNRF
300
WNRF
600
WNRF
900
WNRTJ
1500
WNRTJ
2500
WNRTJ
152 mm
(6 “)
152 mm
(6 “)
152 mm
(6 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
152mm
(6 “)
152 mm
(6 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
152 mm
(6 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
305 mm
(12 “)
305 mm
(12 “)
305 mm
(12 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
254 mm
(10 “)
254 mm
(10 “)
305 mm
(12 “)
305 mm
(12 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
203 mm
(8 “)
254 mm
(10 “)
305 mm
(12 “)
356 mm
(14 “)
406 mm
(16 “)
406 mm
(16 “)
406 mm
(16 “)
457 mm
(18 “)
457 mm
(18 “)
508 mm
(20 “)
203 mm
(8 “)
254 mm
(10 “)
305 mm
(12 “)
356 mm
(14 “)
406 mm
(16 “)
508 mm
(20 “)
559 mm
(22 “)
356 mm
(14 “)
356 mm
(14 “)
356 mm
(14 “)
356 mm
(14 “)
356 mm
(14 “)
4.9.13 The outside projection of the nozzle shall be approved by Company on
the approval drawings. All nozzle projections shall be considered from
vessel OD to the flange face and from the short side of tangential
nozzles. When insulation or thick reinforcing pads are required, it shall be
necessary to increase these dimensions by the thickness of the insulation
and/or the pad. All outside nozzle projections are to be indicated on the
Approval Drawings. Threaded couplings shall have a minimum outside
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projection of 38 mm (1-1/2”) and shall extend at least 12.7 (1/2”) outside
of insulation.
4.9.14 All nozzles in vessels to be galvanized shall be flush inside the shell and
shall be of sufficient size to properly vent and drain the vessel during
galvanizing. All nozzles in vessels to be lined shall be flush inside the
shell and all edges shall be ground to a 6.3mm (1/4”) radius.
4.9.15 Manholes shall be circular and shall be complete with blind flange,
bolting, gaskets, davits, or hinges. Whenever practical, hinges shall be
used to lessen the impact of motion on pressure vessels to be employed
on floating vessels. All hinges and davits of threaded construction shall
be double-nutted. All davit arms shall be fabricated from 2-inch XXS
seamless pipe. Pipe shall be capped to prevent intrusion of moisture. A
grease fitting shall be provided on the side of the socket to allow for
greasing of the davit.
4.9.16 Unless otherwise noted, vessels greater than 1219 mm (48”) nominal
diameter shall be fitted with at least one 24-inch inner diameter manway.
(See ASME Code Mandatory Appendix 1, paragraph “Large Openings in
Cylindrical Shells”).
4.9.17 Unless otherwise noted, vessels less than 1219 mm (48”) nominal
diameter and greater than 1016 mm (40”) shall be fitted with at least one
20-inch inner diameter manway. (See ASME Code Mandatory Appendix
1)
4.9.17 Unless otherwise noted, vessels less than 1016 mm (40”) nominal
diameter and greater than 914 mm (36”) shall be fitted with at least one
18-inch inner diameter manway.
4.9.18 Unless otherwise noted, vessels less than 914 mm (36”) nominal
diameter and greater than 762 mm (30”) shall be fitted with at least one
14-inch inner diameter manway.
4.9.19 vessels less than 762 mm (30”) nominal diameter shall be fitted with a
circular 8” minimum inside diameter hand hole , unless noted otherwise
on the pressure vessel data sheet. All hand hole blind flanges shall be
equipped with a handle fabricated from 3/4-inch solid rod.
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4.9.21 Manways shall be bolted and gasketed in accordance with the piping
materials specification; 2208-30200-1L-0006 through 0047.
4.9.22 The minimum outside diameter for reinforcing pads shall be 4 inches plus
the outside diameter of the opening’s neck. The plate used for
reinforcing shall be the same composition steel as that used for the shell
or head. Reinforcing pads shall be provided with a 6.3 mm (¼”) tapped
NPT hole located at 90° off the longitudinal axis of the vessel. Two telltale holes are required for openings larger than 10 inches in diameter. All
tell-tale holes shall be filled with a silicone sealant to prevent corrosion.
Grease shall not be used.
4.9.23 Nozzles, manways, and internal and external connections shall not be
located on a vessel seam. Vendor shall lay out nozzles to ensure 50.8
mm (2”) clear between welds.
4.9.24 Internal edges of nozzle necks shall be rounded smooth.
4.9.25 For vertical vessels, the bottom head drain nozzle shall be flanged.
Vendor shall also provide a spool assembly, which connects to this
nozzle and extends 152 mm (6”) outside the vessel skirt. The spool
assembly shall contain a tee, which is flanged to the outlet nozzle. One of
sides of the tee shall be provided with blind flange and/or with a flushing
connection as specified on the data sheets.
4.9.26 A drain shall be provided for each compartment of the vessel. Minimum
size of vents and drains shall be as per the following table.
Minimum size of vents and drains vessels, NPS
Volume of vessel ft3 (m3)
Vent
Drains
Up to 600 (16.99)
2”
2”
Over 600 (16.99) to 2500
2”
3”
(70.79)
Over 2500 (70.79)
3”
4”
4.9.27 External piping not required for ASME Code nozzle reinforcement shall
be per the appropriate Company piping specification.
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4.9.28 Where two or more openings are provided for installation of equipment,
such as gauge glasses, le vel controls, etc., they shall be set with a jig.
4.9.29 Studded, pad-type nozzles, hand holes, etc., shall not be permitted.
4.10
Internal Details
4.10.1 Vessel Vendor shall design, furnish, and install all internal components.
Internals furnished by others shall also be installed by vessel Vendor,
unless specified otherwise on the pressure vessel data sheet.
4.10.2 Vortex breakers shall be of the cross-plate type. Vortex breakers shall be
1/4” minimum thickness and removable to allow the nozzle coating.
4.10.3 Internal piping and nozzles shall not be fabricated with mitered joints
unless specifically approved by Company. All internal piping which has
a nominal pipe size less than 2 inches shall be Schedule 160 and of the
socket weld type.
4.10.4 All permanently installed internal piping, structural supports, inlet
devices, weirs, baffles, etc., shall be designed with the corrosion
allowance specified in the data sheets. The corrosion allowance shall
apply to each side of the component that is exposed to the process fluid.
4.10.5 Removable internal parts shall be designed in units as large as can be
withdrawn through the nearest manhole .
4.10.6 The internal components, inlet devices, weirs, baffles, etc, which are
designed to be removable through the manway, shall require the same
corrosion allowance specified in the data sheets or be fabricated from
corrosion-resistant material. Nozzle Inlet devices shall be removable to
allow the nozzle coating.
4.10.7 Wire mesh mist extractors are unacceptable unless otherwise noted on
the pressure vessel data sheet. If it is specified it shall be installed with
316 stainless steel bar grids on both sides for support. Mesh, supporting
grids, and attaching wire shall be 316 Stainless steel. All attaching wire
shall be 14 gauge. Mesh pads are to be a minimum of 6 inches thick
and 12-lb./cu. ft. density. Unless specified otherwise on the pressure
vessel data sheet, all mist extractors are to be provided in sections, such
that each section may be removed through the vessel manway if
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required. The mist extractor shall be supported through the use of angle
supports and 316 SS bolts and nuts. Bolts shall be a minimum of 1/2inch diameter with a maximum bolt spacing of 12 inches. Should the
pressure vessel data sheet indicate that a non-removable mist extractor
be provided, Vendor shall seal-weld the mist extractor support ring.
Supports for internals shall have a minimum thickness of 1/4-inch.
Fabricated mist extractors are not acceptable.
4.10.8 Vane type mist extractors, if required on the pressure vessel data sheet,
shall be type 316. Stainless Steel. Manufacturer is subject to Company
approval. Unless otherwise stated, supports welded to vessel wall shall
be of the same materials as the shell. Unless specified otherwise, vane
mist extractors shall be removable in sections, which can be passed
through the vessel’s manway.
4.10.9 Adjustable weirs, unless otherwise specified on the pressure vessel data
sheet, shall range from one-half to two -thirds of the height of the vessel.
The weir opening shall be at least one -half the overall weir length unless
noted otherwise. A 3 mm (1/8-inch) thick gasket acceptable for duty in
the specified service shall be inserted between the adjustable weir and
weir plate. All adjustable weir plates shall be raised and lowered the full
range of adjustment to ensure ease of operation. Adjustable weirs shall
be fabricated from corrosion resistant material.
4.10.10 Inlet diverters, if required by the pressure vessel data sheet, shall be
designed to minimize the turbulence of the gas and liquid entering the
vessel. The inlet diverter shall be welded directly to the vessel head or
shell, unless specified to be removable to allow the nozzle internal
coating. Inlet diverter design shall be detailed by Vendor on the drawings
for approval.
4.10.11All structural members attached by welding to the inside of the vessel
shall be welded continuously to the vessel.
4.10.12Rungs for internal ladders shall be:
a.
Fabricated from 1-inch bar
b.
At least 305 mm (12”) wide;
c.
Extend a minimum of 152 mm (6”) from the vessel wall;
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d.
Vertically spaced every 304 mm (12”).
4.10.13 Rungs for internal ladders shall be installed in the following instances:
a.
Manways
If a manway is installed 610 mm (2 ft) or more above the bottom of
the vessel, rungs shall be installed from 305 mm (1ft) below the
manway to 305 mm (1ft) above the bottom of the vessel.
One rung shall be installed 305 mm (1ft) over the manway.
b.
Buckets
If a spillover bucket is installed in a horizontal vessel 2438 mm (8
ft) or more in diameter, rungs shall be installed along side of the
spillovers from 610 mm (2 ft) from the bottom of the vessel to 610
mm (2 ft) above the spillover edge.
c.
Weirs
If a spillover weir is installed in a horizontal vessel 1829 mm (6 ft)
or more in a diameter, rungs shall be installed to access the weir
adjustments.
Rungs shall be installed from 610 mm (2 ft) above the bottom of
the vessel to 610 mm (2 ft) above the adjustable weir.
4.10.14Internal fla nges shall be ANSI 150# forged welding neck type. They are
to be of the same quality material as specified for the internal pipe. All
bolting and gaskets, if required, will conform to ASME Standards. Bolt
heads and nuts are to be the semi-finished heavy hex type. Stud bolts
with two hex nuts each may be substituted in place of hex head bolts.
If it is required Ferritic or martensitic alloy stainless steel internal flanges
are to have ASTM SA-193-B6 bolting with ASTM SA-194-6 nuts.
4.10.15 If it is required Austenitic alloy stainless steel internal flanges are to
have austenitic alloy steel bolts conforming to ASTM SA-193-B8M with
ASTM SA-194-8M nuts for vessel design temperatures 260°C (500°F)
and under. For temperatures over 260°C (500°F), ASTM SA-193-B8C
bolting is to be used with ASTM SA-194-8C nuts.
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4.10.16If it required Nickel and high nickel alloy internal flanges are to have
bolts and nuts of the same or a galvanically compatible material as
specified for the flanges.
4.10.17Carbon steel internal flanges, if specified on Company design drawings,
are to have carbon steel bolts and nuts. ASTM SA-193-B7 bolts with
SA-194-2H nuts shall be used for sweet service, and ASTM SA-193-7M
bolts with SA-194-7M nuts shall be used for sour service and Teflon
coated.
4.10.18As a general rule, liquid-handling vessels, particularly production
separators, shall have a sand jet header installed.
4.10.19The sand jet header(s) shall have a flanged connection for water supply,
nozzle size as indicated on the data sheet. Size shall be 2-inch
minimum.
4.10.20The header size shall be as indicated on the data sheet. Size shall be 2inch minimum.
4.10.21Configuration of the headers shall be as follows:
a.
b.
Vertical vessels
1.
The header shall be a continuous circle and ins talled at or
just below the bottom head seam.
2.
The jet holes or nozzles shall be aligned in such a way as to
wash the contents of the bottom head toward the center
drain of the vessel.
Horizontal vessels
1.
The inlet nozzle shall be installed in the vessel head.
2.
The header shall branch in a wishbone fashion and run to
within 76 mm (3”) of the spillover weir.
3.
Each branch shall be installed 45 degrees from the vertical
centerline of the vessel.
4.
The end of each branch shall be capped.
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4.10.22The jet holes or nozzles shall be drilled in such a way as to wash the
contents of the vessel’s bottom to the centerline and to wash sediment
buildup from the base of the weir.
4.11
External Details
4.11.1 Vendor shall furnish and attach all insulation supports, rain shields for
external fireproofing, external pressure stiffeners, lifting lugs, ladders,
platforms, pipe supports, miscellaneous I&E brackets and supports, and
guide clips as specified on the pressure vessel data sheet or Drawing.
Lifting lugs on insulated vessels shall extend far enough for shackles to
clear insulation and protective covers.
4.11.2 Reinforcing pads or doubler plates shall be provided beneath all
attachments where loading creates a stress concentration or where
attachment welds for external appurtenances may cause locked thermal
stresses. All pads or doubler plates shall be continuously welded to the
vessel and have a minimum of one 6.3 mm (1/4”) diameter vent hole.
The vent hole shall be filled with a silicone sealant to prevent corrosion.
Grease shall not be used.
4.11.3 All structural members, attached by welding to the outside of the vessel,
shall be seal welded continuously to the vessel.
4.11.4 All ladders, platforms, cages, and external equipment shall be designed
to be removable from the vessel. The attachment shall be made by
bolted connections. Bolts shall be Teflon coated. On insulated vessels,
attachment tabs shall extend beyond insulation to allow insertion and
makeup of bolts and nuts without damage to the insulation or protective
coverings.
4.11.5 On post-weld heat treated vessels, if ladder and platform clips and pipe
supports are not welded on before heat treatment, a pad at least 3/8inch thick shall be welded to the vessel before post-weld heat treatment
at each location where a clip or lug is to be installed.
4.11.6 All vessels greater than 3658 mm (12 ft) high when installed shall be
fitted with a ladder by Vendor. Ladders higher than 7620 mm (25 ft)
shall have intermediate rest platforms a maximum of 6096 mm (20 ft)
apart. Removable ladders, platforms, and bolts shall be galvanized.
Work platforms shall be provided as necessary for access to manways,
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relief valves, control valves, controllers, etc. Sample connections,
thermometers, thermowells, gauges, and control instruments shall be
accessible from a platform or a ladder. Ladders and platforms shall
conform to OSHA requirements.
4.11.7 Ladders shall have a minimum width of 406 mm (16”). Rungs shall be
3/4-inch minimum diameter. Ladders 3657 mm (12 ft) tall or taller shall
be equipped with cages beginning approximately 2286 mm (7.5 ft) above
the ladder bottom.
4.11.8 Platforms and stairs shall be furnished with galvanized steel serrated bar
grating. The grating shall be in accordance with the following:
a.
Design all walkways for a minimum of 100 psi live loads.
b.
Steel grating and stair treads shall be 1 inch by 3/16-inch serrated
bar grating with bearing bars at 1-3/16-inch on centers and
crossbars at 4 inches on centers. Prefabricated stair treads may
not be substituted without prior written approval by Company.
c.
Steel grating shall be heavy-duty galvanized (minimum 3 ounces
of zinc per square foot in accordance with ASTM A123.
Galvanizing shall be done after completion of all fabrication and
welding. All mill coatings, scale, and paint shall be sandblasted
from the surfaces of all items prior to galvanizing. All excess
galvanizing shall be removed.
d.
Steel grating treads and the edge of landings at the top of stairs
shall be fitted with a non-skid, cast abrasive nosing.
e.
If approved by company fiberglass grating by Fibergrate may be
used. The callout is as follows:
Fibergrate IFR Molded Square Mesh Grating, 1 ½” deep x 1 ½” x
1 ½” square mesh with applied quartz grit non-skid surface, dark
gray in color. Resin shall be a premium grade isophthalic
polyester fire retardant resin, flame spread rating of 20 or less.
4.11.9 Insulation support rings, when specified on the pressure vessel data
sheet, shall be located to avoid nozzles and other attachments.
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4.11.10 Lifting lugs, if required on the pressure vessel data sheet, shall be
provided to facilitate handling of the vessel. Lugs shall be designed with
a factor of safety of four (4) based on the static weight of the vessel
including internals. As an alternative, lifting lugs may be designed for
the fabricated dead load, which includes all internal and appurtenances,
using AISC derived allowable stresses with a minimum impact factor of
1.5 applied. All lifting lug calculations shall be submitted to Company
with the approval drawings.
4.11.11 Vertical vessels shall be provided with trunnion type lugs and tail lugs.
4.11.12 Lifting lugs for vertical vessels should be designed to pick the vessel up
from its shipping cradles, upright, and lift vertically. This may involve the
design of additional side mounted lugs, which shall be provided and
installed by Vendor. All lifting lugs welded perpendicular to the head or
the shell shall be full penetration welded to the vessel. Local stresses in
shell and heads due to lifting shall be considered utilizing WRC-107 or
line load method per pressure vessel Design Handbook by H. Bednar.
4.11.13 Lifting lugs holes shall be drilled not flame cut.
5.0
MATERIALS
5.1
General
All materials used shall be new and shall be one of those listed under
Subsection C of ASME Section VIII, the ASME Section II or as specified on the
pressure vessel data sheet. Any exception to this requirement must be
approved in writing by the Company. All plates, forgings, and pressure parts
shall be stamped with low stress steel stencils in a permanent legible manner
with the steel manufacturer’s heat, slab, and serial number designating the part.
All identification marks shall be in place prior to testing and post-weld heat
treatment.
Each nozzle shall be stamped in accordance with intended process function.
Letters shall be at least 16 mm (5/8 “) high.
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5.2
5.3
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Shell, Nozzles, and Heads
5.2.1
Materials for vessel shells, heads, and other pressure parts shall be as
specified on the pressure vessel data sheets. Plate materials shall
conform to the requirements of SA-20 where low temperature conditions
are specified. It is recommended Vendor specify a maximum carbon
equivalent when purchasing these materials.
5.2.2
Piping used for nozzles less than 16 inches shall be seamless ASTM A106-B or A-333 Grade 6 as it will be specified in the pressure vessel
data sheet.
5.2.3
Flanges used for nozzles less than 16 inches shall be either forged weld
neck flanges or flanges that are forged integral with the nozzle neck or
opening reinforcement. Flanges shall be in accordance with ASME
B16.5 and ASTM A 105 or A-352-LF2 as it will be specified in the
pressure vessel data sheet.
5.2.4
All head and shell materials shall be ultrasonically tested in accordance
with ASME SA-578, Level A on 152 mm (6”) grid spacing after forming.
Inspections for forging laps and seams shall be required. Any recorded
discontinuities shall be repaired or the material replaced. Rolled plate
used for nozzles shall be of the same material as the vessel shell or
head material in which the nozzle is to be installed. For vessels of 610
mm (24”) OD and smaller, seamless pipe may be used for the shell. The
design metal thickness for a vessel fabricated from carbon steel pipe
shall be the nominal pipe thickness less the 12-1/2% mill tolerance and
the internal corrosion allowance.
5.2.5
Reinforcing pads shall be of the same material as the vessel shell or
head material in which the nozzle is to be installed.
Supports and Miscellaneous Parts
5.3.1
Vessel supports and miscellaneous parts shall be fabricated from
material complying with SA-516 Grade 60 or 70, SA-285 Grade C,
SA-283 Grade C or D, SA-36, or a Company-approved substitute.
Attachments welded directly to pressure parts shall be of a material in
the same material class “P” number with the material of the pressure
part, unless specified otherwise on the pressure vessel data sheet. This
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includes all internal structural supports that are welded directly to the
vessel head, shell, or flanges.
5.3.2
5.4
5.5
Appurtenances, such as stacks, still columns, fireboxes, etc., which are
required for operation of the vessel, shall be fabricated in accordance
with the requirements of this Specification, and shall be considered part
of the vessel.
Flanges
5.4.1
Flange material shall conform to the vessel data sheet. All flanges are to
be of the weld neck or long weld neck type unless specified otherwise.
5.4.2
All flange facings ANSI 600# and below shall normally be raised face.
Flange facings 900# and above shall be RTJ.
Pipe
Pipe, including pipe used for nozzles, shall be seamless and of a material as
specified on the vessel data sheet. For carbon steel pipe, the design metal
thickness shall be the nominal pipe thickness less the 12-1/2% mill tolerance
and the internal corrosion allowance. Mill test reports shall be required.
5.6
Fittings
Pipe fittings such as weld elbows, weld caps, weld reducers, etc., shall conform
to the material as specified on the vessel data sheet. Alloy fittings shall be
compatible with the chemistry and strength characteristics of materials to which
they are to be attached by welding.
5.7
Couplings
If it is applicable threaded connections shall be forged steel fabricated from
material as specified on the vessel data sheet.
5.8
Bolting
5.8.1
Vendor shall provide U-bolts, stud bolts, and all attaching hardware
(nuts, bolts, washers, etc.) in accordance with material as specified on
the Company Specification 2208-30200-1L-0006 through 0047, “Piping
Material Specifications” as indicated in the data sheet and Teflon coated.
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5.8.2
5.9
All machine bolts and nuts used to assemble internal components for
carbon steel tanks with carbon steel internals shall be 316. Stainless
Steel
Gaskets
Unless otherwise specified in the data sheets, gaskets will be in accordance
with Company Specification 2208-30200-1L-0006 through 0047, “Piping
Material Specifications” as indicated in the data sheet.
5.10 Materials for pressure vessel Parts Subject to Sulfide Stress Cracking
5.10.1
All materials shall be furnished in accordance with ASME, BPV Code
Section II, Part “A”, as specified herein, and on vessel data sheets.
5.10.2 The carbon steel materials specified in 5.10.4 shall be used where the
hydrogen sulfide partial pressure is greater than the limits defined
in
5.10.3.
5.10.3 Sour gas service is defined at that where the H2S partial pressure is
greater the 0.05 psia and the total pressure is 65 psia or greater, per
NACE Standard MR0175. For design purposes, a vessel shall be
considered to be in sour gas service if the H2S partial pressure is 0.05
psia or greater.
5.10.4 Sour gas service materials shall be in accordance with NACE Standard
MR0175, Section 3, Ferrous Metals and Section 6.
Plate:
ASTM SA-516 Grade 70
Forgings:
ASTM SA-105
Pipe:
A-106 Grade B
Fittings:
ASTM A-234 Grade WPB
Bolts: ASTM SA-193 Grade B7M (22 HRC
max. Hardness)
Internal Fasteners: 316 SS (22 HRC max. hardness)
5.10.5 Copper based materials are prohibited from usage in sour gas service.
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ConocoPhillips
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Rev. No.:
B2
Date: 21 Feb 2004
TITLE:
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
5.106 Stress relieving of rolled plates, formed heads and pipe fittings shall in
accordance with NACE Standard MR0175.
5.107 Threaded connections shall not be permitted on vessels in sour gas
service.
6.0
FABRICATION REQUIREMENTS
6.1
General
Vendor shall not begin material procurement or fabrication until he has received
written approval of the Approval Drawings from Company. Vendor shall notify
Company prior to the start of fabrication.
6.2
Datum Line
Tangent lines of heads or weld seams shall not be used as datum lines. All
datum lines shall be permanently marked on the vessel shell and shall generally
be located 6 inches from the bottom head-to-shell weld seam on vertical vessels
unless noted otherwise on the pressure vessel data sheet.
6.3
Forming Shell Section and Heads
Shell plates shall not be rolled until actual head dimensions are known.
Segments of cones shall be formed in such a manner as to eliminate radius
interruption at welded joints. Cone segments shall be free of sharp press break
indentations. Any laminations present in a head or shell section shall be cause
for the entire head or shell section to be rejected and replaced at Vendor’s
expense.
6.4
Assembly
6.4.1
Longitudinal seams in cylindrical or conical shells, all seams in spherical
shells and built-up heads shall be located to clear openings, their
reinforcing pads, saddle wear plates, and other welds by a minimum of 2
inches. Circumferential seams of shells shall be located to clear
openings, their reinforcing pads, tray and insulation support rings, saddle
wear plates, and other welds by a minimum of 50.8 mm (2 “). Where
any pad covers a seam, the seam shall be ground flush and 100%
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ConocoPhillips
PIMS Doc No.: 2208-30000-1L-0016
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Date: 21 Feb 2004
TITLE:
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
radiographed before attaching the pad. This must be shown on the shop
detail drawings.
6.5
6.6
6.4.2
No longitudinal joints shall be allowed within the down comer area or at
any other place where proper visual inspection of the weld is impossible.
6.4.3
Adjacent longitudinal seams shall be staggered so as to give a minimum
of 60-degree separation between these seams.
6.4.4
Backing strips shall not be used.
6.4.5
The connection between the skirt and the vessel shall be made with a
smooth flat-faced weld on the OD of the skirt where the skirt attaches to
vessel. The skirt shall be attached to the base ring with two fillet welds,
one on the OD and one on the ID of the skirt.
6.4.6
All external and internal attachments to the vessel shell or heads shall
be continuous seal welded unless prohibited by the ASME Code.
6.4.7
Bolt holes in structural members shall be drilled or punched. Flame cut
holes are not allowed.
Full Penetration Weld Requirements
6.5.1
All welds shall be full penetration welds.
6.5.2
Socket welds, which may be used in pipe of nominal bore less than
2 inches and where defined in the construction drawings.
Pipe support attachment welds.
Fillet welds, where specified, shall be continuous.
6.7
Tack Welds
Tack welds shall be carried out by qualified welders using approved electrodes
and preheat, as specified by the approved welding procedure.
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6.8
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
Pressure Containing Welds
All pressure containing welds shall be two pass minimum with overlap of start
and stops. This includes seal welds of threaded connections and socket welds.
Backing material is not acceptable for pressure boundary welds.
6.9
6.10
Openings
6.9.1
All nozzles, couplings, and internals shall be accurately located in
elevation from a common base or datum line and radially from the center
of the vessel after the shell sections have been assembled and welded
together.
6.9.2
All nozzles and manway necks shall be attached by full penetration
welds of both vessel and the reinforcing attachment. All reinforcing pads
(3/8-inch minimum) shall have full fillet welds attaching pads to vessel.
All pads thicker than 3/8 inch shall have fillet welds of approximately
three-fourths of the pad thickness unless larger welds are required for
strength. The fillet welds attaching nozzle necks to reinforcing pads or to
the outside of the vessel shall be a minimum of 9.5 mm (3/8 “).
6.9.3
Attachment of nozzles, manways, couplings, and studded type
connections to vessel by the “saddle-on” method will not be permitted
unless specifically approved in writing by Company. (The “saddle-on”
method of attachment is by welds which penetrate the full thickness of
the nozzle neck, manway neck or coupling wall, or by full fillet welds
inside and outside in the case of studded outlets.)
Post-Weld Heat Treatment (PWHT)
6.10.1 Vessels shall be post-weld heat treated only when required by this
specification, the pressure vessel data sheet, or the ASME code. When
post-weld heat treatment is required, the whole vessel shall be so
treated at one heating. If this is not possible, Vendor shall state this
exception in his proposal. All welding shall be completed before postweld heat treatment. Vendor shall submit the proposed post-weld heat
treating sequence to Company for approval prior to initiation of any heat
treatment.
6.10.2 Threaded connections and flange faces shall be protected to prevent
deterioration. Threaded connections shall have their threads chased
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Date: 21 Feb 2004
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after post-weld heat treatment. Flange faces shall be power brushed
prior to flange make-up.
6.10.3 When a vessel is post-weld heat-treated it shall be marked with
minimum 6 ” high letters as follows:
“STRESS RELIE VED – DO NOT WELD OR BURN”
6.10.4 All carbon steel vessels in services containing at least 2% by weight
Amine shall be post-weld heat-treated.
6.10.5 Vessels subject to sulfide stress cracking shall be heat treated.
7.0
TOLERANCES
7.1 Unless notes otherwise, all elevation dimensions are to the bottom of the
base plate for vertical vessels.
7.2 Nozzles shall be plumb and level in any direction within 1/2° for
orientation, and 1.58 mm (+1/16 “) for projection.
7.3 Trays shall be level in all directions within a tolerance of .002 mm per mm
(.002 inches per inch) of vessel diameter when measured from wall to
wall across the center of the tray. Height of tray over-flow weirs shall be
within a tolerance of plus 3mm (1/8 inch) minus 0 mm (inches).
Clearance from bottom of down comer to tray below shall be within plus
or minus 6.3 mm (1/4 inch). All other tray dimensions shall be within a
tolerance of plus or minus 3 mm (1/8 inch).
7.4 All other dimensions shown on vessel drawings and not otherwise
restricted shall be within a tolerance of plus or minus 3mm (1/8 inch),
except that the seam-to-seam length may be plus or minus 0.41 mm per
meter (0.005 inches per foot) of length of the vessel.
7.5 Where two or more openings are provided for installation of common
equipment, such as gauge glasses, they shall be set with a jig.
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8.0
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
WELDING
8.1
General
Welding processes for vessels and tanks shall comply with the minimum
requirements of ASME Section IX and the Company Specification 2208-300000L-0010 for acceptable processes, consumables, and the requirements for
consumable storage and handling.
Welding shall comply with API RP582.
8.2
Welding Procedure Qualifications
8.2.1
Vendor shall furnish and qualify weld procedure specifications in
accordance with ASME Section IX, which sha ll be available to and
followed by all welders.
8.2.2
Backing material and consumable inserts are essential variables.
8.2.3
The additional essential variables of Specification 2208-30000-0L-0010,
Welding Procedure and Performance Qualification, Table 1 apply, with
the following exceptions:
8.2.4
a.
Additional SMYS (specified minimum yield strength) limits are not
required.
b.
Carbon equivalent limits are not required for procedures without
hardness requirements.
For welding procedures meeting the additional requirements of NACE
MR0175 (sour service), hardness traverses shall be conducted as
specified in Company Specification 2208-30000-0L-0010 Welding
Procedure and Performance Qualification. The acceptance criterion is a
maximum hardness value of 248 Vickers. For pipe thickness of 0.40 in.
and up, the maximum external HAZ hardnesses shall be 300 Vickers.
Copies of all applicable welding procedure specifications, procedure
qualification records, and welder performance qualification tests
specified in the Vendor data requirements sheet, shall be submitted for
approval prior to start of fabrication.
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8.3
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
Welder and Welding Operator Qualification
Welders and welding operators shall be qualified in accordance with the
essential variables of ASME B31.3 and the supplemental requirements of
Company Specification 2208-30000-0L-0010 Welding Procedure and
Performance Qualification.
8.4
Weld Repairs
For all welding processes, only written repair procedures approved by the
Company shall be utilized. These may be based on Company-approved full
penetration groove welding procedures or specifically qualified for repairs. For
procedures based on groove welding procedures, work piece temperature shall
be a minimum of 38°C (100°F) higher than the minimum preheat temperature
required for the original approved welding procedure. The number of repair
attempts shall be limited to two.
9.0
TESTING
Vendor shall prepare an Inspection and Testing Plan and submit it to Company for
approval prior to fabrication of the equipment. Vendor shall notify Company prior to
testing. Company will inspect the vessel prior to testing and will witness the testing as
specified on the Inspection and Testing Requirements data sheet. All welding shall be
complete prior to testing.
9.1
Hydrostatic Test
9.1.1
All vessels shall be hydrostatically tested at 1-1/3 times the maximum
allowable working pressure (MAWP) based on the new and cold
condition, unless noted otherwise on the pressure vessel data sheet.
The hydrostatic test shall be held for a minimum of two hours after all
leaks have been located and stopped. A recently calibrated 2-pen
pressure and temperature recorder shall be utilized for the hydro test.
Vendor shall submit to Company a copy of the calibration charts for the
pressure recorder.
9.1.2
Hydrostatic test water shall be clean, deaerated, treated with a biocide,
and shall be heated, if necessary until the metal temperature of the shell
will at least equal the minimum temperature given for the vessel material
in Table UCS-23.
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Date: 21 Feb 2004
TITLE:
9.2
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
9.1.3
Vessels which are to be hydro tested to the same pressure may be
hydro tested at the same time by hooking them together using hoses
and pipe. However, each vessel must be equipped with its own
calibrated pressure gauge during the hydro test.
9.1.4
Prior to hydro testing, all oil buckets and weir compartments shall be
filled with water and checked for leaks.
9.1.5
All filter elements shall be removed from the vessel prior to hydro testing
and reinstalled after the hydro test has been accepted.
9.1.6
Vessels shall not be internally or externally coated prior hy-drotesting.
Pneumatic Test
Pneumatic tests shall be performed when specified on the pressure vessel data
sheet. These tests shall not be made in lieu of hydrostatic tests, unless so
noted on the pressure vessel data sheet, and shall be performed in accordance
with the applicable code, using soap suds or submergence under water to
detect leaks.
10.0
INSPECTION
Inspection requirements witness and hold points shall be as specified in the Inspection
and Testing Requirements sheet.
Vendor’s procedures for radiographic, ultrasonic, magnetic particle, and dye penetrant
examination and inspection shall comply with ASME Section V. Acceptance standards
shall be in accordance with ASME Section VIII.
10.1
Personnel Requirements
10.1.1 NDE examiner certification shall comply with Vendor’s written practice as
described in the ASNT SNT-TC-1A. The written practice and all NDE
examiner certifications shall be submitted to the Company for review and
approval.
10.1.2 All examiners shall be qualified to ASNT Level II, minimum, in the
appropriate method according to the written practice and shall be
approved by Company before beginning work. Level I examiners are
permitted provided they are directly supervised by the Level II examiner.
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10.2
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
Radiograph Requirements
10.2.1 Vendor shall fully radiograph (100%) all butt welds on the pressure
vessel in accordance with ASME Section VIII, UW-11 and UW-51. All
radiographic inspection shall be at Vendor’s expense. All film used shall
be packaged Type I film. Vendor shall repair any defects located by the
radiographic inspection at his expense. The radiographic inspection of
all repairs shall also be at Vendor’s expense.
10.2.2 Vendor shall radiograph (100%) all circumferential and longitudinal butt
welds in the shell and heads.
10.2.3 Vendor shall radiograph (100%) all butt welds for weld-neck flanges, butt
weld fittings, and any other butt welds that will provide interpretable film.
10.2.4 Vendor shall radiograph (100%) the longitudinal seam of all nozzle
necks made from rolled plate. The radiograph shall be made and
accepted by Company prior to attachment to the vessel or flange.
10.3
Other NDE Inspection
10.3.1 Company retains the right to inspect all nozzle attachment welds to the
vessel by ultrasonic examination per ASME Section VIII, mandatory
Appendix 12 in addition to Vendor’s normal UT inspection. Vendor shall
repair any defects located by ultrasonic inspection at his expense. All
ultrasonic inspection of repairs shall be at Vendor’s expense. The
ultrasonic inspection of all repairs shall be by the same UT Company
that did the initial inspection, preferably by the same UT technician.
10.3.2 Company retains the right to inspect all fillet welds attaching pressure
components or reinforcement pads to pressure vessels by magnetic
particle inspection per ASME Section VIII, mandatory Appendix 6.
Vendor shall repair any defects located by magnetic particle inspection
at his expense. All magnetic particle inspection of repairs shall be at
Vendor's expense. The magnetic particle inspection of all repairs shall
be by the same magnetic particle inspection Company that did the initial
inspection.
10.3.3 Company reserves the right to ultrasonically inspect any weld on a
vessel after it has been stress-relieved. Any defective welds found shall
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be repaired at Vendor's expense. After the repair is accepted by
Company, the vessel shall be stress-relieved again at Vendor's expense.
Vendor shall conduct an “as-built” survey of the vessel and update all
drawings and documents accordingly, prior to final acceptance of the
work.
11.0
PAINTING
11.1
Coating shall be in accordance with Company Specification 2208-30000-1L0014 Coatings for Vessels, Structures, Piping and Equipment.
11.2
When internal coating is specified it shall be applied to entire vessel inside
surface.
11.3
After the hydrostatic test, the vessel shall be emptied, dried thoroughly, cleaned
thoroughly of all grease, loose scale, rust, flux, weld spatter, and rubble, and
painted as specified on the pressure vessel data sheet per Project Coating
Specification 2208-30000-1L-0014. Ring grooves and raised face surfaces of
flanges shall be protected from sandblasting and paint. The required coating
system shall be applied to the flange faces other than the ring grooves and
raised face prior to shipment.
11.4
When a vessel is internally coated, the following shall be marked in minimum 4inch-high letters:
“VESSEL INTERNALLY COATED – DO NOT WELD”
12.0
CATHODIC PROTECTION
12.1
Cathodic protection shall be in accordance with Company Specification 220830000-1L-0015 Vessels Cathodic Protection.
12.2
The anodes shall be calculated based with the following assumptions:
a.
Anode life 1 yr.
b.
For internal coating and paint Breakdown factor: 5% in average.
c.
For Non-coating are 100% of breakdown factor.
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13.0
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
d.
Surface to be protected by anode, the surface immerged to liquid phase.
(Normal Level will be considered for calculations)
e.
Resistivity of the Fluids: 7.8-9.8 ohm-in
f.
Anode efficiency: 56% (In ordinal calculation the efficiency will be 70-90
% however if we will install the anodes on nozzles, we need to replace
the anode before the core is exposed to the fluid. Accordingly the
estimated efficiency is lower).
g.
Anode type: Aluminum
h.
Suppler will send the anodes calculations for Company approval
NAMEPLATE & IDENTIFICATION
13.1
General
13.1.1 All pressure vessels shall be provided with a 316 stainless steel
nameplate seal welded to a one-piece bracket. The bracket shall have a
minimum projection of 50.8 mm (2”) from the vessel wall and shall be
continuously seal welded. Insulated vessels shall have a nameplate
bracket with enough projection to clear the insulation by at least 25.4
mm (1 “).
13.1.2 Functional Identification, each vessel shall have its API Component
Identification as well as its process function printed in 76.2 mm (3”) high
black letters on outside of insulation, if used, e.g., PDA-V-4200 HP
FLARE SCRUBBER.
13.2
Identification Plate Construction
13.2.1 Each vessel shall be fitted with a permanent 3 mm (1/8) inch thick
identification plate of 316 Stainless Steel welded to a stand-off that can
be seen with the vessel insulated.
13.2.2 Identification plates on uninsulated vessels shall be seal welded to a
12.7 mm (1/2”) doubler plate.
13.2.3 The doubler plate shall be made from the same material as the vessel
shell.
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Date: 21 Feb 2004
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CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
13.2.4 The doubler shall be seal welded to the vessel shell.
13.2.5 The identification plate shall be welded to the doubler plate after PWHT.
13.2.6 Prior to welding, 6.3 mm (¼”) weep holes shall be drilled and tapped in
the doubler and identification plates.
13.2.7 Identification plates on insulated vessels shall be fitted with standoffs to
allow the plates to be seen after the insulation is installed. The minimum
thickness of any portion of standoff bracket shall be 6.3 mm (¼”).
13.2.8 The identification plate shall have a border of at least 6 mm on all sides
in which no stamping shall be allowed.
13.2.9 Information on the identification plate shall be legible after the plate is
welded to the vessel.
13.2.10 Information shall be accessible after the vessel is installed.
13.2.11 Identification plates shall be brushed only with stainless steel brushes or
stainless steel wire wheels.
13.2.12 Identification plate facsimile shall appear on the vessel drawing.
13.3
Identification Plate Information
In addition to the requirements ASME Section VIII, UG-116, the nameplate shall
also include the information listed below, stamped in letters a minimum of 9.5
mm (3/8”) high:
a.
Tag or Item Number
b.
Code symbol.
c.
Service Description
d.
Manufacturer’s name.
e.
Maximum allowable working pressure (psig) at ___ oC. (___oF).
f.
Minimum design metal temperature ___ oC (___oF ) at ___ (psig).
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14.0
CPF GENERAL PRESSURE VESSELS
g.
Manufacturer’s serial number.
h.
Year built.
i.
Diameter.
j.
Dry weight.
k.
Test weight.
l.
Test pressure (New and cold).
m.
Test date.
n.
Shell and head thicknesses.
o.
Corrosion allowance.
p.
Company’s item and/or tag number.
q.
Company’s purchase order number.
r.
vessel is suitable for H2S service, if applicable.
s.
National Board of Boiler and pressure vessel Inspectors Number.
PREPARATION FOR SHIPMENT
14.1
Vendor shall protect all machined surfaces and threaded connections with a
suitable rust preventative as per Company Specification 2208-30000-0L-0016
Packing and Storage Requirements. A light-duty type of rust preventative such
as WD-40 is not acceptable.
14.2
Unless specified otherwise on the pressure vessel data sheet, all flanged
openings shall be protected with one-piece plywood covers. Plywood covers
are to be 19 mm (3/4”) thick minimum.
14.3
A minimum of four bull diameter bolts shall be used to attach plywood covers.
14.4
Screwed connections shall be plugged or capped after coating with a grease
base rust preventative.
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15.0
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14.5
When specified on the data sheets, the pressure vessels shall have their
interiors protected with a vapor phase type rust inhibitor, such as manufactured
by the Cortec Corporation (types VC1-307 or VC1-309). When vapor phase
inhibitors are used, all openings shall also be sealed with a heavy-duty industrial
tape.
14.6
Unless specified otherwise by Company, all vessels to be shipped loose shall be
provided with heavy wood cradles to protect nozzles and appurtenances during
shipment. vessels equipped with steel saddles and supports that would
inherently protect such nozzles and appurtenances and are sufficiently rigid to
withstand shipment need not be provided with wood cradles but are to be
provided with a heavy wood sill to protect the foundation flange of the steel
support.
14.7
If vessels are to be shipped loose, Vendor shall design a shipping cradle for all
vertical vessels to be shipped in the horizontal. The design shall be included in
the approval drawings. Vendor's design shall be able to withstand all forces
exerted on the vessel during shipping and upending of the vessel.
14.8
Comply with Packing and Storage Requirements Company Specification 220830000-0L-0016.
VENDOR DATA REQUIREMENTS
15.1
Documentation data shall be furnished in accordance with Vendor data
Requirements Sheet.
15.2
Drawings shall be complete with all dimensions, thicknesses and details of
construction, including pictorial and dimensional location of all nozzles on plan
(or orientation) and elevation views. All appurtenances, both internal and
external, shall be shown on the drawings utilizing tail dimensions. All tail
dimensions shall be referenced to a common base or datum line. The datum
line shall be marked on the shell in such a manner as to be usable for
fabrication, inspection, and fieldwork. Tangent lines of heads or weld seams
shall not be used as datum lines. Radial dimensions shall be shown from the
vessel centerline. The pressure-limiting component shall be identified on vessel
drawings.
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15.3
Vendor shall indicate all inside and outside nozzle projections on the approval
drawings. All projection dimensions shall be presented on the approval
drawings in a tabular format.
15.4
The notes on the assembly drawings shall make clear all pertinent information
not on the other drawings, including the ASME edition, specifications used in
design, fabrication, and inspection and testing of the vessel, and the ASME
designation of all materials used.
15.5
Vendor shall show the location of all circumferential and longitudinal seams on
approval and construction drawings. These drawings shall also show the
vessel's dry, operating, shipping weights and center of gravity.
15.6
Vendor shall indicate any special requirements, such as preheating, stress
relieving, and painting on all the drawings for approval, U-1 Manufacturers data
Report and all engineering calculations.
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LISTADO DE MATERIALES
(BILL OF MATERIAL)
PRELIMINAR
DEFINITIVO
LISTA Nº (BILL No.)
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REVISION (REVIEW) A
(PRELIMINARY)
(DEFINITIVE)
FECHA (DATE):
09/02/2006
TAG O REF.
NOTAS (NOTES)
PLANOS (DRAWINGS)
051028-MD26/27/28/29/30
REVISION
A
POR (BY):
L.J.G.
FECHA (DATE):
09/02/2006
ODT Nº.
(JOB Nº)
GLYCOL REBOILER
PDA-H-2800 (VESSEL)
ITEM:
DESCRIPCION
CODIGO
ITEM
CANT.
UNID.
(CODE)
(ITEM)
(QTY)
(UNIT)
GLYCOL REBOILER PDA-H-2800
(CANTIDADES PARA UN (1) EQUIPO)
(DESCRIPTION)
PDA-H-2800
051028
DESCRIPCION (DESCRIPTION)
TIPO (TYPE)
ESP. (THK) DIMENSIONES (DIMS.)
CLIENTE
CONOCO PHILLIPS
(CUSTOMER)
P.O: 4504965480
PESO ( Kg.)
DATA REM.
130,77"x96"(3321,53x2438,4) (PARA ROLAR (ADICIONAR 16" LG. PARA
A 42" OD)
ROLADO)
MATERIAL
(WEIGHT)
OBSERVACIONES (REMARKS)
SA-516-70N
605,6
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED ADD OVER
LENGTH TO ROLLER. SEE NOTES
ATTACHED: 1,4,11,12,20,32,33,42.
VIROLA 1
01
01
PZAS
LAMINA
3/8" (10)ESP.
VIROLA 2
02
01
PZAS
LAMINA
3/8" (10)ESP.
130,77"x45-3/8"(3321,53x1152,4) (PARA
ROLAR A 42" OD)
(ADICIONAR 16" LG. PARA
ROLADO)
SA-516-70N
304,6
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED ADD OVER
LENGTH TO ROLLER. SEE NOTES
ATTACHED: 1,4,11,12,20,32,33,42.
CABEZAL
03
01
PZAS
CABEZAL 2:1
0,2378 (min)
42" (1066,8) O.D.
Semielip 2:1. 2" Long.Recta.
SA-516-70N
92,7
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED ADD OVER
LENGTH TO ROLLER. SEE NOTES
ATTACHED: 1,4,11,12,20,32,33,42.
BRIDA INTEGRAL
CUERPO
QUEMADOR
04
01
PZAS
LAMINA
1-3/4" ESP
PL. PARA FABRICAR BRIDA
SEGÚN MEDIDAS DE
PLANO
SA-516-70N
112,6
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED ADD OVER
LENGTH TO ROLLER. SEE NOTES
ATTACHED: 1,4,11,12,20,32,33,42.
BRIDA CIEGA
CUERPO
QUEMADOR
05
01
PZAS
LAMINA
1-3/4" ESP
49" OD (1346.2OD)
PL. PARA FABRICAR BRIDA
SEGÚN MEDIDAS DE
PLANO
SA-516-70N
338,1
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED ADD OVER
LENGTH TO ROLLER. SEE NOTES
ATTACHED: 1,4,11,12,20,32,33,42.
BRIDA CUERPO
06
48
PZAS
CONJUNTO
ESPARRAGOS
5/8" DIAM.
5,5" LONG. CON DOS TUERCA HEX.HD
C/U, NC
SA-193-B7/SA-1942H
(PTFE)
RECUBIERTO CON
TEFLON
13,2
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,32,33,35,36.
BRIDA CUERPO
07
01
PZAS
EMPACADURA
1/8" ESP
49" OD NON ASBESTOS
NON ASBESTO
2,0
CERTIFICATION IS NOT REQUIRED
BAFFLE
DESMONTABLE
08
01
PZAS
LAMINA
3/8" (10) ESP.
41 1/4"_OD (1047,75_OD)
PARA FABRICAR SEGÚN
DIMENSIONES DE PLANO
SA-516-70
56,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
SOPORTE BAFFLE
DESMONTABLE
09
02
PZAS
LAMINA
3/8" (10) ESP.
41,25"_OD x 35,25"_ID (1047,75_OD x
895,35_ID)
PARA FABRICAR SEGÚN
DIMENSIONES DE PLANO
SA-516-70
16,3
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
TORNILLOS BAFFLE
11
24
PZAS
CONJUNTO
ESPARRAGOS
1/2" DIAM.
2" LONG. CON DOS TUERCA HEX.HD C/U,
NC
SA-193-B7/SA-1942H
(PTFE)
RECUBIERTO CON
TEFLON
1,9
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,32,33,35,36.
ROMPE VORTICE
12
04
PZAS
LAMINA
1/4" (6) ESP.
2-1/4"x2-3/8"(57,15x60,325)
SA-516-70
0,7
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
ROMPE VORTICE
13
02
PZAS
LAMINA
1/4" (6) ESP.
4-3/4"x2-3/8"(120,65x60,325)
SA-516-70
0,7
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
OREJA IZAMIENTO
17
03
PZAS
LAMINA
3/4"
7 7/8" X 7"
SA-516-70
16,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,10,11,12,20,32,33,42.
OREJA IZAMIENTO
18
03
PZAS
LAMINA
3/8"
10" X 4"
SA-516-70
5,9
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,10,11,12,20,32,33,42.
IVR-RID-003
REV. 0. ENERO 2006
49" ODx42" ID
(1244,6ODx1066.8 ID)
RESERVACIÒN
REVISIONES
RESERVATION
(REVIEWS)
PAGINA (PAGE) 2 DE (OF) 6
LISTADO DE MATERIALES
(BILL OF MATERIAL)
PRELIMINAR
DEFINITIVO
LISTA Nº (BILL No.)
051028-BM11
REVISION (REVIEW) A
(PRELIMINARY)
(DEFINITIVE)
FECHA (DATE):
09/02/2006
TAG O REF.
NOTAS (NOTES)
PLANOS (DRAWINGS)
051028-MD26/27/28/29/30
REVISION
A
POR (BY):
L.J.G.
FECHA (DATE):
09/02/2006
ODT Nº.
(JOB Nº)
GLYCOL REBOILER
PDA-H-2800 (VESSEL)
ITEM:
DESCRIPCION
PDA-H-2800
051028
CODIGO
ITEM
CANT.
UNID.
(CODE)
(ITEM)
(QTY)
(UNIT)
GLYCOL REBOILER PDA-H-2800
(CANTIDADES PARA UN (1) EQUIPO)
(DESCRIPTION)
DESCRIPCION (DESCRIPTION)
TIPO (TYPE)
ESP. (THK) DIMENSIONES (DIMS.)
CLIENTE
CONOCO PHILLIPS
(CUSTOMER)
P.O: 4504965480
PESO ( Kg.)
DATA REM.
MATERIAL
(WEIGHT)
OBSERVACIONES (REMARKS)
ATERRAMIENTO
19
02
PZAS
LAMINA
1/4" (6)
3 21/32" x 3 21/32"
SA-516-70
1,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
PLACA ID.
20
01
PZAS
LAMINA
1/8" ESP
172 X 102
SS-316
0,5
ASTM CERTIFICATION IS NOT REQUIRED
PLACA ID.
21
01
PZAS
LAMINA
1/8" ESP
320 X 270
SS-316
2,2
ASTM CERTIFICATION IS NOT REQUIRED
SOPORTE PLACA
ID.
22
01
PZAS
LAMINA
1/4" ESP.
326 X 381 APRX.
SA-516-70
6,2
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
SOPORTE PLACA
ID.
23
01
PZAS
LAMINA
1/4" ESP.
280 X 381 APRX.
SA-516-70
5,3
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
CONEXIÓN N1
(STILL COLUMN)
24
01
PZAS
BRIDA WNRF
16" DIA.
SCH. 30
150#
SA-105
64,4
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
CONEXIÓN N1
(STILL COLUMN)
25
01
PZAS
TUBO
16" DIA.
SCH. 30
200 LG
SA-106-B
17,5
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
CONEXIÓN N1
(STILL COLUMN)
26
01
PZAS
LAMINA
3/8" (10) ESP.
22" O.Dx16"I.D (559 O.D x 406.4 I.D)
SA-516-70
5,5
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
CONEXIÓN N1
(STILL COLUMN)
27
02
PZAS
EMPACADURA
16" DIAM.
SPIRAL WOUND
150#
SS-316
1,5
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. ASME
B16.20-1993
CONN N2 TEG
OUTLET
29
01
PZAS
BRIDA WNRF
2" DIA.
SCH. 160
150#
SA-105
4,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
CONN N2 TEG
OUTLET
30
01
PZAS
TUBO
2" DIA.
SCH. 160
112,5 LG
SA-106-B
2,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
CONN N3 A/B DRAIN
31
02
PZAS
BRIDA WNRF
2" DIA.
SCH. 160
150#
SA-105
8,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
CONN N3 A/B DRAIN
32
02
PZAS
TUBO
2" DIA.
SCH. 160
136,5 LG
SA-106-B
4,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
CONN N4 SPARE
33
01
PZAS
BRIDA WNRF
2" DIA.
SCH. 160
150#
SA-105
4,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
CONN N4 SPARE
34
01
PZAS
TUBO
2" DIA.
SCH. 160
136,5 LG
SA-106-B
2,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
IVR-RID-003
REV. 0. ENERO 2006
ASME B16.20
RESERVACIÒN
REVISIONES
RESERVATION
(REVIEWS)
PAGINA (PAGE) 3 DE (OF) 6
LISTADO DE MATERIALES
(BILL OF MATERIAL)
PRELIMINAR
DEFINITIVO
LISTA Nº (BILL No.)
051028-BM11
REVISION (REVIEW) A
(PRELIMINARY)
(DEFINITIVE)
FECHA (DATE):
09/02/2006
TAG O REF.
NOTAS (NOTES)
PLANOS (DRAWINGS)
051028-MD26/27/28/29/30
REVISION
A
POR (BY):
L.J.G.
FECHA (DATE):
09/02/2006
ODT Nº.
(JOB Nº)
GLYCOL REBOILER
PDA-H-2800 (VESSEL)
ITEM:
DESCRIPCION
CODIGO
ITEM
CANT.
UNID.
(CODE)
(ITEM)
(QTY)
(UNIT)
GLYCOL REBOILER PDA-H-2800
(CANTIDADES PARA UN (1) EQUIPO)
(DESCRIPTION)
PDA-H-2800
051028
DESCRIPCION (DESCRIPTION)
TIPO (TYPE)
ESP. (THK) DIMENSIONES (DIMS.)
CLIENTE
CONOCO PHILLIPS
(CUSTOMER)
P.O: 4504965480
PESO ( Kg.)
DATA REM.
(WEIGHT)
OBSERVACIONES (REMARKS)
SA-105
1,8
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
SS-316
1,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. ASME
B16.20-1993
SA-193-B7/SA-1942H
(PTFE)
RECUBIERTO CON
TEFLON
0,8
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,32,33,35,36.
CONN N4 SPARE
034A
01
PZAS
BRIDA CIEGA RF
2'' DIA
CONN N4 SPARE
034B
01
PZAS
EMPACADURA
2''
CONN N4 SPARE
034C
04
PZAS
CONJUNTO
ESPARRAGOS
5/8" DIA.
CONN N5
EQUALIZER
35
01
PZAS
BRIDA WNRF
2" DIA.
SCH. 160
150#
SA-105
4,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
CONN N5
EQUALIZER
36
01
PZAS
TUBO
2" DIA.
SCH. 160
136,5 LG
SA-106-B
2,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
CONN N6 A/B
PREHEATER COIL
37
02
PZAS
BRIDA WNRF
3" DIA.
SCH. 160
150#
SA-105
8,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
CONEXIÓN N1
(STILL COLUMN)
37A
02
PZAS
LAMINA
SA-516-70
11,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
CONN N6 A/B
PREHEATER COIL
38
02
PZAS
TUBO
3" DIA.
SCH. 160
260 LG
SA-106-B
6,8
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
CONN N6 A/B
PREHEATER COIL
39
01
PZAS
TUBO
3" DIA.
SCH. 160
810 LG
SA-106-B
10,6
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
CONN N6 A/B
PREHEATER COIL
40
18
PZAS
CODO 90°
3" DIA.
BW SCH. 160
RL
SA-234-WPB
26,1
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,31,32,33.
CONN N7 A/B
HEATING DEVICE
CONN
41
02
PZAS
BRIDA WNRF
14" DIA.
SCH. 60
150#
SA-105
100,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
CONN N7 A/B
HEATING DEVICE
CONN
42
02
PZAS
TUBO
14" DIA.
SCH. 60
270 LG
SA-106-B
52,4
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
CONN N7 A/B
HEATING DEVICE
CONN
43
02
PZAS
LAMINA
1 3/4" ESP.
19" O.Dx14"I.D (482,6 O.D x 355,6 I.D)
SA-516-70
58,4
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
CONN N7 A/B
HEATING DEVICE
CONN
44
24
PZAS
CONJUNTO
ESPARRAGOS
1" DIAM.
6" LONG. C/2 TUERCAS HEX. HD C/UNC
SA-193-B7/SA-1942H
(PTFE)
RECUBIERTO CON
TEFLON
19,4
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,32,33,35,36.
IVR-RID-003
REV. 0. ENERO 2006
#150
MATERIAL
SPIRAL WOUND
150#
3-3/4" LONG. C/ 2 TUERCAS HEX HD, C/U.
NC
3/8" (10) ESP. "9-1/2 O.Dx3-1/2"I.D (241,3 O.D x 88,9 I.D)
ASME B16.20
RESERVACIÒN
REVISIONES
RESERVATION
(REVIEWS)
PAGINA (PAGE) 4 DE (OF) 6
LISTADO DE MATERIALES
(BILL OF MATERIAL)
PRELIMINAR
DEFINITIVO
LISTA Nº (BILL No.)
051028-BM11
REVISION (REVIEW) A
(PRELIMINARY)
(DEFINITIVE)
FECHA (DATE):
09/02/2006
TAG O REF.
NOTAS (NOTES)
PLANOS (DRAWINGS)
051028-MD26/27/28/29/30
REVISION
A
POR (BY):
L.J.G.
FECHA (DATE):
09/02/2006
ODT Nº.
(JOB Nº)
GLYCOL REBOILER
PDA-H-2800 (VESSEL)
ITEM:
DESCRIPCION
PDA-H-2800
051028
GLYCOL REBOILER PDA-H-2800
(CANTIDADES PARA UN (1) EQUIPO)
(DESCRIPTION)
CODIGO
ITEM
CANT.
UNID.
DESCRIPCION (DESCRIPTION)
(CODE)
(ITEM)
(QTY)
(UNIT)
TIPO (TYPE)
ESP. (THK) DIMENSIONES (DIMS.)
CONN N7 A/B
HEATING DEVICE
CONN
45
02
PZAS
EMPACADURA
533.4 OD
1" ESP. TIRA NON ABESTO
CONN N8 TT-280160
46
01
PZAS
BRIDA WNRF
2" DIA.
SCH. 160
CONN N8 TT-280160
47
01
PZAS
TUBO
2" DIA.
CONN N9 TT-280162
48
01
PZAS
BRIDA WNRF
CONN N9 TT-280162
49
01
PZAS
CONN N10 TI-280061
50
01
CONN N10 TI-280061
51
CONN N11 PI-280021
CLIENTE
CONOCO PHILLIPS
(CUSTOMER)
P.O: 4504965480
PESO ( Kg.)
MATERIAL
(WEIGHT)
OBSERVACIONES (REMARKS)
NON ASBESTO
5,0
CERTIFICATION IS NOT REQUIRED
150#
SA-105
4,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
SCH. 160
143,5 LG
SA-106-B
2,2
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
2" DIA.
SCH. 160
150#
SA-105
4,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
TUBO
2" DIA.
SCH. 160
143,5 LG
SA-106-B
2,2
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
PZAS
BRIDA WNRF
2" DIA.
SCH. 160
150#
SA-105
4,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
01
PZAS
TUBO
2" DIA.
SCH. 160
143,5 LG
SA-106-B
2,2
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
52
01
PZAS
BRIDA WNRF
2" DIA.
SCH. 160
150#
SA-105
4,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
CONN N11 PI-280021
53
01
PZAS
TUBO
2" DIA.
SCH. 160
136,5 LG
SA-106-B
2,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
CONN N12 PT-280020
54
01
PZAS
BRIDA WNRF
2" DIA.
SCH. 160
150#
SA-105
4,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
CONN N12 PT-280020
55
01
PZAS
TUBO
2" DIA.
SCH. 160
136,5 LG
SA-106-B
2,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
CONN N13 PT-280001/02
56
01
PZAS
BRIDA WNRF
2" DIA.
SCH. 160
150#
SA-105
4,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
CONN N13 PT-280001/02
57
01
PZAS
TUBO
2" DIA.
SCH. 160
136,5 LG
SA-106-B
2,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
CONN N14
STRIPPING GAS
INLET
58
01
PZAS
BRIDA WNRF
2" DIA.
SCH. 160
150#
SA-105
4,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
IVR-RID-003
REV. 0. ENERO 2006
DATA REM.
RESERVACIÒN
REVISIONES
RESERVATION
(REVIEWS)
PAGINA (PAGE) 5 DE (OF) 6
LISTADO DE MATERIALES
(BILL OF MATERIAL)
PRELIMINAR
DEFINITIVO
LISTA Nº (BILL No.)
051028-BM11
REVISION (REVIEW) A
(PRELIMINARY)
(DEFINITIVE)
FECHA (DATE):
09/02/2006
TAG O REF.
NOTAS (NOTES)
PLANOS (DRAWINGS)
051028-MD26/27/28/29/30
REVISION
A
POR (BY):
L.J.G.
FECHA (DATE):
09/02/2006
ODT Nº.
(JOB Nº)
GLYCOL REBOILER
PDA-H-2800 (VESSEL)
ITEM:
DESCRIPCION
PDA-H-2800
051028
CODIGO
ITEM
CANT.
UNID.
(CODE)
(ITEM)
(QTY)
(UNIT)
GLYCOL REBOILER PDA-H-2800
(CANTIDADES PARA UN (1) EQUIPO)
(DESCRIPTION)
DESCRIPCION (DESCRIPTION)
TIPO (TYPE)
ESP. (THK) DIMENSIONES (DIMS.)
CLIENTE
CONOCO PHILLIPS
(CUSTOMER)
P.O: 4504965480
PESO ( Kg.)
DATA REM.
MATERIAL
(WEIGHT)
OBSERVACIONES (REMARKS)
CONN N14
STRIPPING GAS
INLET
59
01
PZAS
TUBO
2" DIA.
SCH. 80
136,5 LG
SA-106-B
2,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
CONN N15 A/B LG
2810-53/LT280051/52
60
02
PZAS
BRIDA WNRF
2" DIA.
SCH. 160
150#
SA-105
8,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
CONN N15 A/B LG
2810-53/LT280051/52
61
02
PZAS
TUBO
2" DIA.
SCH. 160
279,1 LG
SA-106-B
6,2
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
N16 A/B
HANDHOLES WITH
BLIND
62
02
PZAS
BRIDA WNRF
6" DIA.
SCH. 80
150#
SA-105
22,4
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
N16 A/B
HANDHOLES WITH
BLIND
63
02
PZAS
TUBO
6" DIA.
SCH. 80
223,1 LG
SA-106-B
19,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,21,26,27,28,32,33,42.
N16 A/B
HANDHOLES WITH
BLIND
64
02
PZAS
LAMINA
3/8" (10) ESP.
10 5/8" O.D x 6 5/8" I.D (270 O.D x 168,3
I.D)
SA-516-70
5,4
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
N16 A/B
HANDHOLES WITH
BLIND
65
02
PZAS
BRIDA CIEGA RF
6" DIA.
150#
SA-105
25,2
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,29,30,32,33.
N16 A/B
HANDHOLES WITH
BLIND
66
04
PZAS
EMPACADURA
6" DIA.
SS-316
3,0
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. ASME
B16.20-1993
N16 A/B
HANDHOLES WITH
BLIND
67
16
PZAS
CONJUNTO
ESPARRAGOS
3/4" DIA.
4-1/4" LONG. C/ 2 TUERCAS HEX HD, C/U.
NC
SA-193-B7/SA-1942H
(PTFE)
RECUBIERTO CON
TEFLON
5,5
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,32,33,35,36.
SILLETA BASE
PLATE
68
02
PZAS
LAMINA
1/2" ESP.
50 1/8" x 9" (1273 X 228,6)
A-36
58,0
ASTM CERTIFICATION IS REQUIRED
SILLETA RIB
69
04
PZAS
LAMINA
3/8" ESP.
59 1/2" x 8" (1511,3 X 203,2)
A-36
55,4
ASTM CERTIFICATION IS REQUIRED
SILLETA RIB
70
04
PZAS
LAMINA
3/8" ESP.
50 7/8" x 7 5/8" (1292 x 193,7)
A-36
39,0
ASTM CERTIFICATION IS REQUIRED
SILLETA WEB
PLATE
71
02
PZAS
LAMINA
3/8" ESP.
70" x 35 1/2" (1780 x 901,7)
A-36
166,0
ASTM CERTIFICATION IS REQUIRED
SILLETA WEAR
PLATE
72
02
PZAS
LAMINA
3/8" ESP.
49 15/16" x 13" (1268 X 330,2)
SA-516-70
62,7
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
TORNILLERIA
73
04
PZAS
TORNILLO
3/4" DIA.
CABEZA HEX. UNC X 3-1/2" LG.
A-325 CON
RECUBRIMIENTO
DE TEFLON. (PTFE)
2,0
ASTM CERTIFICATION IS REQUIRED
IVR-RID-003
REV. 0. ENERO 2006
SPIRAL WOUND
150#
ASME B16.20
PARA ROLAR 132º DEL
RADIO EXTERNO EQUIPO
RESERVACIÒN
REVISIONES
RESERVATION
(REVIEWS)
PAGINA (PAGE) 6 DE (OF) 6
LISTADO DE MATERIALES
(BILL OF MATERIAL)
PRELIMINAR
DEFINITIVO
LISTA Nº (BILL No.)
051028-BM11
REVISION (REVIEW) A
(PRELIMINARY)
(DEFINITIVE)
FECHA (DATE):
09/02/2006
TAG O REF.
NOTAS (NOTES)
PLANOS (DRAWINGS)
051028-MD26/27/28/29/30
REVISION
A
POR (BY):
L.J.G.
FECHA (DATE):
09/02/2006
ODT Nº.
(JOB Nº)
ITEM:
DESCRIPCION
GLYCOL REBOILER PDA-H-2800
(CANTIDADES PARA UN (1) EQUIPO)
(DESCRIPTION)
PDA-H-2800
051028
CODIGO
ITEM
CANT.
UNID.
(CODE)
(ITEM)
(QTY)
(UNIT)
TIPO (TYPE)
TORNILLERIA
74
04
PZAS
TUERCA
3/4" DIA.
HEX. HD UNC
TORNILLERIA
75
08
PZAS
ARANDELA
3/4" DIA.
STD. LISA
AISLAMIENTO
76
15
M^2
LAMINA
0.016" ESP
161,5 ft² (15 m²)
AISLAMIENTO
77
40
PZAS
LAMINA
1/4" ESP.
1 1/2"x1" (38x25,4)
AISLAMIENTO
78
02
PZAS
BARRA LISA
1/4" DIA
AISLAMIENTO
79
02
PZAS
BARRA LISA
1/4" DIA
AISLAMIENTO
80
01
PZAS
PERLITA
EXPANDIDA
1,5" ESPESOR
340 ft² (15 m²)
SUPORTS HEATING
DEVICE
81
02
PZAS
LAMINA
3/8"
SUPORTS HEATING
DEVICE
82
08
PZAS
CONJUNTO
ESPARRAGOS
SUPORTS HEATING
DEVICE
83
08
PZAS
LAMINA
SUPORTS HEATING
DEVICE
84
01
PZAS
ANGULO
75x75x8
SUPORTS HEATING
DEVICE
85
01
PZAS
ANGULO
75x75x8
SUPORTS HEATING
DEVICE
86
02
PZAS
LAMINA
DESCRIPCION (DESCRIPTION)
ESP. (THK) DIMENSIONES (DIMS.)
CLIENTE
CONOCO PHILLIPS
(CUSTOMER)
P.O: 4504965480
PESO ( Kg.)
MATERIAL
(WEIGHT)
OBSERVACIONES (REMARKS)
A-325 CON
RECUBRIMIENTO
DE TEFLON. (PTFE)
2,0
ASTM CERTIFICATION IS REQUIRED
GALVANIZADO EN
CALIENTE
C/S
1,4
CERTIFICATION IS NOT REQUIRED
192 Kg/m3
SS-316
12,2
ASTM CERTIFICATION IS REQUIRED
SA-516-70
1,4
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
3492 LG
AISI-1040
7,0
CERTIFICATION IS NOT REQUIRED
3240 LG
AISI-1040
6,5
CERTIFICATION IS NOT REQUIRED
PERLITA
EXPANDIDA
113,1
DE ACUERDO A ASTM C160
5 1/6"X3" (128X75)
SA-516-70
1,4
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
3/8"
1 1/4" LONG. C/2 TUERCAS HEX. HD C/UNC
SA-193-B7/SA-1942H
(PTFE)
RECUBIERTO CON
TEFLON
0,6
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 20,32,33,35,36.
8 mm
2 1/4"X2 1/4" (57X57)
A-36
1,7
ASTM CERTIFICATION IS REQUIRED
32" LG.
A-36
9,0
ASTM CERTIFICATION IS REQUIRED
27" LG.
A-36
7,5
ASTM CERTIFICATION IS REQUIRED
SA-516-70
1,5
ASME SECT II PART A, ED. 2004
CERTIFICATION IS REQUIRED. SEE NOTES
ATTACHED: 1,11,12,20,32,33,42.
3/8"
5 1/8"x2 15/16" (130,7x75)
DATA REM.
192 Kg/m3
TOTAL (KGS)
IVR-RID-003
REV. 0. ENERO 2006
GLYCOL REBOILER
PDA-H-2800 (VESSEL)
2.687,39
RESERVACIÒN
REVISIONES
RESERVATION
(REVIEWS)
Pressure Vessel Design Calculations
Nº Documento IVR:
Tag Nº
Cliente
EXAMPLE
REBOILER
N/A
Deficiencies Summary
No deficiencies found.
Nozzle Schedule
Nozzle
mark
Service
Materials
Size
Nozzle
Impact
Norm
Fine Grain
Pad
Impact
Norm
Fine Grain
Flange
N1
STILL COLUMN CONECC
16" Sch 30 (Std)
SA-106 B Smls pipe
No
No
No
SA-516 70
No
No
No
WN A105 150#
N16A
handhole
6" Sch 40 (Std)
SA-106 B Smls pipe
No
No
No
SA-516 70
No
No
No
WN A105 150#
N2
TEG outlet
2" Sch 160
SA-106 B Smls pipe
No
No
No
N/A
N/A
N/A
N/A
WN A105 150#
Nozzle Summary
Nozzle
mark
N1
OD
(in)
16,00
t
n
(in)
0,3750
Req t
(in) n
0,2327
Reinforcement
Pad
Shell
A1?
Yes
A2?
Yes
Nom t
(in)
Design t
(in)
User t
(in)
Width
(in)
t
pad
(in)
0,3750
0,3750
&nbsp
2,0000
0,3750
Corr
(in)
A /A
a r
(%)
0,1250
100,8
N16A
6,63
0,2800
0,2143
Yes
Yes
0,3750
0,3750
&nbsp
2,0000
0,3750
0,1250
222,9
N2
2,38
0,3440
0,2240
Yes
Yes
0,2378*
N/A
&nbsp
N/A
N/A
0,1250
Exempt
tn:
Nozzle thickness
Req tn:
Nozzle thickness required per UG-45/UG-16
Nom t:
Vessel wall thickness
Design t: Required vessel wall thickness due to pressure + corrosion allowance per UG-37
User t:
Local vessel wall thickness (near opening)
Aa:
Area available per UG-37, governing condition
Ar:
Area required per UG-37, governing condition
Corr:
Corrosion allowance on nozzle wall
*
Head minimum thickness after forming
Pressure Summary
Pressure Summary for Chamber bounded by Bolted Cover #2 and Ellipsoidal Head #1
Identifier
Ellipsoidal Head #1
P
Design
( psi)
T
Design
(°F)
MAWP
( psi)
MAP
( psi)
MAEP
( psi)
T
e
external
(°F)
MDMT
(°F)
75,0
500,0
107,60
228,81
15,10
500,0
-55,0
MDMT
Exemption
Note 1
Total Corrosion
Allowance
(in)
Impact
Test
0,125
No
Straight Flange on Ellipsoidal Head #1
75,0
500,0
238,03
359,71
17,27
500,0
-155,0
Note 2
0,125
No
Cylinder #1
75,0
500,0
238,03
359,71
17,27
500,0
-155,0
Note 2
0,125
No
Bolted Cover #2
75,0
500,0
79,38
93,45
90,38
500,0
-55,0
Note 3
0,125
No
Flange Head
75,0
500,0
79,16
81,99
175,25
500,0
-55,0
Note 4
0,000
No
Saddle 42" Dia
75,0
500,0
75,00
N/A
N/A
N/A
N/A
N/A
N/A
N/A
STILL COLUMN CONECC (N1)
75,0
500,0
75,00
75,00
17,27
500,0
-55,0
Nozzle Note 5; Pad note 6
0,125
No
handhole (N16A)
75,0
500,0
75,00
75,00
17,27
500,0
-55,0
Nozzle Note 7; Pad note 8
0,125
No
TEG outlet (N2)
75,0
500,0
75,00
75,00
15,10
500,0
-55,0
Note 9
0,125
No
Chamber design MDMT is -20,00°F
Chamber rated MDMT is -55,00°F @ 75,00 psi
Chamber MAWP hot & corroded is 75,00 psi @ 500,0°F
Chamber MAP cold & new is 75,00 psi @ 70,0°F
Chamber MAEP is 15,10 psi @ 500,0°F
Vacuum rings did not govern the external pressure rating.
Design notes are available on the Settings Summary page.
Revision History
No.
Date
Operator
0
3/17/2006
hgelvis
Notes
New vessel created ASME Division 1 [Build 6247]
Settings Summary
COMPRESS Build 6247
Units: U.S. Customary
Datum Line Location: 0,00" from left seam
Design
ASME Section VIII Division 1, 2004 Edition, A05 Addenda
Design or Rating:
Minimum thickness:
Design for cold shut down only:
Design for lethal service (full radiography required):
Design nozzles for:
Corrosion weight loss:
UG-23 Stress Increase:
Skirt/legs stress increase:
Minimum nozzle projection:
Juncture calculations for α > 30 only:
Preheat P-No 1 Materials > 1,25&#34 and <= 1,50" thick:
Butt welds are tapered per Figure UCS-66.3(a).
Get Thickness from
Pressure
1/16" per UG-16(b)
No
No
Vessel MAWP
100% of theoretical loss
1,20
1,0
6,0000"
Yes
No
Hydro/Pneumatic Test
Shop Hydrotest Pressure:
Test liquid specific gravity:
Field Hydrotest Pressure:
Wind load present @ field:
Maximum stress during test:
Code Interpretations
1,3 times vessel MAWP
1,00
1,3 times vessel MAWP
33% of design
90% of yield
Apply interpretation VIII-1-83-66:
Apply interpretation VIII-1-86-175:
Apply interpretation VIII-1-83-115:
Apply interpretation VIII-1-01-37:
Disallow UG-20(f) exemptions:
UG-22 Loadings
No
No
No
No
No
UG-22 (a) Internal or External Design Pressure :
UG-22 (b) Weight of the vessel and normal contents under operating or test conditions:
UG-22 (c) Superimposed static reactions from weight of attached equipment (external loads):
UG-22 (d)(2) Vessel supports such as lugs, rings, skirts, saddles and legs:
UG-22 (f) Wind reactions:
UG-22 (f) Seismic reactions:
Note: UG-22 (b),(c) and (f) loads only considered when supports are present.
Yes
Yes
No
Yes
Yes
Yes
Thickness Summary
Component
Identifier
Material
Diameter
(in)
Length
(in)
Nominal t
(in)
Design t
(in)
Joint
E
Load
Ellipsoidal Head #1
SA-516 70
42,00 OD
10,62
0,2378*
0,2375
1,0000
External
Straight Flange on Ellipsoidal Head #1
SA-516 70
42,00 OD
2,00
0,3750
0,3609
1,0000
External
Cylinder #1
SA-516 70
42,00 OD
144,00
0,3750
0,3609
1,0000
External
Bolted Cover #2
SA-516 70
49,00 OD
1,75
1,7500*
1,7052
1,0000
Internal
Nominal t:
Vessel wall nominal thickness
Design t:
Required vessel thickness due to governing loading + corrosion
Joint E:
Longitudinal seam joint efficiency
*
Head minimum thickness after forming
Load
internal:
Circumferential stress due to internal pressure governs
external:
External pressure governs
Wind:
Combined longitudinal stress of pressure + weight + wind governs
Seismic:
Combined longitudinal stress of pressure + weight + seismic governs
Weight Summary
Weight ( lb) Contributed by Vessel Elements
Component
Metal
New*
Metal
Corroded*
Insulation &
Supports
Lining
Piping
+ Liquid
Operating
Liquid
Test
Liquid
Ellipsoidal Head #1
163,05
83,22
0,00
0,00
0,00
399,47
435,10
Cylinder #1
1.973,41
1.319,61
0,00
0,00
0,00
6.066,00
7.015,33
Bolted Cover #2
933,91
867,21
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
Saddle 42" Dia
328,00
328,00
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
TOTAL:
3.398,37
2.598,03
0,00
0,00
0,00
6.465,46
7.450,42
* Shells with attached nozzles have weight reduced by material cut out for opening.
Weight ( lb) Contributed by Attachments
Component
Nozzles &
Flanges
Body Flanges
Packed
Beds
Trays &
Supports
Rings &
Clips
Vertical
Loads
New
Corroded
New
Corroded
Ellipsoidal Head #1
0,00
0,00
8,57
7,68
0,00
0,00
0,00
0,00
Cylinder #1
272,06
272,06
259,46
242,03
0,00
0,00
0,00
0,00
Bolted Cover #2
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
TOTAL:
272,06
272,06
268,03
249,71
0,00
0,00
0,00
0,00
Vessel operating weight, Corroded:
Vessel operating weight, New:
Vessel empty weight, Corroded:
Vessel empty weight, New:
Vessel test weight, New:
9.585 lb
10.404 lb
3.120 lb
3.938 lb
11.389 lb
Vessel center of gravity location (from datum)
Vessel Lift Weight, New: 3.938 lb
Center of Gravity:
92,95"
Vessel Capacity
Vessel Capacity** (New):
885 US gal
Vessel Capacity** (Corroded): 896 US gal
**The vessel capacity does not include volume of nozzle, piping or other attachments.
Hydrostatic Test
Shop test pressure determination for Chamber bounded by Bolted Cover #2 and Ellipsoidal Head #1 based on MAWP per UG-99(b)
Shop hydrostatic test gauge pressure is 97,500 psi at 70,00 °F (the chamber MAWP = 75,000 psi)
The shop test is performed with the vessel in the horizontal position.
Identifier
Local test
pressure
psi
Test liquid
static head
psi
UG-99
stress
ratio
UG-99
pressure
factor
Stress
during test
psi
Allowable
test stress
psi
Stress
excessive?
Ellipsoidal Head #1 (1)
99,369
1,869
1,0000
1,30
7.808
34.200
No
Straight Flange on Ellipsoidal Head #1
99,364
1,864
1,0000
1,30
5.515
34.200
No
Cylinder #1
99,364
1,864
1,0000
1,30
5.515
34.200
No
Flange Head
99,364
1,864
1,0000
1,30
42.902
48.600
No
Bolted Cover #2
99,364
1,864
1,0000
1,30
21.265
51.300
No
STILL COLUMN CONECC (N1)
97,861
0,361
1,0000
1,30
10.763
47.250
No
TEG outlet (N2)
98,460
0,960
1,0000
1,30
7.918
47.250
No
handhole (N16A)
98,476
0,976
1,0000
1,30
5.253
47.250
No
Notes:
(1) Ellipsoidal Head #1 limits the UG-99 stress ratio.
(2) PL stresses at nozzle openings have been estimated using the method described in PVP-Vol. 399, pages 77-82.
(3) VIII-2, AD-151.1(b) used as the basis for nozzle allowable test stress.
(4) The zero degree angular position is assumed to be up, and the test liquid height is assumed to the top-most flange.
The test temperature of 70,00 °F is warmer than the minimum recommended temperature of -25,00 °F so the brittle fracture provision of UG-99(h) has been met.
Field test pressure determination for Chamber bounded by Bolted Cover #2 and Ellipsoidal Head #1 based on MAWP per UG-99(b)
Field hydrostatic test gauge pressure is 97,500 psi at 70,00 °F (the chamber MAWP = 75,000 psi)
Identifier
Ellipsoidal Head #1 (1)
Local test
pressure
psi
Test liquid
static head
psi
UG-99
stress
ratio
UG-99
pressure
factor
Stress
during test
psi
Allowable
test stress
psi
99,369
1,869
1,0000
1,30
7.808
34.200
Stress
excessive?
No
Straight Flange on Ellipsoidal Head #1
99,364
1,864
1,0000
1,30
5.515
34.200
No
Cylinder #1
99,364
1,864
1,0000
1,30
5.515
34.200
No
Flange Head
99,364
1,864
1,0000
1,30
42.902
48.600
No
Bolted Cover #2
99,364
1,864
1,0000
1,30
21.265
51.300
No
STILL COLUMN CONECC (N1)
97,861
0,361
1,0000
1,30
10.763
47.250
No
TEG outlet (N2)
98,460
0,960
1,0000
1,30
7.918
47.250
No
handhole (N16A)
98,476
0,976
1,0000
1,30
5.253
47.250
No
Notes:
(1) Ellipsoidal Head #1 limits the UG-99 stress ratio.
(2) PL stresses at nozzle openings have been estimated using the method described in PVP-Vol. 399, pages 77-82.
(3) VIII-2, AD-151.1(b) used as the basis for nozzle allowable test stress.
(4) The zero degree angular position is assumed to be up, and the test liquid height is assumed to the top-most flange.
The test temperature of 70,00 °F is warmer than the minimum recommended temperature of -25,00 °F so the brittle fracture provision of UG-99(h) has been met.
Vacuum Summary
Component
Line of Support
Elevation
above Datum
(in)
Length
Le
(in)
Ellipsoidal Head #1
-
-12,62
N/A
-
1/3 depth of Ellipsoidal Head #1
-5,50
N/A
Straight Flange on Ellipsoidal Head #1 Top
-
-2,00
150,25
Straight Flange on Ellipsoidal Head #1 Bottom
-
0,00
150,25
Cylinder #1 Top
-
0,00
150,25
Cylinder #1 Bottom
-
144,00
150,25
-
1/3 depth of Bolted Cover #2
144,75
N/A
Bolted Cover #2
-
146,38
N/A
Note
For main components, the listed value of 'Le' is the largest unsupported length for the component.
Cylinder #1
ASME Section VIII Division 1, 2004 Edition, A05 Addenda
Component:
Cylinder
Material specification:
SA-516 70 (ASME II-D p. 14, ln. 20)
Material is impact test exempt to -155 °F per UCS-66(b)(3) (coincident ratio = 0,31957)
Internal design pressure: P = 75 psi @ 500°F
External design pressure: Pe = 15 psi @ 500°F
Static liquid head:
Ps = 1,2032 psi (SG=1,0400, Hs=32,0500" Operating head)
Pth = 1,8635 psi (SG=1,0000, Hs=51,6250", Horizontal test head)
Corrosion allowance:
Inner C = 0,1250"
Design MDMT = -20,00°F
Rated MDMT = -155,00°F
Radiography:
Outer C = 0,0000"
No impact test performed
Material is normalized
Material is produced to Fine Grain Practice
PWHT is not performed
Longitudinal joint Left circumferential joint Right circumferential joint -
Estimated weight: New = 1998,4087 lb
Capacity:
New = 833,0831 gal
OD = 42,0000"
Length Lc = 144,0000"
t = 0,3750"
Full UW-11(a) Type 1
Full UW-11(a) Type 1
N/A
corr = 1336,2733 lb
corr = 843,2116 gal
Design thickness, (at 500,00°F) Appendix 1-1
t
=
=
=
P*Ro/(S*E + 0,40*P) + Corrosion
76,20*21,0000/(20000*1,00 + 0,40*76,20) + 0,1250
0,2049"
Maximum allowable working pressure, (at 500,00°F) Appendix 1-1
P
=
=
=
S*E*t/(Ro - 0,40*t) - Ps
20000*1,00*0,2500 / (21,0000 - 0,40*0,2500) - 1,2032
238,0313 psi
Maximum allowable pressure, (at 70,00°F) Appendix 1-1
P
=
=
=
S*E*t/(Ro - 0,40*t)
20000*1,00*0,3750 / (21,0000 - 0,40*0,3750)
359,7122 psi
External Pressure, (Corroded & at 500,00°F) UG-28(c)
L/Do = 150,2520/42,0000 = 3,5774
Do/t = 42,0000/0,235934 = 178,0158
From table G:
A
=
From table CS-2:
B
=
0,000152
2002,6746
psi
Pa = 4*B/(3*(Do/t))
= 4*2002,6746/(3*(42,0000/0,235934))
= 15,0000 psi
Design thickness for external pressure Pa = 15,0000 psi
= t + Corrosion = 0,235934 + 0,1250 = 0,3609"
Maximum Allowable External Pressure, (Corroded & at 500,00°F) UG-28(c)
L/Do = 150,2520/42,0000 = 3,5774
Do/t = 42,0000/0,2500 = 168,0000
From table G:
A
=
From table CS-2:
B
=
0,000165
2176,5432
psi
Pa = 4*B/(3*(Do/t))
= 4*2176,5432/(3*(42,0000/0,2500))
= 17,2742 psi
% Extreme fiber elongation - UCS-79(d)
= (50 * t / Rf) * (1 - Rf / Ro)
= (50 * 0,3750 / 20,8125) * (1 - 20,8125 / ∞)
= 0,9009 %
Ellipsoidal Head #1
ASME Section VIII, Division 1, 2004 Edition, A05 Addenda
Component:
Ellipsoidal Head
Material Specification:
SA-516 70 (ASME II-D p.14, ln. 20)
Material impact test exemption temperature from Fig UCS-66 Curve D = -55 °F
Fig UCS-66.1 MDMT reduction = 29,3 °F, (coincident ratio = 0,7069617)
Rated MDMT is governed by UCS-66(b)(2)
UCS-66 governing thickness = 0,2378 in
Internal design pressure: P = 75 psi @ 500 °F
External design pressure: Pe = 15 psi @ 500 °F
Static liquid head:
Ps= 1,2083 psi (SG=1,04, Hs=32,1872" Operating head)
Pth= 1,8685 psi (SG=1, Hs=51,7622" Horizontal test head)
Corrosion allowance:
Inner C = 0,125"
Design MDMT = -20°F
Rated MDMT = -55°F
Outer C = 0"
No impact test performed
Material is normalized
Material is produced to fine grain practice
PWHT is not performed
Do not Optimize MDMT / Find MAWP
Radiography:
Category A joints Head to shell seam -
Full UW-11(a) Type 1
Full UW-11(a) Type 1
Estimated weight*:
Capacity*:
* includes straight flange
new = 163 lb
new = 52,1 US gal
corr = 83,2 lb
corr = 53,3 US gal
Outer diameter
Minimum head thickness
Head ratio D/2h
Head ratio D/2h
Straight flange length Lsf
Nominal straight flange thickness tsf
Insulation thk*:
Insulation support ring spacing:
Lining/ref thk*:
* includes straight flange if applicable
=
=
=
=
=
=
42"
0,2378"
2 (new)
1,9881 (corroded)
2"
0,375"
density: 0 lb/ft3
individual weight: 0 lb
density: 0 lb/ft3
0"
0"
0"
Results Summary
The governing condition is external pressure.
Minimum thickness per UG-16
Design thickness due to internal pressure (t)
Design thickness due to external pressure (te)
Maximum allowable working pressure (MAWP)
Maximum allowable pressure (MAP)
Maximum allowable external pressure (MAEP)
=
=
=
=
=
=
0,0625" + 0,125" = 0,1875"
0,2042"
0,2375"
107,6021 psi
228,8081 psi
15,0952 psi
K (Corroded)
K=(1/6)*[2 + (D / (2*h))2]=(1/6)*[2 + (41,7744 / (2*10,5061))2]=0,992092
K (New)
K=(1/6)*[2 + (D / (2*h))2]=(1/6)*[2 + (41,5244 / (2*10,3811))2]=1
Design thickness for internal pressure, (Corroded at 500 °F) Appendix 1-4(c)
t
=
=
=
P*Do*K / (2*S*E + 2*P*(K - 0,1)) + Corrosion
76,2083*42*0,992092 / (2*20000*1 + 2*76,2083*(0,992092 - 0,1)) + 0,125
0,2041"
The head internal pressure design thickness is 0,2042".
Maximum allowable working pressure, (Corroded at 500 °F) Appendix 1-4(c)
P
=
=
=
2*S*E*t / (K*Do - 2*t*(K - 0,1)) - Ps
2*20000*1*0,1128 / (0,992092*42 - 2*0,1128*(0,992092 - 0,1)) - 1,2083
107,6021 psi
The maximum allowable working pressure (MAWP) is 107,6021 psi.
Maximum allowable pressure, (New at 70 °F) Appendix 1-4(c)
P
=
=
=
2*S*E*t / (K*Do - 2*t*(K - 0,1)) - Ps
2*20000*1*0,2378 / (1*42 - 2*0,2378*(1 - 0,1)) - 0
228,8081 psi
The maximum allowable pressure (MAP) is 228,8081 psi.
Design thickness for external pressure, (Corroded at 500 °F) UG-33(d)
Equivalent outside spherical radius (Ro)
Ro
=
Ko*Do
=
0,8899 * 42
=
37,3768 in
weight: 0 lb
total weight: 0 lb
weight: 0 lb
A
=
=
=
0,125 / (Ro/t)
0,125 / (37,3768/0,112446)
0,000376
From Table CS-2: B=4.985,9771 psi
Pa
=
=
=
B/(Ro/t)
4985,977/(37,3768/0,112446)
15 psi
t
=
0,1124" + Corrosion = 0,1124" + 0,125" = 0,2374"
Check the external pressure per UG-33(a)(1) Appendix 1-4(c)
t
=
=
=
1,67*Pe*Do*K / (2*S*E + 2*1,67*Pe*(K - 0,1)) + Corrosion
1,67*15*42*0,992092 / (2*20000*1 + 2*1,67*15*(0,992092 - 0,1)) + 0,125
0,1511"
The head external pressure design thickness (te) is 0,237446".
Maximum Allowable External Pressure, (Corroded at 500 °F) UG-33(d)
Equivalent outside spherical radius (Ro)
Ro
=
Ko*Do
=
0,8899 * 42
=
37,3768 in
A
=
=
=
0,125 / (Ro/t)
0,125 / (37,3768/0,1128)
0,000377
From Table CS-2: B=5.001,8442 psi
Pa
=
=
=
B/(Ro/t)
5001,844/(37,3768/0,1128)
15,0952 psi
Check the Maximum External Pressure, UG-33(a)(1) Appendix 1-4(c)
P
=
=
=
2*S*E*t / ((K*Do - 2*t*(K - 0,1))*1,67) - Ps2
2*20000*1*0,1128 / ((0,992092*42 - 2*0,1128*(0,992092 - 0,1))*1,67) - 0
65,156 psi
The maximum allowable external pressure (MAEP) is 15,0952 psi.
% Extreme fiber elongation - UCS-79(d)
=
=
=
(75*t / Rf)*(1 - Rf / Ro)
(75*0,375 / 7,2466)*(1 - 7,2466 / ∞)
3,8811%
The extreme fiber elongation does not exceed 5%.
Straight Flange on Ellipsoidal Head #1
ASME Section VIII Division 1, 2004 Edition, A05 Addenda
Component:
Straight Flange
Material specification:
SA-516 70 (ASME II-D p. 14, ln. 20)
Material is impact test exempt to -155 °F per UCS-66(b)(3) (coincident ratio = 0,31957)
Internal design pressure: P = 75 psi @ 500°F
External design pressure: Pe = 15 psi @ 500°F
Static liquid head:
Ps = 1,2032 psi (SG=1,0400, Hs=32,0500" Operating head)
Pth = 1,8635 psi (SG=1,0000, Hs=51,6250", Horizontal test head)
Corrosion allowance:
Inner C = 0,1250"
Design MDMT = -20,00°F
Rated MDMT = -155,00°F
Radiography:
Outer C = 0,0000"
No impact test performed
Material is normalized
Material is produced to Fine Grain Practice
PWHT is not performed
Longitudinal joint Circumferential joint -
Estimated weight: New = 27,7557 lb
Capacity:
New = 11,5706 gal
OD = 42,0000"
Length Lc = 2,0000"
t = 0,3750"
Full UW-11(a) Type 1
Full UW-11(a) Type 1
corr = 18,5594 lb
corr = 11,7113 gal
Design thickness, (at 500,00°F) Appendix 1-1
t
=
=
=
P*Ro/(S*E + 0,40*P) + Corrosion
76,20*21,0000/(20000*1,00 + 0,40*76,20) + 0,1250
0,2049"
Maximum allowable working pressure, (at 500,00°F) Appendix 1-1
P
=
=
=
S*E*t/(Ro - 0,40*t) - Ps
20000*1,00*0,2500 / (21,0000 - 0,40*0,2500) - 1,2032
238,0313 psi
Maximum allowable pressure, (at 70,00°F) Appendix 1-1
P
=
=
=
S*E*t/(Ro - 0,40*t)
20000*1,00*0,3750 / (21,0000 - 0,40*0,3750)
359,7122 psi
External Pressure, (Corroded & at 500,00°F) UG-28(c)
L/Do = 150,2520/42,0000 = 3,5774
Do/t = 42,0000/0,235934 = 178,0158
From table G:
A
=
From table CS-2:
B
=
0,000152
2002,6746
psi
Pa = 4*B/(3*(Do/t))
= 4*2002,6746/(3*(42,0000/0,235934))
= 15,0000 psi
Design thickness for external pressure Pa = 15,0000 psi
= t + Corrosion = 0,235934 + 0,1250 = 0,3609"
Maximum Allowable External Pressure, (Corroded & at 500,00°F) UG-28(c)
L/Do = 150,2520/42,0000 = 3,5774
Do/t = 42,0000/0,2500 = 168,0000
From table G:
A
=
From table CS-2:
B
=
0,000165
2176,5432
psi
Pa = 4*B/(3*(Do/t))
= 4*2176,5432/(3*(42,0000/0,2500))
= 17,2742 psi
% Extreme fiber elongation - UCS-79(d)
= (50 * t / Rf) * (1 - Rf / Ro)
= (50 * 0,3750 / 20,8125) * (1 - 20,8125 / ∞)
= 0,9009 %
Bolted Cover #2
ASME Section VIII Division 1, 2004 Edition, A05 Addenda
Component:
Bolted Cover
Material specification:
SA-516 70 (ASME II-D p. 14, ln. 20)
Bolted cover impact test exemption temperature from Fig UCS-66 Curve D = -55 °F
Fig UCS-66.1 MDMT reduction = 5,4 °F, (coincident ratio = 0,9456753)
Rated MDMT is governed by UCS-66(b)(2)
UCS-66 governing thickness = 0,4375 in.
Internal design pressure: P = 75,0000 psi @ 500,00°F
External design pressure: Pe = 15,0000 psi @ 500,00°F
Static liquid head:
Ps = 1,2032 psi (SG=1,0400, Hs=32,0500", Operating head)
Pth = 1,1190 psi (SG=1,0000, Hs=31,0000",Horizontal test head)
Corrosion allowance:
Inner C = 0,1250"
Design MDMT = -20,00°F
Rated MDMT = -55,00°F
Radiography:
Outer C = 0,0000"
No impact test performed
Material is normalized
Material is produced to Fine Grain Practice
PWHT is not performed
Category A joints -
Estimated weight:
Head outside diameter = 49,0000"
Cover thickness = 1,7500"
New = 933,9 lb
Seamless No RT
corr = 867,2 lb
Design thickness, (at 500,00 °F) UG-34 (c)(2), flange operating
t = d*Sqr(C*P/(S*E) + 1,9*W*hG/(S*E*d3)) + Corrosion
= 44,134*Sqr(0,3*76,20319/(20.000,00*1) + 1,9*134.807,5*0,9330006/(20.000,00*1*44,1343)) + 0,125
= 1,7052 in
Design thickness, (at 70,00 °F) UG-34 (c)(2), gasket seating
t = d*Sqr(1,9*W*hG/(S*E*d3)) + Corrosion
= 44,134*Sqr(1,9*196.206,8*0,9330006/(20.000,00*1*44,1343)) + 0,125
= 0,7527 in
Maximum allowable working pressure, (at 500,00 °F )
P = (S*E/C)*((t/d)2 - (1,9*W*hG/(S*E*d3))) - Ps
= (20.000,00*1/0,3)*((1,625/44,134)2 - (1,9*142.551,5*0,9330006/(20.000,00*1*44,1343))) - 1,203188
= 79,378 psi
Maximum allowable pressure, (At 70,00 °F )
P = (S*E/C)*((t/d)2 - (1,9*W*hG/(S*E*d3)))
= (20.000,00*1/0,3)*((1,75/44,134)2 - (1,9*165.325,8*0,9330006/(20.000,00*1*44,1343)))
= 93,454 psi
Design thickness for external pressure, (at 500,00 °F) U-2(g)
t = d*Sqr(C*Pa/(S*E)) + Corrosion
= 44,134*Sqr(0,3*15/(20.000,00*1)) + 0,125
= 0,7870 in
Maximum allowable external pressure, (At 500,00 °F ) U-2(g)
Pa = (S*E/C)*(t/d)2
= (20.000,00*1/0,3)*(1,625/44,134)2
= 90,379 psi
STILL COLUMN CONECC (N1)
ASME Section VIII Division 1, 2004 Edition, A05 Addenda
tw(lower) =
Leg41 =
tw(upper) =
Leg42 =
Dp =
te =
0,3750 in
0,3750 in
0,3750 in
0,3750 in
20,0000 in
0,3750 in
Note: round inside edges per UG-76(c)
Located on:
Liquid static head included:
Nozzle material specification:
Nozzle longitudinal joint efficiency:
Nozzle description:
Pad material specification:
Pad diameter:
Flange description:
Bolt Material:
Flange rated MDMT:
(UCS-66(b)(3): Coincident ratio = 0,2631579)
(Bolts rated MDMT per Fig UCS-66 note (e) = -55 °F)
Liquid static head on flange:
ASME B16.5 flange rating MAWP:
ASME B16.5 flange rating MAP:
ASME B16.5 flange hydro test:
Nozzle orientation:
Local vessel minimum thickness:
Nozzle center line offset to datum line:
End of nozzle to shell center:
Nozzle inside diameter, new:
Nozzle nominal wall thickness:
Nozzle corrosion allowance:
Projection available outside vessel, Lpr:
Pad is split:
Cylinder #1
0 psi
SA-106 B Smls pipe (ASME II-D p. 10, ln. 5)
1,00
16" Sch 30 (Std)
SA-516 70 (ASME II-D p. 14, ln. 20)
20 in
16 inch 150# WN A105
SA-193 B7 Bolt <= 2 1/2 (ASME II-D p. 382, ln. 33)
-55°F
0 psi
170 psi @ 500°F
285 psi @ 70°F
450 psi @ 70°F
0°
0,375 in
111,375 in
31 in
15,25 in
0,375 in
0,125 in
10 in
no
Reinforcement Calculations for Internal Pressure
UG-45 Nozzle
Wall
Thickness
Summary (in)
UG-37 Area Calculation Summary (in2)
For P = 75 psi @ 500 °F
The opening is adequately reinforced
The nozzle passes
UG-45
A
required
A
available
A1
A2
A3
A5
A
welds
treq
tmin
1,2245
4,6220
2,6438
0,2307
--
1,5000
0,2475
0,2036
0,3281
Weld Failure Path Analysis Summary (lbf)
All failure paths are stronger than the applicable weld loads
Weld load
W
Weld load
W1-1
Path 1-1
strength
Weld load
W2-2
Path 2-2
strength
Weld load
W3-3
Path 3-3
strength
-26.921,47
39.564,00
189.488,11
8.889,50
311.448,09
41.701,50
208.444,69
UW-16 Weld Sizing Summary
Weld description
Required weld
throat size (in)
Actual weld
throat size (in)
Status
Nozzle to pad fillet (Leg41)
0,1750
0,2625
weld size is
adequate
Pad to shell fillet (Leg42)
0,1250
0,2625
weld size is
adequate
Nozzle to pad groove (Upper)
0,1750
0,3750
weld size is
adequate
Reinforcement Calculations for External Pressure
UG-45 Nozzle
Wall
Thickness
Summary (in)
UG-37 Area Calculation Summary (in2)
For Pe = 17,27 psi @ 500 °F
The opening is adequately reinforced
The nozzle passes
UG-45
A
required
A
available
A1
A2
A3
A5
A
welds
treq
tmin
1,9466
1,9625
--
0,2150
--
1,5000
0,2475
0,1875
0,3281
Weld Failure Path Analysis Summary
Weld strength calculations are not required for external
pressure
UW-16 Weld Sizing Summary
Weld description
Required weld
throat size (in)
Actual weld
throat size (in)
Status
Nozzle to pad fillet (Leg41)
0,1750
0,2625
weld size is
adequate
Pad to shell fillet (Leg42)
0,1250
0,2625
weld size is
adequate
Nozzle to pad groove (Upper)
0,1750
0,3750
weld size is
adequate
handhole (N16A)
ASME Section VIII Division 1, 2004 Edition, A05 Addenda
tw(lower) =
Leg41 =
tw(upper) =
Leg42 =
Dp =
te =
0,3750 in
0,3750 in
0,3750 in
0,3750 in
11,0396 in
0,3750 in
Note: round inside edges per UG-76(c)
Located on:
Liquid static head included:
Nozzle material specification:
Nozzle longitudinal joint efficiency:
Nozzle description:
Pad material specification:
Pad diameter:
Flange description:
Bolt Material:
Flange rated MDMT:
(UCS-66(b)(3): Coincident ratio = 0,2637242)
(Bolts rated MDMT per Fig UCS-66 note (e) = -55 °F)
Liquid static head on flange:
ASME B16.5 flange rating MAWP:
ASME B16.5 flange rating MAP:
ASME B16.5 flange hydro test:
Nozzle orientation:
Local vessel minimum thickness:
Nozzle center line offset to datum line:
End of nozzle to shell center:
Offset from center, Lo:
Nozzle inside diameter, new:
Nozzle nominal wall thickness:
Nozzle corrosion allowance:
Opening chord length:
Projection available outside vessel, Lpr:
Pad is split:
Cylinder #1
0,1614 psi
SA-106 B Smls pipe (ASME II-D p. 10, ln. 5)
1,00
6" Sch 40 (Std)
SA-516 70 (ASME II-D p. 14, ln. 20)
11,0396 in
6 inch 150# WN A105
SA-193 B7 Bolt <= 2 1/2 (ASME II-D p. 382, ln. 33)
-55°F
0,1614 psi
170 psi @ 500°F
285 psi @ 70°F
450 psi @ 70°F
90°
0,375 in
84,375 in
28,6737 in
-7 in
6,065 in
0,28 in
0,125 in
6,7181 in
8 in
no
Reinforcement Calculations for Internal Pressure
UG-45 Nozzle
Wall
Thickness
Summary (in)
UG-37 Area Calculation Summary (in2)
For P = 75,16 psi @ 500 °F
The opening is adequately reinforced
The nozzle passes
UG-45
A
required
A
available
A1
A2
A3
A5
A
welds
treq
tmin
0,5329
3,0407
1,1424
0,1508
--
1,5000
0,2475
0,1875
0,2450
Weld Failure Path Analysis Summary (lbf)
All failure paths are stronger than the applicable weld loads
Weld load
W
Weld load
W1-1
Path 1-1
strength
Weld load
W2-2
Path 2-2
strength
Weld load
W3-3
Path 3-3
strength
-11.281,90
37.966,00
82.584,06
6.479,25
128.958,97
39.291,25
102.232,19
UW-16 Weld Sizing Summary
Required weld
throat size (in)
Weld description
Actual weld
throat size (in)
Status
Nozzle to pad fillet (Leg41)
0,1085
0,2625
weld size is
adequate
Pad to shell fillet (Leg42)
0,1250
0,2625
weld size is
adequate
Nozzle to pad groove (Upper)
0,1085
0,3750
weld size is
adequate
Reinforcement Calculations for External Pressure
UG-45 Nozzle
Wall
Thickness
Summary (in)
UG-37 Area Calculation Summary (in2)
For Pe = 17,27 psi @ 500 °F
The opening is adequately reinforced
The nozzle passes
UG-45
A
required
A
available
A1
A2
A3
A5
A
welds
treq
tmin
0,8449
1,8832
--
0,1357
--
1,5000
0,2475
0,1875
0,2450
Weld Failure Path Analysis Summary
Weld strength calculations are not required for external
pressure
UW-16 Weld Sizing Summary
Weld description
Required weld
throat size (in)
Actual weld
throat size (in)
Status
Nozzle to pad fillet (Leg41)
0,1085
0,2625
weld size is
adequate
Pad to shell fillet (Leg42)
0,1250
0,2625
weld size is
adequate
Nozzle to pad groove (Upper)
0,1085
0,3750
weld size is
adequate
TEG outlet (N2)
ASME Section VIII Division 1, 2004 Edition, A05 Addenda
tw(lower) = 0,2378 in
Leg41 = 0,2500 in
Note: round inside edges per UG-76(c)
Located on:
Liquid static head included:
Nozzle material specification:
Nozzle longitudinal joint efficiency:
Nozzle description:
Flange description:
Bolt Material:
Flange rated MDMT:
(UCS-66(b)(3): Coincident ratio = 0,2639547)
(Bolts rated MDMT per Fig UCS-66 note (e) = -55 °F)
Liquid static head on flange:
ASME B16.5 flange rating MAWP:
ASME B16.5 flange rating MAP:
ASME B16.5 flange hydro test:
Nozzle orientation:
Calculated as hillside:
Local vessel minimum thickness:
End of nozzle to datum line:
Nozzle inside diameter, new:
Nozzle nominal wall thickness:
Nozzle corrosion allowance:
Opening chord length:
Projection available outside vessel, Lpr:
Distance to head center, R:
Ellipsoidal Head #1
0,2271 psi
SA-106 B Smls pipe (ASME II-D p. 10, ln. 5)
1,00
2" Sch 160
2 inch 150# WN A105
SA-193 B7 Bolt <= 2 1/2 (ASME II-D p. 382, ln. 33)
-55°F
0,2271 psi
170 psi @ 500°F
285 psi @ 70°F
450 psi @ 70°F
0°
yes
0,2378 in
-18,5 in
1,687 in
0,344 in
0,125 in
1,9537 in
6,0817 in
5,25 in
Reinforcement Calculations for Internal Pressure
UG-45 Nozzle
Wall
Thickness
Summary (in)
UG-37 Area Calculation Summary (in2)
For P = 75,23 psi @ 500 °F
The nozzle passes
UG-45
A
required
A
available
A1
A2
A3
A5
This nozzle is exempt from area
calculations per UG-36(c)(3)(a)
A
welds
treq
tmin
0,1960
0,3010
Weld Failure Path Analysis Summary
The nozzle is exempt from weld strength
calculations per UW-15(b)(2)
UW-16 Weld Sizing Summary
Weld description
Nozzle to shell fillet (Leg41)
Required weld
throat size (in)
0,0790
Actual weld
throat size (in)
0,1750
Status
weld size is
adequate
This opening does not require reinforcement per UG-36(c)(3)(a)
Reinforcement Calculations for External Pressure
UG-45 Nozzle
Wall
Thickness
Summary (in)
UG-37 Area Calculation Summary (in2)
For Pe = 15,1 psi @ 500 °F
The nozzle passes
UG-45
A
required
A
available
A1
A2
A3
A5
This nozzle is exempt from area
calculations per UG-36(c)(3)(a)
A
welds
treq
tmin
0,1875
0,3010
Weld Failure Path Analysis Summary
Weld strength calculations are not required for
external pressure
UW-16 Weld Sizing Summary
Weld description
Nozzle to shell fillet (Leg41)
Required weld
throat size (in)
0,0790
Actual weld
throat size (in)
0,1750
Status
weld size is
adequate
This opening does not require reinforcement per UG-36(c)(3)(a)
Flange Head
ASME VIII-1, 2004 Edition, A05 Addenda, Appendix 2 Flange Calculations
Flange is attached to:
Cylinder #1 (Right)
Flange type:
Ring type integral
Flange material specification:
SA-105 (ASME II-D p. 14, ln. 6)
Bolt material specification:
SA-193 B7 Bolt <= 2 1/2 (ASME II-D p. 382, ln. 33)
Internal design pressure, P:
75 psi @ 500 °F
Liquid static head acting on flange:
1,1985 psi
Required flange thickness: tr=
1,6577 in
Maximum allowable working pressure, MAWP: 79,15644 psi @ 500 °F
Maximum allowable pressure, MAP:
81,99272 psi @ 70 °F
External design pressure, Pe
15 psi @ 500 °F
Maximum allowable external pressure, MAEP: 175,2496 psi @ 500 °F
Corrosion allowance:
Bore = 0,0000 in
Bolt corrosion (root), Cbolt:
0,0000 in
Design MDMT:
-20,00 °F
Rated MDMT:
-55,00 °F
Estimated weight:
New = 272,1 lb
Flange = 0,0000 in
No impact test performed
Flange material is normalized
Material is produced to fine grain practice
PWHT is not performed
corroded = 272,1 lb
Flange dimensions, new
flange OD
bolt circle
gasket OD
gasket ID
flange ID
thickness
bolting
hub thickness
hub thickness
lower fillet weld
upper fillet weld
length
groove weld
gasket factor
seating stress
A = 49,0000 in
C = 46,0000 in
= 45,0000 in
= 42,0000 in
B = 41,2500 in
t = 1,7500 in
= 48- 0,625 in dia
g1 = 1,0000 in
g0 = 0,3750 in
h = 0,6250 in
h1 = 0,3750 in
e = 0,6250 in
w = 0,6250 in
m =2
y = 2.500,00 psi
Flexitallic Solid Metal
gasket description Core Flexpro Facing;
PTFE : Metal; Nickel
Note: this flange is an optional type calculated as integral.
Determination of Flange MDMT
UCS-66(b)(1)(b) has been applied.
Flange impact test exemption temperature from Fig UCS-66 Curve C = -55 °F
Fig UCS-66.1 MDMT reduction = 8,5 °F, (coincident ratio = 0,9147153)
Rated MDMT is governed by UCS-66(b)(2)
UCS-66 governing thickness = 0,375 in
Bolts rated MDMT per Fig UCS-66 note (e) = -55 °F
The rated flange MDMT is -55,00 °F
Gasket details from facing sketch 1(a) or (b), Column II
Gasket width N = 1,5000 in
b0 = N/2 = 0,75 in
Effective gasket seating width, b = 0,5*b01/2 = 0,433 in
G = (gasket OD) - 2b = 44,134 in
hG = (C - G)/2 = (46 - 44,134)/2 = 0,9330006 in
hD = R + g1/2 = 1,375 + 1/2 = 1,875 in
hT = (R + g1 + hG)/2 = (1,375 + 1 + 0,9330006)/2 = 1,654 in
Hp = 2*b*3,14*G*m*P
= 2*0,433*3,14*44,134*2*76,1985
= 18.289,3066 lb
H = 0,785*G2*P
= 0,785*44,1342*76,1985
= 116.509,8516 lb
HD = 0,785*B2*P
= 0,785*41,252*76,1985
= 101.780,3594 lb
HT = H - H D
= 116.509,9 - 101.780,4
= 14.729,4922 lb
Wm1 = H + Hp
= 116.509,9 + 18.289,31
= 134.799,1563 lb
Wm2 = 3,14*b*G*y
= 3,14*0,433*44,134*2.500,00
= 150.013,6719 lb
Required bolt area, Am = greater of Am1, Am2 = 6,000547 in2
Am1 = Wm1/Sb = 134.799,2/25.000,00 = 5,391966 in2
Am2 = Wm2/Sa = 150.013,7/25.000,00 = 6,000547 in2
Total area for 48- 0,625 in dia bolts, corroded, Ab = 9,696 in2
W = (Am + Ab)*Sa/2
= (6,000547 + 9,696)*25.000,00/2
= 196.206,8438 lb
MD = HD*hD = 101.780,4*1,875 = 190.838,2 lb-in
MT = HT*hT = 14.729,49*1,654 = 24.362,58 lb-in
HG = Wm1 - H = 134.799,2 - 116.509,9 = 18.289,30 lb
MG = HG*hG = 18.289,30*0,9330006 = 17.063,93 lb-in
Mo = MD + MT + MG = 190.838,2 + 24.362,58 + 17.063,93 = 232.264,7 lb-in
Mg = W*hG = 196.206,8*0,9330006 = 183.061,1 lb-in
Hub and Flange Factors
h0 = (B*g0)1/2 = (41,25*0,375)1/2 = 3,933033 in
From FIG. 2-7.1, where K = A/B = 49/41,25 = 1,187879
T = 1,843823
Z = 5,865515
h/h0 = 0,15891
g1/g0 = 2,66667
F = 0,8980427
V = 0,3621919
Y = 11,36814
e = F/h0 = 0,2283334
U = 12,49244
d = (U/V)*h0*g02= (12,49244/0,3621919)*3,933033*0,3752
= 19,0765
Stresses at operating conditions - VIII-1, Appendix 2-7
f = 5,149415
L = (t*e + 1)/T + t3/d
= (1,75*0,2283334 + 1)/1,843823 + 1,753/19,0765
= 1,040007
SH = f*Mo/(L*g12*B)
= 5,149415*232.264,7/(1,040007*12*41,25)
= 27.879,23 psi
SR = (1,33*t*e + 1)*Mo/(L*t2*B)
= (1,33*1,75*0,2283334 + 1)*232.264,7/(1,040007*1,752*41,25)
= 2.707,37 psi
ST = Y*Mo/(t2*B) - Z*SR
= 11,36814*232.264,7/(1,752*41,25) - 5,865515*2.707,375
= 5.021,12 psi
Allowable stress Sfo = 19.600,00 psi
ST does not exceed Sfo
SH does not exceed 1,5*Sfo = 29.400,00 psi
SR does not exceed Sfo
0,5(SH + SR) = 15.293,30 psi does not exceed Sfo
0,5(SH + ST) = 16.450,17 psi does not exceed Sfo
Stresses at gasket seating - VIII-1, Appendix 2-7
SH = f*Mg/(L*g12*B)
= 5,149415*183.061,1/(1,040007*12*41,25)
= 21.973,22 psi
SR = (1,33*t*e + 1)*Mg/(L*t2*B)
= (1,33*1,75*0,2283334 + 1)*183.061,1/(1,040007*1,752*41,25)
= 2.133,84 psi
ST = Y*Mg/(t2*B) - Z*SR
= 11,36814*183.061,1/(1,752*41,25) - 5,865515*2.133,837
= 3.957,43 psi
Allowable stress Sfa = 20.000,00 psi
ST does not exceed Sfa
SH does not exceed 1,5*Sfa = 30.000,00 psi
SR does not exceed Sfa
0,5(SH + SR) = 12.053,53 psi does not exceed Sfa
0,5(SH + ST) = 12.965,32 psi does not exceed Sfa
Flange rigidity per VIII-1, Appendix 2-14
J = 52.14*V*Mo/(L*E*g02*Kl*h0)
= 52.14*0,3621919*232.264,7/(1,040007*27.100.000*0,3752*0,3*3,933033)
= 0,9379416
The flange rigidity index J does not exceed 1; satisfactory.
Flange calculations for External Pressure per VIII-1, Appendix 2-11
Gasket details from facing sketch 1(a) or (b), Column II
Gasket width N = 1,5000 in
b0 = N/2 = 0,75 in
Effective gasket seating width, b = 0,5*b01/2 = 0,433 in
G = (gasket OD) - 2b = 44,134 in
hG = (C - G)/2 = (46 - 44,134)/2 = 0,9330006 in
hD = R + g1/2 = 1,375 + 1/2 = 1,875 in
hT = (R + g1 + hG)/2 = (1,375 + 1 + 0,9330006)/2 = 1,654 in
Hp = 2*b*3,14*G*m*P
= 2*0,433*3,14*44,134*2*15
= 3.600,3279 lb
H = 0,785*G2*P
= 0,785*44,1342*15
= 22.935,4609 lb
HD = 0,785*B2*P
= 0,785*41,252*15
= 20.035,8984 lb
HT = H - H D
= 22.935,46 - 20.035,90
= 2.899,5625 lb
Wm1 = H + Hp
= 22.935,46 + 3.600,328
= 26.535,7891 lb
Wm2 = 3,14*b*G*y
= 3,14*0,433*44,134*2.500,00
= 150.013,6719 lb
Required bolt area, Am = greater of Am1, Am2 = 6,000547 in2
Am1 = 0,785*G2*(Pm - Pr)/Sb = 0/25.000,00 = 0 in2
Am2 = Wm2/Sa = 150.013,7/25.000,00 = 6,000547 in2
Total area for 48- 0,625 in dia bolts, corroded, Ab = 9,696 in2
W = (Am2 + Ab)*Sa/2
= (6,000547 + 9,696)*25.000,00/2
= 196.206,8438 lb
Mo = HD*(hD - hG) + HT*(hT - hG)
= 20.035,90*(1,875 - 0,9330006) + 2.899,563*(1,654 - 0,9330006)
= 20.964,39 lb-in
Mg = W*hG = 196.206,8*0,9330006 = 183.061,1 lb-in
Hub and Flange Factors
h0 = (B*g0)1/2 = (41,25*0,375)1/2 = 3,933033 in
From FIG. 2-7.1, where K = A/B = 49/41,25 = 1,187879
T = 1,843823
Z = 5,865515
h/h0 = 0,15891
g1/g0 = 2,66667
F = 0,8980427
V = 0,3621919
Y = 11,36814
U = 12,49244
e = F/h0 = 0,2283334
d = (U/V)*h0*g02= (12,49244/0,3621919)*3,933033*0,3752
= 19,0765
Stresses at operating conditions - VIII-1, Appendix 2-7
f = 5,149415
L = (t*e + 1)/T + t3/d
= (1,75*0,2283334 + 1)/1,843823 + 1,753/19,0765
= 1,040007
SH = f*Mo/(L*g12*B)
= 5,149415*20.964,39/(1,040007*12*41,25)
= 2.516,40 psi
SR = (1,33*t*e + 1)*Mo/(L*t2*B)
= (1,33*1,75*0,2283334 + 1)*20.964,39/(1,040007*1,752*41,25)
= 244,37 psi
ST = Y*Mo/(t2*B) - Z*SR
= 11,36814*20.964,39/(1,752*41,25) - 5,865515*244,3697
= 453,21 psi
Allowable stress Sfo = 19.600,00 psi
ST does not exceed Sfo
SH does not exceed 1,5*Sfo = 29.400,00 psi
SR does not exceed Sfo
0,5(SH + SR) = 1.380,385 psi does not exceed Sfo
0,5(SH + ST) = 1.484,805 psi does not exceed Sfo
Stresses at gasket seating - VIII-1, Appendix 2-7
SH = f*Mg/(L*g12*B)
= 5,149415*183.061,1/(1,040007*12*41,25)
= 21.973,22 psi
SR = (1,33*t*e + 1)*Mg/(L*t2*B)
= (1,33*1,75*0,2283334 + 1)*183.061,1/(1,040007*1,752*41,25)
= 2.133,84 psi
ST = Y*Mg/(t2*B) - Z*SR
= 11,36814*183.061,1/(1,752*41,25) - 5,865515*2.133,837
= 3.957,43 psi
Allowable stress Sfa = 20.000,00 psi
ST does not exceed Sfa
SH does not exceed 1,5*Sfa = 30.000,00 psi
SR does not exceed Sfa
0,5(SH + SR) = 12.053,53 psi does not exceed Sfa
0,5(SH + ST) = 12.965,32 psi does not exceed Sfa
Flange rigidity per VIII-1, Appendix 2-14
J = 52.14*V*Mo/(L*E*g02*Kl*h0)
= 52.14*0,3621919*183.061,1/(1,040007*29.200.000*0,3752*0,3*3,933033)
= 0,6860805
The flange rigidity index J does not exceed 1; satisfactory.
Saddle 42" Dia
Saddle material:
Saddle construction is:
Saddle allowable stress:
Saddle yield stress:
Saddle distance to datum:
Tangent to tangent length:
Saddle separation:
Vessel radius:
Tangent distance left:
Tangent distance right:
Saddle height:
Saddle contact angle:
Wind pressure:
Wear plate thickness:
Wear plate width:
Wear plate contact angle:
Web plate thickness:
Base plate length:
Base plate width:
Base plate thickness:
Number of stiffener ribs:
Largest stiffener rib spacing:
Stiffener rib thickness:
Saddle width:
Anchor bolt size & type:
Anchor bolt material:
Anchor bolt allowable shear:
Anchor bolt corrosion allowance:
Anchor bolts per saddle:
Base coefficient of friction:
Saddle mounted on a steel foundation.
A36
Web at edge of rib
Ss = 24.000,00 psi
Sy = 36.000,00 psi
115,0000 in
L = 146,6250 in
Ls = 86,4000 in
R = 21,0000 in
Al = 30,6000 in
Ar = 29,6250 in
Hs = 27,0000 in
θ = 120
°
14,9159 psf
tp = 0,2500
in
Wp = 13,0000 in
θw = 135
°
ts = 0,3750
in
E = 37,5000 in
F = 9,0000
in
tb = 0,5000
in
n= 4
di = 12,0833 in
tw = 0,3750
in
B = 8,0000
in
0,625 inch series 8 threaded
A307
15.000,00 psi
0,0000
in
2
µ = 0,45
Weight on left saddle: operating = 3.964,00 lb, test = 4.902,00 lb
Weight on right saddle: operating = 5.294,00 lb, test = 6.159,00 lb
Weight of saddle pair
= 328 lb
Saddle calculations are based on the method presented in "Stresses in Large Cylindrical Pressure Vessels on Two Saddle Supports" by L.P. Zick.
Seismic base shear on vessel
Vessel is assumed to be a rigid structure.
Method of seismic analysis:
UBC 1997 building mounted
Vertical seismic accelerations considered:
Yes
Force Multiplier:
0,333333
Minimum Weight Multiplier:
0,2
Seismic zone:
4
Importance factor:
I= 1
Soil profile:
SD
Factor Rp, Table 16-P:
3
Near source factor:
Na = 1
Component amplification factor:
ap
1
Component elevation ratio:
hx/hr 1
Eq. 32-2, Total design lateral force:
Fp = ap*Ca*Ip*(1 + 3*hx/hr)*Wp/Rp
= 1*0,44*1*(1 + 3*1)*9.258,00/3
= 5.431,36 lb
Eq. 32-3: Fp shall not be less than:
Fp = 0,7* Ca * Ip * Wp
= 0,7* 0,44 * 1 * 9.258,00
= 2.851,464 lb
Eq. 32-3: Fp need not exceed:
Fp = 4 * Ca * Ip * Wp
= 4 * 0,44 * 1 * 9.258,00
= 16.294,08 lb
Saddle reactions due to weight + seismic
Vv = vertical seismic force acting on right saddle
V = horizontal seismic shear acting on right saddle (worst case if not slotted)
Seismic longitudinal reaction, Ql (right saddle):
Ql = V * Hs / Ls + Vv
= 3.879,542 * 27 / 86,4 + 1.058,80
= 2.271,157 lb
Seismic transverse reaction, Qt (right saddle):
Qt = V*Hs/(Ro*Sin( θ /2 )) + Vv
= 2.218,438*27/(21*Sin( 120 /2 )) + 1.058,80
= 4.352,326 lb
Q = Weight on saddle + larger of Qt or Ql
Q = W + Qt = 5.294,00 + 4.352,326 = 9.646,326 lb
Vv = vertical seismic force acting on left saddle
V = horizontal seismic shear acting on left saddle (worst case if not slotted)
Seismic longitudinal reaction, Ql (left saddle):
Ql = V * Hs / Ls + Vv
= 3.879,542 * 27 / 86,4 + 792,8
= 2.005,157 lb
Seismic transverse reaction, Qt (left saddle):
Qt = V*Hs/(Ro*Sin( θ /2 )) + Vv
= 1.661,105*27/(21*Sin( 120 /2 )) + 792,8
= 3.258,901 lb
Q = Weight on saddle + larger of Qt or Ql
Q = W + Qt = 3.964,00 + 3.258,901 = 7.222,90 lb
Transverse wind shear on vessel
Vwt = Pw*G*(Cf(shell)*(Projected shell area) + Cf(saddle)*(Projected saddle area))
= 14,9159*0,85*(0,53*45,7664 + 2*0,6666667)
= 324,4371 lb
End wind shear on vessel
Vwe = Pw*G*(Cf(shell)*π*Ro2 / 144 + Cf(saddle)*(Projected saddle area))
= 14,9159*0,85*(1,2*π*212 / 144 + 2*2,481578)
= 209,3034 lb
Saddle reactions due to weight + wind
V = horizontal wind shear acting on right saddle (worst case if not slotted)
Wind longitudinal reaction, Ql (right saddle):
Ql = V * Hs / Ls
= 209,3034 * 27 / 86,4
= 65,40731 lb
Wind transverse reaction, Qt (right saddle):
Qt = V*Hs/(Ro*Sin( θ /2 ))
= 155,1826*27/(21*Sin( 120 /2 ))
= 230,3863 lb
Q = Weight on saddle + larger of Qt or Ql
Q = W + Qt = 5.294,00 + 230,3863 = 5.524,386 lb
V = horizontal wind shear acting on left saddle (worst case if not slotted)
Wind longitudinal reaction, Ql (left saddle):
Ql = V * Hs / Ls
= 123,9163 * 27 / 86,4
= 38,72383 lb
Wind transverse reaction, Qt (left saddle):
Qt = V*Hs/(Ro*Sin( θ /2 ))
= 169,2546*27/(21*Sin( 120 /2 ))
= 251,2779 lb
Q = Weight on saddle + larger of Qt or Ql
Q = W + Qt = 3.964,00 + 251,2779 = 4.215,278 lb
Load
Seismic
Bending + pressure
between saddles
(psi)
Vessel
condition
Operating
Bending + pressure at the
saddle
(psi)
S1
(+)
allow
(+)
S1
allow
S2
allow
S2
allow
3.386
24.000
223
12.988
4.347
24.000
1.185
12.988
(-)
(+)
(-)
(-)
(+)
(-)
Seismic
Vacuum
223
24.000
846
12.988
1.185
24.000
1.808
12.988
Wind
Operating
3.290
24.000
128
12.988
4.150
24.000
988
12.988
Wind
Test
2.829
34.200
97
16.539
3.524
34.200
791
16.539
Wind
Vacuum
128
24.000
750
12.988
988
24.000
1.610
12.988
Load
Vessel
condition
Tangential
shear (psi)
Circumferential
stress (psi)
Stress over
saddle (psi)
Splitting
(psi)
S3
allow
S4
(horns)
S4
(Wear
plate)
allow
(+/-)
S5
allow
S6
allow
Seismic
Operating
1.668
16.000
-7.391
-12.277
30.000
2.701
18.000
376
16.000
Seismic
Vacuum
1.668
16.000
-7.391
-12.277
30.000
2.701
18.000
376
16.000
Wind
Operating
826
16.000
-4.233
-7.031
30.000
1.547
18.000
215
16.000
Wind
Test
605
27.360
-2.967
-3.613
34.200
1.259
32.400
243
32.400
Wind
Vacuum
826
16.000
-4.233
-7.031
30.000
1.547
18.000
215
16.000
Load Case 1: Seismic ,Operating
Longitudinal stress between saddles (Seismic ,Operating, right saddle loading and geometry govern)
S1 = +- 3*K1*Q*(L/12) / (π*R2*t)
= 3*0,2163*9.646,326*(146,625/12) / (π*20,8752*0,25)
= 223,4723 psi
Sp = P*R/(2*t)
= 76,20319*20,75/(2*0,25)
= 3.162,432 psi
Maximum tensile stress S1t = S1 + Sp = 3.385,904 psi
Maximum compressive stress (shut down) S1c = S1 = 223,4723 psi
Tensile stress is acceptable (<=1,2*S*E = 24.000,00 psi)
Compressive stress is acceptable (<=1,2*Sc = 12.987,66 psi)
Longitudinal stress at the left saddle (Seismic ,Operating)
Le = 2*(Left head depth)/3 + L + 2*(Right head depth)/3
= 2*10,6189/3 + 146,625 + 2*1,75/3
= 154,8709 in
Seismic vertical acceleration coefficient m = 0,4772727*0,4190476 = 0,2
w = Wt*(1 + m)/Le = 9.258,00*(1 + 0,2)/154,8709 = 71,73457 lb/in
Bending moment at the left saddle:
Mq = w*(2*H*Al/3 + Al2/2 - (R2 - H2)/4)
= 71,73457*(2*10,6189*30,6/3 + 30,62/2 - (212 - 10,61892)/4)
= 43.237,71 lb-in
S2 = +- Mq*K1'/ (π*R2*t)
= 43.237,71*9,3799/ (π*20,8752*0,25)
= 1.184,999 psi
Sp = P*R/(2*t)
= 76,20319*20,75/(2*0,25)
= 3.162,432 psi
Maximum tensile stress S2t = S2 + Sp = 4.347,431 psi
Maximum compressive stress (shut down) S2c = S2 = 1.184,999 psi
Tensile stress is acceptable (<=1,2*S = 24.000,00 psi)
Compressive stress is acceptable (<=1,2*Sc = 12.987,66 psi)
Tangential shear stress in the shell (right saddle, Seismic ,Operating)
Qshear = Q - w*(a + 2*H/3)
= 9.646,326 - 71,73457*(29,625 + 2*1,75/3)
= 7.437,499 lb
S3 = K2,2*Qshear/(R*t)
= K2,2*7.437,499/(20,875*0,25)
= 1.668,422 psi
Tangential shear stress is acceptable (<= 0.8*S = 16.000,00 psi)
Circumferential stress at the right saddle horns (Seismic ,Operating)
S4 = -Q/(4*(t+tp)*(b+1,56*Sqr(Ro*t))) - 12*K3*Q*R/(L*(t2+tp2))
= -9.646,326/(4*(0,25+0,25)*(8+1,56*Sqr(21*0,25))) - 12*0,0529*9.646,326*20,875/(146,625*(0,252+0,252))
= -7.391,117 psi
Circumferential stress at saddle horns is acceptable (<=1,5*Sa = 30.000,00 psi)
Circumferential stress at the right saddle wear plate horns (Seismic ,Operating)
S4 = -Q/(4*t*(b+1,56*Sqr(Ro*t))) - 12*K3*Q*R/(L*t2)
= -9.646,326/(4*0,25*(8+1,56*Sqr(21*0,25))) - 12*0,0434*9.646,326*20,875/(146,625*0,252)
= -12.277,25 psi
Circumferential stress at wear plate horns is acceptable (<=1,5*Sa = 30.000,00 psi)
Ring compression in shell over right saddle (Seismic ,Operating)
S5 = K5*Q/((t + tp)*(ts + 1,56*Sqr(Ro*tc)))
= 0,7603*9.646,326/((0,25 + 0,25)*(0,375 + 1,56*Sqr(21*0,5)))
= 2.701,338 psi
Ring compression in shell is acceptable (<= 0,5*Sy = 18.000,00 psi)
Saddle splitting load (right, Seismic ,Operating)
Area resisting splitting force = Web area + wear plate area
Ae = Heff*ts + tp*Wp
= 5,25*0,375 + 0,25*13
= 5,21875 in2
S6 = K8*Q / Ae
= 0,2035*9.646,326 / 5,21875
= 376,149 psi
Stress in saddle is acceptable (<= (2/3)*Ss = 16.000,00 psi)
Load Case 2: Seismic ,Vacuum
Longitudinal stress between saddles (Seismic ,Vacuum, right saddle loading and geometry govern)
S1 = +- 3*K1*Q*(L/12) / (π*R2*t)
= 3*0,2163*9.646,326*(146,625/12) / (π*20,8752*0,25)
= 223,4723 psi
Sp = P*R/(2*t)
= 15*20,75/(2*0,25)
= 622,5 psi
Maximum tensile stress (shut down) S1t = S1 = 223,4723 psi
Maximum compressive stress S1c = S1 + Sp = 845,9723 psi
Tensile stress is acceptable (<=1,2*S*E = 24.000,00 psi)
Compressive stress is acceptable (<=1,2*Sc = 12.987,66 psi)
Longitudinal stress at the left saddle (Seismic ,Vacuum)
Le = 2*(Left head depth)/3 + L + 2*(Right head depth)/3
= 2*10,6189/3 + 146,625 + 2*1,75/3
= 154,8709 in
Seismic vertical acceleration coefficient m = 0,4772727*0,4190476 = 0,2
w = Wt*(1 + m)/Le = 9.258,00*(1 + 0,2)/154,8709 = 71,73457 lb/in
Bending moment at the left saddle:
Mq = w*(2*H*Al/3 + Al2/2 - (R2 - H2)/4)
= 71,73457*(2*10,6189*30,6/3 + 30,62/2 - (212 - 10,61892)/4)
= 43.237,71 lb-in
S2 = +- Mq*K1'/ (π*R2*t)
= 43.237,71*9,3799/ (π*20,8752*0,25)
= 1.184,999 psi
Sp = P*R/(2*t)
= 15*20,75/(2*0,25)
= 622,5 psi
Maximum tensile stress (shut down) S2t = S2 = 1.184,999 psi
Maximum compressive stress S2c = S2 + Sp = 1.807,499 psi
Tensile stress is acceptable (<=1,2*S = 24.000,00 psi)
Compressive stress is acceptable (<=1,2*Sc = 12.987,66 psi)
Tangential shear stress in the shell (right saddle, Seismic ,Vacuum)
Qshear = Q - w*(a + 2*H/3)
= 9.646,326 - 71,73457*(29,625 + 2*1,75/3)
= 7.437,499 lb
S3 = K2,2*Qshear/(R*t)
= K2,2*7.437,499/(20,875*0,25)
= 1.668,422 psi
Tangential shear stress is acceptable (<= 0.8*S = 16.000,00 psi)
Circumferential stress at the right saddle horns (Seismic ,Vacuum)
S4 = -Q/(4*(t+tp)*(b+1,56*Sqr(Ro*t))) - 12*K3*Q*R/(L*(t2+tp2))
= -9.646,326/(4*(0,25+0,25)*(8+1,56*Sqr(21*0,25))) - 12*0,0529*9.646,326*20,875/(146,625*(0,252+0,252))
= -7.391,117 psi
Circumferential stress at saddle horns is acceptable (<=1,5*Sa = 30.000,00 psi)
Circumferential stress at the right saddle wear plate horns (Seismic ,Vacuum)
S4 = -Q/(4*t*(b+1,56*Sqr(Ro*t))) - 12*K3*Q*R/(L*t2)
= -9.646,326/(4*0,25*(8+1,56*Sqr(21*0,25))) - 12*0,0434*9.646,326*20,875/(146,625*0,252)
= -12.277,25 psi
Circumferential stress at wear plate horns is acceptable (<=1,5*Sa = 30.000,00 psi)
Ring compression in shell over right saddle (Seismic ,Vacuum)
S5 = K5*Q/((t + tp)*(ts + 1,56*Sqr(Ro*tc)))
= 0,7603*9.646,326/((0,25 + 0,25)*(0,375 + 1,56*Sqr(21*0,5)))
= 2.701,338 psi
Ring compression in shell is acceptable (<= 0,5*Sy = 18.000,00 psi)
Saddle splitting load (right, Seismic ,Vacuum)
Area resisting splitting force = Web area + wear plate area
Ae = Heff*ts + tp*Wp
= 5,25*0,375 + 0,25*13
= 5,21875 in2
S6 = K8*Q / Ae
= 0,2035*9.646,326 / 5,21875
= 376,149 psi
Stress in saddle is acceptable (<= (2/3)*Ss = 16.000,00 psi)
Load Case 3: Wind ,Operating
Longitudinal stress between saddles (Wind ,Operating, right saddle loading and geometry govern)
S1 = +- 3*K1*Q*(L/12) / (π*R2*t)
= 3*0,2163*5.524,386*(146,625/12) / (π*20,8752*0,25)
= 127,9811 psi
Sp = P*R/(2*t)
= 76,20319*20,75/(2*0,25)
= 3.162,432 psi
Maximum tensile stress S1t = S1 + Sp = 3.290,413 psi
Maximum compressive stress (shut down) S1c = S1 = 127,9811 psi
Tensile stress is acceptable (<=1,2*S*E = 24.000,00 psi)
Compressive stress is acceptable (<=1,2*Sc = 12.987,66 psi)
Longitudinal stress at the left saddle (Wind ,Operating)
Le = 2*(Left head depth)/3 + L + 2*(Right head depth)/3
= 2*10,6189/3 + 146,625 + 2*1,75/3
= 154,8709 in
w = Wt/Le = 9.258,00/154,8709 = 59,77881 lb/in
Bending moment at the left saddle:
Mq = w*(2*H*Al/3 + Al2/2 - (R2 - H2)/4)
= 59,77881*(2*10,6189*30,6/3 + 30,62/2 - (212 - 10,61892)/4)
= 36.031,42 lb-in
S2 = +- Mq*K1'/ (π*R2*t)
= 36.031,42*9,3799/ (π*20,8752*0,25)
= 987,4992 psi
Sp = P*R/(2*t)
= 76,20319*20,75/(2*0,25)
= 3.162,432 psi
Maximum tensile stress S2t = S2 + Sp = 4.149,931 psi
Maximum compressive stress (shut down) S2c = S2 = 987,4992 psi
Tensile stress is acceptable (<=1,2*S = 24.000,00 psi)
Compressive stress is acceptable (<=1,2*Sc = 12.987,66 psi)
Tangential shear stress in the shell (right saddle, Wind ,Operating)
Qshear = Q - w*(a + 2*H/3)
= 5.524,386 - 59,77881*(29,625 + 2*1,75/3)
= 3.683,697 lb
S3 = K2,2*Qshear/(R*t)
= K2,2*3.683,697/(20,875*0,25)
= 826,3481 psi
Tangential shear stress is acceptable (<= 0.8*S = 16.000,00 psi)
Circumferential stress at the right saddle horns (Wind ,Operating)
S4 = -Q/(4*(t+tp)*(b+1,56*Sqr(Ro*t))) - 12*K3*Q*R/(L*(t2+tp2))
= -5.524,386/(4*(0,25+0,25)*(8+1,56*Sqr(21*0,25))) - 12*0,0529*5.524,386*20,875/(146,625*(0,252+0,252))
= -4.232,843 psi
Circumferential stress at saddle horns is acceptable (<=1,5*Sa = 30.000,00 psi)
Circumferential stress at the right saddle wear plate horns (Wind ,Operating)
S4 = -Q/(4*t*(b+1,56*Sqr(Ro*t))) - 12*K3*Q*R/(L*t2)
= -5.524,386/(4*0,25*(8+1,56*Sqr(21*0,25))) - 12*0,0434*5.524,386*20,875/(146,625*0,252)
= -7.031,097 psi
Circumferential stress at wear plate horns is acceptable (<=1,5*Sa = 30.000,00 psi)
Ring compression in shell over right saddle (Wind ,Operating)
S5 = K5*Q/((t + tp)*(ts + 1,56*Sqr(Ro*tc)))
= 0,7603*5.524,386/((0,25 + 0,25)*(0,375 + 1,56*Sqr(21*0,5)))
= 1.547,038 psi
Ring compression in shell is acceptable (<= 0,5*Sy = 18.000,00 psi)
Saddle splitting load (right, Wind ,Operating)
Area resisting splitting force = Web area + wear plate area
Ae = Heff*ts + tp*Wp
= 5,25*0,375 + 0,25*13
= 5,21875 in2
S6 = K8*Q / Ae
= 0,2035*5.524,386 / 5,21875
= 215,418 psi
Stress in saddle is acceptable (<= (2/3)*Ss = 16.000,00 psi)
Load Case 4: Wind ,Test
Longitudinal stress between saddles (Wind ,Test, right saddle loading and geometry govern)
S1 = +- 3*K1*Q*(L/12) / (π*R2*t)
= 3*0,2163*6.235,027*(146,625/12) / (π*20,81252*0,375)
= 96,87534 psi
Sp = P*R/(2*t)
= 99,36351*20,625/(2*0,375)
= 2.732,497 psi
Maximum tensile stress S1t = S1 + Sp = 2.829,372 psi
Maximum compressive stress (shut down) S1c = S1 = 96,87534 psi
Tensile stress is acceptable (<= 0,9*Sy = 34.200,00 psi)
Compressive stress is acceptable (<=1,2*Sc = 16.539,08 psi)
Longitudinal stress at the left saddle (Wind ,Test)
Le = 2*(Left head depth)/3 + L + 2*(Right head depth)/3
= 2*10,6189/3 + 146,625 + 2*1,75/3
= 154,8709 in
w = Wt/Le = 11.061,00/154,8709 = 71,42077 lb/in
Bending moment at the left saddle:
Mq = w*(2*H*Al/3 + Al2/2 - (R2 - H2)/4)
= 71,42077*(2*10,6189*30,6/3 + 30,62/2 - (212 - 10,61892)/4)
= 43.048,56 lb-in
S2 = +- Mq*K1'/ (π*R2*t)
= 43.048,56*9,3799/ (π*20,81252*0,375)
= 791,2746 psi
Sp = P*R/(2*t)
= 99,36351*20,625/(2*0,375)
= 2.732,497 psi
Maximum tensile stress S2t = S2 + Sp = 3.523,771 psi
Maximum compressive stress (shut down) S2c = S2 = 791,2746 psi
Tensile stress is acceptable (<= 0,9*Sy = 34.200,00 psi)
Compressive stress is acceptable (<=1,2*Sc = 16.539,08 psi)
Tangential shear stress in the shell (right saddle, Wind ,Test)
Qshear = Q - w*(a + 2*H/3)
= 6.235,027 - 71,42077*(29,625 + 2*1,75/3)
= 4.035,863 lb
S3 = K2,2*Qshear/(R*t)
= K2,2*4.035,863/(20,8125*0,375)
= 605,3778 psi
Tangential shear stress is acceptable (<= 0.8*S = 27.360,00 psi)
Circumferential stress at the right saddle horns (Wind ,Test)
S4 = -Q/(4*(t+tp)*(b+1,56*Sqr(Ro*t))) - 12*K3*Q*R/(L*(t2+tp2))
= -6.235,027/(4*(0,375+0,25)*(8+1,56*Sqr(21*0,375))) - 12*0,0529*6.235,027*20,8125/(146,625*(0,3752+0,252))
= -2.967,339 psi
Circumferential stress at saddle horns is acceptable (<= 0,9*Sy = 34.200,00 psi)
Circumferential stress at the right saddle wear plate horns (Wind ,Test)
S4 = -Q/(4*t*(b+1,56*Sqr(Ro*t))) - 12*K3*Q*R/(L*t2)
= -6.235,027/(4*0,375*(8+1,56*Sqr(21*0,375))) - 12*0,0434*6.235,027*20,8125/(146,625*0,3752)
= -3.613,473 psi
Circumferential stress at wear plate horns is acceptable (<= 0,9*Sy = 34.200,00 psi)
Ring compression in shell over right saddle (Wind ,Test)
S5 = K5*Q/((t + tp)*(ts + 1,56*Sqr(Ro*tc)))
= 0,7603*6.235,027/((0,375 + 0,25)*(0,375 + 1,56*Sqr(21*0,625)))
= 1.258,544 psi
Ring compression in shell is acceptable (<= 0,5*Sy = 32.400,00 psi)
Saddle splitting load (right, Wind ,Test)
Area resisting splitting force = Web area + wear plate area
Ae = Heff*ts + tp*Wp
= 5,25*0,375 + 0,25*13
= 5,21875 in2
S6 = K8*Q / Ae
= 0,2035*6.235,027 / 5,21875
= 243,1287 psi
Stress in saddle is acceptable (<= 0,9*Sy = 32.400,00 psi)
Load Case 5: Wind ,Vacuum
Longitudinal stress between saddles (Wind ,Vacuum, right saddle loading and geometry govern)
S1 = +- 3*K1*Q*(L/12) / (π*R2*t)
= 3*0,2163*5.524,386*(146,625/12) / (π*20,8752*0,25)
= 127,9811 psi
Sp = P*R/(2*t)
= 15*20,75/(2*0,25)
= 622,5 psi
Maximum tensile stress (shut down) S1t = S1 = 127,9811 psi
Maximum compressive stress S1c = S1 + Sp = 750,4811 psi
Tensile stress is acceptable (<=1,2*S*E = 24.000,00 psi)
Compressive stress is acceptable (<=1,2*Sc = 12.987,66 psi)
Longitudinal stress at the left saddle (Wind ,Vacuum)
Le = 2*(Left head depth)/3 + L + 2*(Right head depth)/3
= 2*10,6189/3 + 146,625 + 2*1,75/3
= 154,8709 in
w = Wt/Le = 9.258,00/154,8709 = 59,77881 lb/in
Bending moment at the left saddle:
Mq = w*(2*H*Al/3 + Al2/2 - (R2 - H2)/4)
= 59,77881*(2*10,6189*30,6/3 + 30,62/2 - (212 - 10,61892)/4)
= 36.031,42 lb-in
S2 = +- Mq*K1'/ (π*R2*t)
= 36.031,42*9,3799/ (π*20,8752*0,25)
= 987,4992 psi
Sp = P*R/(2*t)
= 15*20,75/(2*0,25)
= 622,5 psi
Maximum tensile stress (shut down) S2t = S2 = 987,4992 psi
Maximum compressive stress S2c = S2 + Sp = 1.609,999 psi
Tensile stress is acceptable (<=1,2*S = 24.000,00 psi)
Compressive stress is acceptable (<=1,2*Sc = 12.987,66 psi)
Tangential shear stress in the shell (right saddle, Wind ,Vacuum)
Qshear = Q - w*(a + 2*H/3)
= 5.524,386 - 59,77881*(29,625 + 2*1,75/3)
= 3.683,697 lb
S3 = K2,2*Qshear/(R*t)
= K2,2*3.683,697/(20,875*0,25)
= 826,3481 psi
Tangential shear stress is acceptable (<= 0.8*S = 16.000,00 psi)
Circumferential stress at the right saddle horns (Wind ,Vacuum)
S4 = -Q/(4*(t+tp)*(b+1,56*Sqr(Ro*t))) - 12*K3*Q*R/(L*(t2+tp2))
= -5.524,386/(4*(0,25+0,25)*(8+1,56*Sqr(21*0,25))) - 12*0,0529*5.524,386*20,875/(146,625*(0,252+0,252))
= -4.232,843 psi
Circumferential stress at saddle horns is acceptable (<=1,5*Sa = 30.000,00 psi)
Circumferential stress at the right saddle wear plate horns (Wind ,Vacuum)
S4 = -Q/(4*t*(b+1,56*Sqr(Ro*t))) - 12*K3*Q*R/(L*t2)
= -5.524,386/(4*0,25*(8+1,56*Sqr(21*0,25))) - 12*0,0434*5.524,386*20,875/(146,625*0,252)
= -7.031,097 psi
Circumferential stress at wear plate horns is acceptable (<=1,5*Sa = 30.000,00 psi)
Ring compression in shell over right saddle (Wind ,Vacuum)
S5 = K5*Q/((t + tp)*(ts + 1,56*Sqr(Ro*tc)))
= 0,7603*5.524,386/((0,25 + 0,25)*(0,375 + 1,56*Sqr(21*0,5)))
= 1.547,038 psi
Ring compression in shell is acceptable (<= 0,5*Sy = 18.000,00 psi)
Saddle splitting load (right, Wind ,Vacuum)
Area resisting splitting force = Web area + wear plate area
Ae = Heff*ts + tp*Wp
= 5,25*0,375 + 0,25*13
= 5,21875 in2
S6 = K8*Q / Ae
= 0,2035*5.524,386 / 5,21875
= 215,418 psi
Stress in saddle is acceptable (<= (2/3)*Ss = 16.000,00 psi)
Shear stress in anchor bolting, one end slotted
Maximum seismic or wind base shear = 3.879,542 lb
Thermal expansion base shear = W*µ = 5.458,00 * 0,45= 2.456,10 lb
Corroded root area for a 0,625 inch series 8 threaded bolt = 0,202 in2 ( 2 per saddle )
Bolt shear stress = 3.879,542/(0,202* 2) = 9602,83 psi
Anchor bolt stress is acceptable (<= 15.000,00 psi)
Web plate buckling check (Escoe pg 251)
Allowable compressive stress Sc is the lesser of 24.000,00 or 32.312,77 psi: (24.000,00)
Sc = Ki*π2*E/(12*(1 - 0,32)*(di/tw)2)
= 1,28*π2*29.000.000/(12*(1 - 0,32)*(12,08333/0,375)2)
= 32.312,77 psi
Allowable compressive load on the saddle
be = di*ts/(di*ts + 2*tw*(b - 1))
= 12,08333*0,375/(12,08333*0,375 + 2*0,375*(8 - 1))
= 0,4632588
Fb = n*(As + 2*be*tw)*Sc
= 4*(2,859375 + 2*0,4632588*0,375)*24.000,00
= 307.854,6 lb
Saddle loading of 9.810,326 is <= Fb; satisfactory.
Primary bending + axial stress in the saddle due to end loads (assumes one saddle slotted)
σb = V * (Hs - xo)* y / I + Q / A
= 3.879,542 * (27 - 17,36686)* 5,216755 / 119,7325 + 7.222,90 / 25,0774
= 1.916,334 psi
The primary bending + axial stress in the saddle <= 24.000 psi; satisfactory.
Secondary bending + axial stress in the saddle due to end loads (includes thermal expansion, assumes one saddle slotted)
σb = V * (Hs - xo)* y / I + Q / A
= 6.335,643 * (27 - 17,36686)* 5,216755 / 119,7325 + 9.646,326 / 25,0774
= 3.043,838 psi
The secondary bending + axial stress in the saddle < 2*Sy= 72.000 psi; satisfactory.
Saddle base plate thickness check (Roark sixth edition, Table 26, case 7a)
where a = 12,0833, b = 8,6250 in
tb = (β1*q*b2/(1,5*Sa))0,5
= (1,1598*29,06763*8,6252/(1,5*24.000,00))0,5
= 0,2639 in
The base plate thickness of 0,5000 in is adequate.
Seismic Code
Seismic calculations are reported in the saddle report.
Wind Code
Wind calculations are reported in the saddle report.
Liquid Level bounded by Bolted Cover #2
Location from Center Line
11,3000"
Operating Liquid Specific Gravity 1,0400
Test liquid specific gravity
1,0000