Compresores Dinamicos.

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COMPRESORES

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Pemex Refinación Compresores

Proyecto: FORMACIÓN DE CUADROS DE REEMPLAZO PARA OCUPAR PUESTOS DE CONFIANZA CL3 GRUPO 3 (SEMILLEROS)

Líder de proyecto: Ing. René Soltero Sáenz

Elaboró: Ing. Josafat Benítez Martínez Ing. Manuel Méndez Zúñiga Ing. Marco Antonio Rendón Sosa Ing. Hugo Martínez de Santiago Ing. Alberto Carrasco Rueda Ing. Carlos A. Medina Maldonado Ing. Tirso M. Policarpo Morales Lic. Erik Alberto Santos Pérez

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Contenido OBJETIVO INSTRUCCIONAL.............................................................7 INTRODUCCIÓN.............................................................................9 1 COMPRESORES DINÁMICOS......................................................11 1.1 CONCEPTOS BÁSICOS DE COMPRESORES DINÁMICOS.................................11 1.1.1 1.1.2 1.1.3 1.1.4

Relación de compresión................................................................................11 Capacidad de un compresor.........................................................................11 Trabajo y potencia........................................................................................12 Revoluciones por minuto (RPM)....................................................................13

1.2 CLASIFICACIÓN DE COMPRESORES DINÁMICOS...........................................13 1.2.1 1.2.2 1.2.3

Clasificación de los compresores dinámicos.................................................14 Compresores Axiales....................................................................................14 Compresores centrífugos..............................................................................16

1.3 DESCRIPCIÓN DE LAS PARTES DE UN COMPRESOR CENTRÍFUGO.................21 1.4 SISTEMAS AUXILIARES DE UN COMPRESOR CENTRÍFUGO............................37 1.4.1 1.4.2 1.4.3 1.4.4

Sistema de lubricación.................................................................................37 Sistemas de enfriamiento.............................................................................39 Elemento motriz...........................................................................................40 Sistemas de seguridad.................................................................................40

1.5 DESCRIPCIÓN DE LA OPERACIÓN DE LOS COMPRESORES CENTRÍFUGOS.....42 1.5.1 1.5.2 1.5.3 1.5.4 1.5.5

Curvas de comportamiento de los compresores centrífugos........................42 Definición y ubicación de los puntos de operación y de “surge”..................43 Sistemas de control “antisurge”...................................................................44 Operación en serie y en paralelo..................................................................48 Parámetros que afectan el comportamiento del compresor..........................49

1.6 PROCEDIMIENTOS DE OPERACIÓN Y ANÁLISIS DE FALLAS DE COMPRESORES CENTRÍFUGOS.............................................................................................. 50 1.6.1 1.6.2 1.6.3

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Operación normal.........................................................................................50 Procedimientos de arranque y paro..............................................................51 Solución de problemas en compresores centrífugos.....................................54


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2 COMPRESORES DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO........................58 2.1 PRINCIPIOS TERMODINÁMICOS Y COMPORTAMIENTO DE LOS GASES...........58 2.1.1

Comportamiento de los gases......................................................................62

2.2 PRINCIPIOS DE OPERACIÓN Y CLASIFICACIÓN GENERAL DE LOS COMPRESORES............................................................................................. 68 2.2.1

Uso de los diferentes tipos de compresores..................................................69

2.3 DESCRIPCIÓN DE LOS COMPRESORES RECIPROCANTES..............................69 2.3.1 2.3.2 2.3.3

Comportamiento de los compresores reciprocantes (ciclo de compresión).. 73 Sistemas para el control de capacidad.........................................................77 Descripción de las partes de los compresores reciprocantes........................84

2.4 DESCRIPCIÓN DE LOS COMPRESORES ROTATORIOS...................................105 2.4.1 2.4.2 2.4.3 2.4.4

Compresores Compresores Compresores Compresores

de de de de

lóbulos.............................................................................105 aspas deslizantes.............................................................105 tornillo..............................................................................106 pistón líquido....................................................................107

2.5 PROCEDIMIENTOS GENERALES DE OPERACIÓN DE LOS COMPRESORES RECIPROCANTES......................................................................................... 108 2.5.1 2.5.2

Operación normal.......................................................................................108 Procedimientos de arranque y paro............................................................109

2.6 ASPECTOS DE SALUD OCUPACIONAL, SEGURIDAD Y PROTECCIÓN AMBIENTAL................................................................................................. 112 2.6.1

Precauciones para compresores de aire.....................................................112

3 CALCULO, ESPECIFICACIÓN, SELECCIÓN Y EVALUACION DE COMPRESORES EN PLANTAS DE PROCESOS Y REFINACION........115 3.1 CLASIFICACIÓN DE COMPRESORES............................................................115 3.2 EVALUACIÓN DE LOS COMPRESORES CENTRÍFUGOS.-................................131 3.3 CALCULO DETALLADO.-..............................................................................134

BIBLIOGRAFÍA...........................................................................141



Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig.

1-1. Trabajo y potencia....................................................................................... 16 2-1. Principio de operación de los compresores dinámicos.................................17 2-2. Direcciones del movimiento de un eje o flecha...........................................18 2-3. Compresor axial........................................................................................... 18 2-4. Disposición de los álabes.............................................................................19 2-5. Rotor y carcasa de compresor axial.............................................................20 2-6. Principios de operación................................................................................ 21 2-7. Inicio del movimiento circular......................................................................21 2-8. Deflexión de la bola al inicio del giro...........................................................21 2-9. Movimiento con respecto a un punto fijo.....................................................21 2-10. Fuerza centrifuga....................................................................................... 22 2-11. Trayectoria de desplazamiento..................................................................22 2-12. Velocidad en los puntos a y b....................................................................23 2-13. Construcción de impulsor..........................................................................23 2-14. Movimiento del gas................................................................................... 23 2-15. Operación de un impulsor..........................................................................24 2-16. Difusor....................................................................................................... 24 2-17. Carcasa tipo voluta....................................................................................24 2-18. Impulsores y difusores...............................................................................25 3-1 Carcasa verticalmente dividida....................................................................25 3-2. Ensamble de carcasas................................................................................. 26 3-3. Impulsor abierto.......................................................................................... 26 3-4. Impulsor semicerrado.................................................................................. 26 3-5. Impulsor cerrado......................................................................................... 27 3-6. Montaje de un impulsor............................................................................... 27 3-7. Vista de los diafragmas en un compresor multietápico...............................28 3-8. Diafragmas y difusores................................................................................ 28 3-9. Aspas guías................................................................................................. 29 3-10. Detalle sello de laberinto...........................................................................29 3-11. Sello de laberinto....................................................................................... 29 3-12. Gas de alta velocidad fugando por el sello de laberinto............................30 3-13. Sello de ensamble..................................................................................... 30 3-14. Sellos externos de un compresor...............................................................30 3-15. Gas de referencia...................................................................................... 31 3-16. Sello con entrada de gas inerte.................................................................31 3-17. Sello de anillo restrictivo...........................................................................32 3-18. Arreglo de sello restrictivo.........................................................................32 3-19. Sello de película........................................................................................ 33

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Fig. 3-20. Sello de contacto....................................................................................... 33 Fig. 3-21. Sello de película líquida.............................................................................34 Fig. 3-22. Sistema con tanque elevado.....................................................................34 Fig. 3-23. Anillo distribuidor en los sellos de película................................................35 Fig. 3-24. Operación de un sello seco........................................................................35 Fig. 3-25. Arreglo del sello seco.................................................................................36 Fig. 3-26. Tipos de movimiento que se presentan en una flecha..............................37 Fig. 3-27. Chumacera radial...................................................................................... 38 Fig. 3-28. Chumacera axial o de empuje...................................................................38 Fig. 3-29. Lubricación de chumacera radial...............................................................39 Fig. 3-30. Zapatas de carga de rodamiento de empuje.............................................39 Fig. 3-31. Balance de fuerzas en un compresor.........................................................39 Fig. 3-32. Tambor de balance y línea de balance......................................................40 Fig. 3-33. Equilibrio del movimiento axial a través del tambor y línea de balance....40 Fig. 3-34. Componentes de un compresor centrífugo................................................41 Fig. 4-1. Sistema de lubricación de un compresor.....................................................42 Fig. 4-2. Filtros y enfriadores del sistema de lubricación...........................................42 Fig. 4-3. Diafragmas enfriados..................................................................................43 Fig. 4-4. Interenfriador............................................................................................... 43 Fig. 4-5. postenfriador............................................................................................... 44 Fig. 4-6. Elemento motriz de un compresor...............................................................44 Fig. 4-7. Sistema de gobierno de una turbina de vapor.............................................45 Fig. 5-1. Curvas de comportamiento de un compresor centrífugo.............................46 Fig. 5-2. Curvas típicas de un compresor...................................................................47 Fig. 5-3. Puntos de operación de un compresor.........................................................48 Fig. 5-4. Arreglos de control “antisurge”...................................................................49 Fig. 5-5. arreglo de un sistema típico de control “antisurge”....................................50 Fig. 5-6. Pantalla de control “antisurge”....................................................................51 Fig. 5-7. Compresores en serie..................................................................................52 Fig. 5-8. Operación de compresores en paralelo sin válvula check...........................52 Fig. 1-1. Diagrama P-v............................................................................................... 64 Fig. 1-2. Diagrama representando un proceso isocórico............................................64 Fig. 1-3. Diagrama representando un proceso isbárico.............................................64 Fig. 1-4. Representación gráfica de un proceso isotérmico.......................................65 Fig. 1-5. Representación de un proceso adiabático...................................................65 Fig. 1-6. Cambios politrópicos...................................................................................65 Fig. 1-7. Leyes que rigen la relación entre la presión, volumen y temperatura de un gas............................................................................................................................ 66 Instituto Mexicano del Petróleo ® Derechos Reservados 2011 ©


Fig. 1-8. El volumen disminuye al aumentar la presión a temperatura constante.....67 Fig. 1-9. A presión constante al aumentar la temperatura aumenta el volumen.......68 Fig. 1-10. A volumen constante la presión aumenta con la temperatura..................68 Fig. 1-11. Representación de la ley general de los gases..........................................69 Fig. 1-12. Diagrama P-V-T........................................................................................... 69 Fig. 1-13. Diferencia entre un vapor y un gas en un diagrama P-V-T.........................70 Fig. 2-1. Clasificación general de los compresores....................................................73 Fig. 3-1. Admisión y descarga del gas.......................................................................74 Fig. 3-2. Funcionamiento de las válvulas del compresor............................................74 Fig. 3-3. Carrera del pistón en un compresor de simple efecto o acción...................75 Fig. 3-4. Pistón de doble efecto.................................................................................75 Fig. 3-5. Carrera del pistón en la etapa de compresión por el lado tapa...................75 Fig. 3-6. Admisión de gas por el lado cigüeñal..........................................................76 Fig. 3-7. Admisión lado tapa y descarga lado cigüeñal..............................................76 Fig. 3-8. Diagrama presión vs volumen.....................................................................77 Fig. 3-9. Posición del pistón correspondiente a la presión de descarga.....................77 Fig. 3-10. Expansión del gas dentro del cilindro........................................................78 Fig. 3-11. Admisión de gas fresco al cilindro.............................................................78 Fig. 3-12. Compresión del gas................................................................................... 79 Fig. 3-13. Carrera del pistón en un ciclo completo de compresión............................79 Fig. 3-14. Trabajo realizado en un ciclo de compresión.............................................79 Fig. 3-15. La distancia B-C representa el volumen real del gas succionado por el pistón........................................................................................................................ 80 Fig. 3-16 La relación B-C entre A-C nos da la eficiencia volumétrica del compresor..80 Fig. 3-17. Válvula de estrangulamiento para controlar el flujo de gas al compresor. 81 Fig. 3-18. Efecto de la válvula de estrangulamiento en el Diagrama PV....................82 Fig. 3-19. Gas atrapado entre las paredes del cilindro y pistón (espacio libre).........82 Fig. 3-20. Expansión del gas atrapado en el espacio libre.........................................83 Fig. 3-21. Diagrama P-V de un compresor con espacios libres..................................83 Fig. 3-22. Espacio libre excesivo del cilindro.............................................................84 Fig. 3-23. Compresor con espacio libre permanente.................................................84 Fig. 3-24. Compresor con espacio libre que puede ser bloqueado............................84 Fig. 3-25. Espacio libre removible a través de bridas................................................85 Fig. 3-26. Espacio libre ajustable...............................................................................85 Fig. 3-27. Válvula de descargadora...........................................................................85 Fig. 3-28. Descargador automático en posición abierto............................................86 Fig. 3-29. Descargador automático operado por la presión de descarga del compresor................................................................................................................. 86

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Fig. 3-30. Ajuste de la capacidad del compresor con control de velocidad del motor o turbina...................................................................................................................... 87 Fig. 3-31. Tren de engranes y juego de poleas y bandas como reductores de velocidad................................................................................................................... 87 Fig. 3-32. Pistón y cilindro como partes principales de un compresor reciprocante.. 88 Fig. 3-33. Partes de un compresores reciprocante.....................................................88 Fig. 3-34. Mecanismo del cigüeñal de un compresor.................................................89 Fig. 3-35. Cilindros y pistones de un compresor reciprocante...................................89 Fig. 3-36. Motocompresor.......................................................................................... 90 Fig. 3-37 Asiento de una válvula............................................................................... 90 Fig. 3-38. Placa en forma de canal y muelle..............................................................91 Fig. 3-39. Asiento de válvula..................................................................................... 91 Fig. 3-40. Válvula de disco......................................................................................... 91 Fig. 3-41. Válvula de descarga.................................................................................. 92 Fig. 3-42. Camisa o manga........................................................................................ 93 Fig. 3-43. Orificio de lubricación bloqueado por la camisa desalineada....................93 Fig. 3-44. Pistones menores a 7” y de más de 7”......................................................94 Fig. 3-45. Partes de un pistón....................................................................................94 Fig. 3-46. Tolerancia entre anillos.............................................................................. 95 Fig. 3-47. Anillos del pistón....................................................................................... 95 Fig. 3-48 Anillos con aceite de lubricación................................................................96 Fig. 3-49. Empaques de anillos metálicos.................................................................96 Fig. 3-50. Anillos segmentados..................................................................................97 Fig. 3-51. Colocación del sellos B-Ring......................................................................97 Fig. 3-52. Arreglo de sellos........................................................................................ 98 Fig. 3-53. Lubricación de flecha y pistón...................................................................98 Fig. 3-54. Drenado de aceite..................................................................................... 98 Fig. 3-55. Caja de sellos con enfriamiento y venteo..................................................99 Fig. 3-56. Cruceta típica atornillada........................................................................100 Fig. 3-57. Biela con cojinetes...................................................................................100 Fig. 3-58 Cabeza del cilindro con cojinete externo..................................................101 Fig. 3-59. Sistema de lubricación por salpicadura...................................................102 Fig. 3-60. Paso de aceite por el cigüeñal al perno..................................................102 Fig. 3-61. Sistema de lubricación forzada................................................................102 Fig. 3-62. Filtro......................................................................................................... 103 Fig. 3-63. Válvula de relevo..................................................................................... 103 Fig. 3-64. Enfriador de aceite de un sistema de lubricación forzada.......................103 Fig. 3-65. Lubricación por bloques...........................................................................104 Instituto Mexicano del Petróleo ® Derechos Reservados 2011 ©


Fig. 3-66. Puntos de lubricación.............................................................................. 104 Fig. 3-67. Lubricación de un compresor con motor integral....................................105 Fig. 3-68. Lubricadores de un sistema de lubricación a cilindros.............................105 Fig. 3-69. Puntos de lubricación en el cilindro.........................................................106 Fig. 3-70. Compresor de baja capacidad con aletas de enfriamiento en el cilindro. 106 Fig. 3-71. Carcaza de un compresor con chaquetas de enfriamiento......................107 Fig. 3-72. Interenfriador de gas...............................................................................107 Fig. 3-73. Disco de ruptura instalado y actuado......................................................108 Fig. 3-74. Válvula de relevo..................................................................................... 108 Fig. 4-1. Compresor de lóbulos................................................................................109 Fig. 4-2. Compresor de aspas deslizantes...............................................................110 Fig. 4-3. Distribución de gas en el compresor..........................................................110 Fig. 4-4. Flujo de gas en el interior de un compresor de pistón líquido...................111 Tabla 2-1. TABULACIÓN GENERAL DE LOS COMPRESORES......................................121 Tabla 2-2. Pesos moleculares y funciones de calor específico de gases comunes...124

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OBJETIVO INSTRUCCIONAL

Compresores dinámicos Incrementar su desempeño al emplear los conocimientos adquiridos en la capacitación y desarrollar las habilidades que le permitan arrancar, parar, y solucionar los problemas que se presenten, manteniendo la continuidad de la operación de los compresores dinámicos a su cargo, cumpliendo con los procedimientos operativos y de seguridad establecidos en su área de trabajo. Compresores de desplazamiento positivo Analizar los principios de operación de los compresores a través de las propiedades termodinámicas de los gases. Identificar las partes principales y sistemas auxiliares que integran los Instituto Mexicano del Petróleo ® Derechos Reservados 2011 ©

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compresores reciprocantes y rotatorios. Operar correctamente los compresores y secadores de aire aplicando las normas de seguridad, protección ambiental y calidad vigentes.


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INTRODUCCIÓN Compresores dinámicos Por ser los compresores dinámicos uno de los equipos más importantes y utilizados en PEMEX, se da una clasificación de los mismos. Se exponen los principios de operación de los compresores centrífugos y los elementos constitutivos de los mismos; también se tratan puntos como los sistemas de control “anti surge”, sistemas de lubricación, sellos húmedos y sistema de sellos secos, también se analizan los dispositivos de seguridad, y procedimientos generales de arranque y paro. Consideramos que la capacitación, contribuirá a la formación y actualización del personal de, lo que les proporcionará los conocimientos básicos y específicos que les permitirán incrementar su nivel de competencia laboral, demostrándolo al desempeñar sus actividades dentro de la empresa con mayor seguridad y cumpliendo con las actividades propias de su puesto, lo que se traducirá en un incremento de la productividad de PEMEX. Compresores de desplazamiento positivo En este manual se proporciona los aspectos más importantes sobre la operación de los compresores de desplazamiento positivo, con la finalidad que se operen estos equipos correctamente. Al inicio, hay una descripción de las propiedades termodinámicas y el comportamiento de los gases, a través de sus leyes fundamentales. Se da una clasificación general de los compresores y se detallan los principios de operación de los compresores reciprocantes, su comportamiento mediante el ciclo de compresión y se mencionan las diferentes formas que hay para controlar su capacidad.



Se describe e ilustran cada una de las partes de los compresores reciprocantes, mencionando la forma de operación de cada una de ellas, con lo que queda de manifiesto la importancia de cada una de sus piezas. También hay ilustraciones de las partes de los compresores rotatorios. Se muestran los sistemas de lubricación, enfriamiento y de seguridad de los compresores reciprocantes, con el fin de tener una mejor idea de la importancia de estos sistemas e identificar los puntos clave de control durante su operación. Se hace énfasis en la operación de los compresores reciprocantes a través de la descripción de la operación normal, así como de los procedimientos generales de arranque y paro. Se hace la aclaración que este tema deberá reforzarse en forma detallada con los procedimientos operativos específicos correspondientes.


1 COMPRESORES DINÁMICOS

1.1 CONCEPTOS BÁSICOS DE COMPRESORES DINÁMICOS. 1.1.1 Relación de compresión. Un compresor es una maquina que al hacer trabajo sobre un gas le aumenta su presión, pues el gas que entra a una compresora lo hace a cierta presión y sale a una presión superior. La diferencia entre la presión de descarga y la presión de succión representa el trabajo efectuado por el compresor sobre el gas, menos las pérdidas debidas al calor y fricción. La relación de compresión “R” es la relación entra la presión absoluta de descarga y la presión absoluta de succión o sea P2/P1, donde P2 es la presión absoluta de descarga y P1 la presión absoluta de succión. R

P(Absoluta) de descarga P(Absoluta) de succión

Los manómetros normales no registran la presión atmosférica pues marcan cero cuando están comunicados con el aire atmosférico. Pero como para determinar la relación de Compresión “R” hay que hacer uso de presiones absolutas o sea presiones medidas a partir del cero absoluto de presión, que es cuando no exista ninguna partícula de gas que pueda producir alguna presión en el recipiente que la contenga, es necesario sumar la presión atmosférica que es de 1.033 kg/cm2 al nivel del mar a la presión que marque el manómetro.

Por ejemplo, si un compresor succiona un gas a la presión atmosférica de 1.033 kg/cm2 y lo descarga a 4 kg/cm2 leídos en un manómetro normal, la presión absoluta de succión es de 1.033 kg/cm2 y la presión absoluta de descarga es de 4 + 1.033 = 5.033 kg/cm2, por lo tanto, la relación de compresión será de 5.033/1.033, o sea de 4.872.

1.1.2 Capacidad de un compresor. La capacidad de un compresor en término de flujo volumétrico es el volumen de gas que maneja en un periodo dado de tiempo así, miles de pies cúbicos por minuto (MCFM) y metros cúbicos por minuto (m3/min) son unidades de capacidad de los compresores, y esta capacidad es medida antes de la compresión a condiciones de temperatura y presión dadas en la succión. La capacidad límite de un compresor es el máximo gasto de gas que puede manejar.

1.1.3 Trabajo y potencia. Se dice que se realiza un trabajo cuando una fuerza desplaza a un cuerpo una determinada distancia, una unidad para medir el trabajo es el kilográmetro (kg-m) o sea el trabajo que realiza para mover el peso de un kilogramo la distancia de un metro.  En el sistema internacional de unidades (SI), la unidad de trabajo es el Newton por metro (N-m), que recibe el nombre de Joule (J).  En el sistema CGS, la unidad de trabajo es el Ergio (dina-cm).  En el sistema Ingles, la unidad de trabajo es la libra-pie (lb-ft).  En el sistema técnico gravitatorio métrico, la unidad de trabajo es el kilográmetro. POTENCIA (P) es la rapidez con la que se realiza un trabajo. P

Trabajo tiempo

La potencia es el trabajo efectuado por unidad de tiempo, así, si se hace un trabajo de 76 kg-m en un segundo se dice que se tiene la potencia de un caballo de fuerza (HP), Fig. 1-1.

FIG. 1-1. TRABAJO

Y POTENCIA.

En el sistema internacional de unidades (SI), la unidad de potencia es el Watt (W) o Vatio 1W 

Joule seg

En el sistema inglés, la unidad de potencia es el caballo de fuerza (HP) 1 HP 

550ft  lb f seg

Como factores de conversión de una unidad a otra se tiene que: 1 HP  746 W  0.746 kW

1 kW  1.34 HP

y Ha sido una costumbre usar el Watt o Vatio como unidad de potencia eléctrica y el caballo de fuerza como potencia mecánica pero esto no es más que una convención.

1.1.4 Revoluciones por minuto (RPM). RPM es la abreviación de revoluciones por minuto; y puesto que el impulsor de un compresor centrífugo tiene que girar para mover un gas, conforme aumente las RPM de este la velocidad del gas aumenta o sea que se efectúa un trabajo mayor sobre el gas. Para unas RPM dadas se efectúa un trabajo determinado (medido en kg-m) por unidad de peso del gas, sin embargo, el peso especifico de los gases, o sea el peso por unidad de volumen, varia de uno a otro, dicho en otras palabras, un gas con un peso especifico mayor pesa más para su mismo volumen que un gas con un peso especifico menor.

Como para unas RPM dadas el trabajo hecho por unidad de peso de gas es igual para los diferentes gases, lo que varia es el volumen que ocupa cada gas, y además, a unas RPM dadas los m3/min que el compresor maneja son constantes dando como consecuencia que con el gas más denso el compresor manejara un peso, en kg, de gas mayor. No obstante que el trabajo efectuado por unidad de peso en diferentes gases más densos, y al aumentar el peso de gas en una unidad de tiempo, se hace necesario efectuar un trabajo total mayor en el mismo tiempo, lo que quiere decir que se va a requerir más potencia (en HP) para que un compresor maneje un gas más denso a las misma RPM.

1.2 CLASIFICACIÓN DE COMPRESORES DINÁMICOS. Un compresor dinámico aumenta la energía de un gas en igual forma que lo hace un ventilador, Fig. 1-2, el giro de las aspas obliga al aire a moverse o a fluir, el aire que está en reposo tiende a permanecer en reposo, y cuando las aspas empiezan a girar empujan el aire, como existen moléculas de aire que se resisten al movimiento, el aire empujado por las aspas es comprimido y aumenta la presión, cuando las aspas del ventilador vencen la resistencia del aire estacionario se produce el empuje de aire hacia delante.

FIG. 1-2. PRINCIPIO

DE OPERACIÓN DE LOS COMPRESORES DINÁMICOS.

Conforme las aspas giren más rápido, el aire es impulsado a mayor velocidad; el ventilador que efectúa un trabajo sobre el aire, aumenta la presión y la velocidad de este, aumentando el contenido total de energía en el aire.

1.2.1 Clasificación de los compresores dinámicos. En un compresor dinámico, el aumento de presión se obtiene comunicando a un flujo de gas, cierta velocidad o energía cinética, que se convierte en presión al desacelerar el gas, cuando este pasa a través de un difusor. Como ya se definió anteriormente los compresores dinámicos se clasifican en:  Compresores Axiales.  Compresores Centrífugos.

1.2.2 Compresores Axiales. El movimiento en dirección al eje de una flecha es llamado movimiento axial, en la Fig. 1-3 se muestran las direcciones del movimiento circular y axial.

FIG. 1-3. DIRECCIONES

DEL MOVIMIENTO DE UN EJE O FLECHA.

Un compresor que mueva un gas paralelamente al eje de su flecha se denomina compresor axial y tiene álabes tanto en el rotor como en el estator, Fig. 1-4.

FIG. 1-4. COMPRESOR

AXIAL.

Los álabes del rotor están fijos a la flecha y giran con ella, mientras que los álabes del estator están fijos a la carcasa y su arreglo es tal que quedan en forma alternada o sea que un alabe del estator queda entre dos álabes del rotor, Fig. 1-5.

FIG. 1-5. DISPOSICIÓN

DE LOS ÁLABES.

Los álabes del rotor actúan de igual forma que las aspas de un ventilador, y conforme giren obligan al gas a fluir hacia los álabes del estator, y al pasar por el espacio sobre entre los dos álabes el gas pierde velocidad aumentando su presión, o sea que el espacio entre los álabes actúa como un difusor. Las aspas del estator guían además el flujo de gas hacia los siguientes álabes del rotor y en cada juego de álabes del estator-rotor aumenta la presión del gas. Los álabes dentro de un compresor axial no son del mismo tamaño, pues cada vez son más pequeños, conforme se acerquen a la descarga. Esto es debido a que el gas del compresor es obligado a ocupar un volumen cada vez menor por efecto de habérsele aumentado su presión. 1.2.2.1Principios de funcionamiento. Los compresores de flujo axial están constituidos de un número de etapas de álabes rotatorios que son arrastradas por la turbina (elemento motriz) y que giran entre las etapas de álabes estatores o fijos. Tanto los álabes rotatorios o del rotor como los álabes del estator o fijos, tienen formas de perfiles aerodinámicos y están montados de manera que forman una serie de pasos divergentes a través de los cuales el aire fluye en una dirección axial al eje de rotación.

A diferencia de una turbina que también emplea álabes de rotor y álabes fijos de estator, el camino del flujo de un compresor axial disminuye en área de la sección transversal en la dirección del flujo, reduciendo el volumen del gas a medida que avanza la compresión de etapa a etapa y manteniendo constante la velocidad axial del gas a medida que la densidad aumenta a lo largo del compresor. La convergencia del paso anular del gas se consigue por medio de la conicidad del cárter o del rotor. También es posible una combinación de ambos. La Fig. 1-6 nos muestra un compresor axial. El compresor centrífugo tiene las siguientes ventajas sobre el compresor axial: a)

Mayor robustez y, por tanto, mayor seguridad en la explotación.

b)

Menor número de etapas.

c)

Mayor facilidad de alojamiento de los sistemas de refrigeración intermedia.

d)

Mayor zona de estabilidad de funcionamiento, en lo que respecta al problema de compresión del “surge”.

El compresor axial ofrece las siguientes ventajas con relación al compresor radial: a)

Mejor rendimiento.

b)

Para un mismo flujo másico y presión, mayor número de revoluciones.

c)

El turbocompresor axial tiene menor volumen, menor superficie frontal y menor peso para igualdad de flujo másico y de relación de compresión. Esta ventaja es excepcionalmente importante en aviación, e históricamente constituyó el estímulo para la evolución del turbocompresor axial con destino a los turborreactores; la ventaja se hace patente en el campo de las relaciones de compresión elevadas y grandes potencias; por esta razón, los turbocompresores de las turbina de gas de gran potencia suelen ser axiales y los de las turbina de gas de pequeña potencia, radiales.

FIG. 1-6. ROTOR

Y CARCASA DE COMPRESOR AXIAL.

1.2.3 Compresores centrífugos. Un compresor centrífugo se puede definir como un equipo dinámico que imparte energía cinética o de velocidad a un gas y la convierte en energía de presión. En los compresores centrífugos, el desplazamiento del gas es esencialmente radial. El compresor consta de uno o más impulsores y difusores, el gas aspirado por el centro del impulsor, es impulsado por los álabes, debido a la fuerza centrífuga, hacia los canales del difusor. El difusor convierte la energía cinética en presión y guía al gas hacia el centro del próximo impulsor y así sucesivamente. 1.2.3.1Principios de operación. Un cuerpo en movimiento tendería a desplazarse en línea recta si no existiese gravedad u otra fuerza que alterara el movimiento. Suponga una bola atada a un hilo o cuerda y que es puesta en movimiento, asumiendo que no existe gravedad y que la cuerda no tiene ningún efecto sobre la bola, ésta se movería en línea recta, Fig. 1-7.

FIG. 1-7. PRINCIPIOS

DE OPERACIÓN.

Si la se fija en un punto y se pone en movimiento, como se ve en la Fig. 1-8.

FIG. 1-8. INICIO

DEL MOVIMIENTO CIRCULAR.

Al principio la bola se mueve en dirección del movimiento, pero cuando la cuerda se estira, esta deflexiona la bola, Fig. 1-9.

FIG. 1-9. DEFLEXIÓN

DE LA BOLA AL INICIO DEL GIRO.

Debido a la deflexión, la bola describe un arco, si la bola lleva suficiente energía continuara moviéndose en una serie de arcos o círculos, Fig. 1-10.

FIG. 1-10. MOVIMIENTO

CON RESPECTO A UN PUNTO FIJO.

Sin embargo, en cada instante de la trayectoria la tendencia de la bola es viajar en una línea recta, pero existe la deflexión constante de la cuerda que la obliga a describir círculos. La cuerda realmente aplica una fuerza a la bola causando el movimiento circular, dicha fuerza esta dirigida hacia el centro del giro y se denomina “Fuerza Centrípeta”, si por alguna razón la cuerda se rompiera dejaría de ejercer esta fuerza y la bola saldría recta. La fuerza centrífuga, es la tendencia a jalar hacia fuera del centro de giro un cuerpo, o sea que actúa en sentido contrario a la fuerza centrípeta. Si un balín de acero es colocado cerca del centro de un disco que tiene aspas o álabes, Fig. 1-11.

FIG. 1-11. FUERZA

CENTRIFUGA.

Cuando el disco comience a girar, uno de sus álabes obligará al balín a moverse, pero el balín tendera a moverse en línea recta, el resultado es la trayectoria mostrada en la Fig. 1-12.

FIG. 1-12. TRAYECTORIA

DE DESPLAZAMIENTO.

En este caso, la fuerza centrípeta no actúa y el balín es forzado a alejarse del centro por la acción de la fuerza centrífuga. Cuando el disco gira, el balín está en contacto con el álabe. Si vemos la Fig. 1-13, nos daremos cuenta que el punto A recorrer una distancia más larga que el punto B, para cada revolución.

FIG. 1-13. VELOCIDAD

EN LOS PUNTOS A Y B.

El punto A se mueve más rápido cuando el disco gira, de aquí que si un cuerpo es desplazado hacia afuera debido a la rotación del disco, tendrá una velocidad máxima cuando salga por el extremo del disco. El impulsor de un compresor está construido de dos placas separadas por álabes, Fig. 1-14.

FIG. 1-14. CONSTRUCCIÓN

DE IMPULSOR.

Si el impulsor comienza a girar, los álabes obligan al gas a moverse, como las moléculas de gas tienden a moverse en línea recta y no existe fuerza centrípeta, la rotación hace que las moléculas se alejen del centro del impulsor y vayan adquiriendo velocidad, además el gas se opone al empuje de los álabes resultando un aumento en su presión, Fig. 1-15.

FIG. 1-15. MOVIMIENTO

DEL GAS.

El impulsor aumenta la presión y la velocidad del gas. Los compresores que utilizan la fuerza centrífuga para impartir presión y velocidad a un gas son los centrífugos. La parte del compresor centrífugo que mueve el gas es el impulsor, Fig. 1-16. El cual al incrementar la velocidad del gas en la parte de su periferia crea una zona de baja presión en el ojo del impulsor, esta baja presión causa una succión que permite la entrada de más gas.

FIG. 1-16. OPERACIÓN

DE UN IMPULSOR.

Cuando el gas sale del impulsor pasa por unos pasajes llamados “Difusor”. Cuando el gas entra al difusor, el impulsor no actúa directamente sobre este gas, Fig. 1-17.

FIG. 1-17. DIFUSOR.

Puesto que el tamaño del difusor es mayor al tamaño del impulsor y este no actúa sobre el gas que está en el difusor, la velocidad del gas disminuye aumentando la presión, o sea, que el difusor convierte la velocidad del gas en presión. Del difusor el gas pasa a la voluta, donde continúa la conversión de velocidad en presión, Fig. 118.

FIG. 1-18. CARCASA

TIPO VOLUTA.

Así pues, un compresor centrífugo genera trabajo sobre un gas impartiéndole velocidad y presión. El compresor de la Fig. 1-19 es de cuatro pasos, por lo que tiene cuatro impulsores separados, cada impulsor y difusor forman lo que se llama un paso o etapa.

FIG. 1-19. IMPULSORES

Y DIFUSORES.

El gas entra al primer impulsor y recibe velocidad y presión, esa velocidad es parcialmente convertida en presión en el difusor, posteriormente el gas se introduce al ojo del segundo impulsor y así sucesivamente, cada impulsor aumenta la energía del gas, obteniéndose con este tipo de arreglo mayores incrementos de presión. Siendo el trabajo total, la suma de los trabajos de cada impulsor hecho sobre el gas.

1.3 DESCRIPCIÓN DE LAS PARTES DE UN COMPRESOR CENTRÍFUGO. 1. Carcasa. Existen dos tipos de carcasas en los compresores centrífugos, carcasas verticalmente abiertas y carcasas horizontalmente abiertas, la Fig. 1-20 muestra un compresor cuya carcasa es de abertura vertical.

FIG. 1-20 CARCASA

VERTICALMENTE DIVIDIDA.

Algunas carcasas de este tipo tienen solamente una tapa removible, siendo el extremo opuesto parte de la misma carcasa. Puesto que la carcasa está construida para evitar fugas a través de ella, las juntas por donde podría escapar el gas se encuentran solamente en los extremos, mientras que en las carcasas de abertura horizontal, la junta es mucho mayor y esta a los largo de toda la carcasa, Fig. 1-21.

FIG. 1-21. ENSAMBLE

DE CARCASAS.

Existen algunos gases tales como el Hidrógeno que son extremadamente difíciles de contener, por lo que se utilizan compresores de abertura vertical para disminuir las

posibilidades de fugas. Cuando se requiere facilidad de acceso a los componentes internos de una maquina se prefiere que esta sea de carcasa horizontalmente dividida.

2. Impulsores. La parte que aumenta la velocidad de un gas dentro de un compresor centrífugo se llama impulsor, existen tres tipos básicos de impulsores: Abierto. Se usa para altas presiones de descarga en compresores de una sola etapa, Fig. 1-22.

FIG. 1-22. IMPULSOR

ABIERTO.

Semicerrado. Usados para grandes flujos, generalmente en un solo paso, o como primer paso de compresores multietápicos, Fig. 1-23.

FIG. 1-23. IMPULSOR

SEMICERRADO.

Cerrado. Usado ampliamente en compresores multietapicos, Fig. 1-24.

FIG. 1-24. IMPULSOR

CERRADO.

Los impulsores están fijos y giran con la flecha del compresor y deben estar perfectamente balanceados para evitar vibraciones que perjudiquen a la maquina, Fig. 1-25.

FIG. 1-25. MONTAJE

DE UN IMPULSOR.

3. Diafragmas. Un compresor centrífugo multietápico contiene diafragmas, estos están colocados entre los impulsores, Fig. 1-26. Algunos diafragmas son enfriados con algún líquido el cual circula dentro de ellos y sirve como enfriamiento interno del gas en el compresor.

4. Difusor. Las paredes adyacentes a los diafragmas forman unos pasajes llamados difusor. En la Fig. 1-27 se observa a detalle el montaje del rotor en los diafragmas, el difusor y los pasajes de intercomunicación.

5. Aspas guías. Las aspas guías pueden ser permanentes o reemplazables y están colocadas a la entrada del ojo de cada impulsor, y sirven para guiar el gas dentro

del ojo del impulsor, Fig. 1-28. Las aspas guía pueden ser ajustables en el primer paso de compresión y con ello controlar la capacidad de un compresor, en algunos casos su ajuste es automático para mantener el compresor dentro de su rango de operación.

6. Sellos. La flecha del rotor pasa a través de los diafragmas sin estar en contacto con ellos, como el gas fluye de la succión a la descarga de un impulsor su presión aumenta a la salida de cada impulsor, esta presión tendería a pasar a la región de baja presión por el espacio entre la flecha y el diafragma; para evitar esto, se deben usar sellos. El tipo de sello más usado en este tipo de compresores es el sello de laberinto, Fig. 1-29.

FIG. 1-26. VISTA

DE LOS DIAFRAGMAS EN UN COMPRESOR MULTIETÁPICO.

FIG. 1-27. DIAFRAGMAS

FIG. 1-28. ASPAS

Y DIFUSORES.

GUÍAS.

FIG. 1-29. DETALLE

SELLO DE LABERINTO.

El sello de laberinto es un anillo de metal con dientes o peines que rodean la flecha pero sin tocarla, y hechos de un metal suave como es el aluminio o sus aleaciones, para que en caso de un rozamiento accidental, la flecha no se raye. Los espacios entre los dientes forman un pasaje laberíntico, que cuando entra gas en él, este cambia de dirección y reduce su velocidad, esta turbulencia resultante se opone al flujo, pero no evita el 100% de las fugas, Fig. 1-30.

FIG. 1-30. SELLO

DE LABERINTO.

En el caso de gases a alta velocidad, el laberinto prácticamente no cambia la dirección del flujo de gas, por lo que no se forma turbulencia aumentando la fuga de gas a través del sello, como se ve en la Fig. 1-31.

FIG. 1-31. GAS

DE ALTA VELOCIDAD FUGANDO POR EL SELLO DE LABERINTO.

Para evitar esto se utilizan sellos de laberinto de ensamble Fig. 1-32, en este caso, la flecha tiene ranuras o canales que ensamblan en los dientes del sello de laberinto, eliminándose el paso directo del gas a alta velocidad, forzándose la generación de turbulencias y cambios de dirección. De esta manera el sello es más eficiente, pero no evita el 100% de las fugas.

FIG. 1-32. SELLO

DE ENSAMBLE.

Este tipo de sello se usa donde son aceptadas pequeñas fugas, tal como es el caso de sellos de interetapa donde la diferencia de presión entre los gases es suficientemente pequeña para permitir que el laberinto sea efectivo. Cuando los sellos están en los extremos de la flecha y comunicados a la atmósfera, la fuga que permiten los sellos descargaría a la atmósfera si la presión dentro del compresor es mayor que esta, Fig. 1-33.

FIG. 1-33. SELLOS

EXTERNOS DE UN COMPRESOR.

Si el gas que maneja el compresor es peligroso o tóxico, no se puede permitir su fuga a la atmósfera, en este caso la fuga del sello es desviada para evitar su salida a la atmósfera, su desvío se obtiene por medio de un orificio colocado en el sello entre el gas de proceso y la atmósfera, Fig. 1-34.

FIG. 1-34. GAS

DE REFERENCIA.

Generalmente se hace que en el orificio la presión sea menor que la atmósfera para que todo el gas que fugue salga por él y no salga hacia la atmósfera. En el sello de la Fig. 1-35 por el orificio se introduce un gas inerte, con una presión mayor que la presión interna del compresor, esto ocasiona que el gas dentro del compresor no salga a la atmósfera, pero una pequeña cantidad de gas inerte entre a través del sello hacia el interior del compresor y otra fugue hacia la atmósfera como gas inerte que es inocuo.

FIG. 1-35. SELLO

CON ENTRADA DE GAS INERTE.

El dibujo de la Fig. 1-36 muestra unos sellos del tipo de anillo restrictivo, los cuales están hechos de un material de baja fricción como el carbón. Los anillos pueden ser de una pieza reforzada por una banda de acero o segmentados y unidos por un resorte opresor.

FIG. 1-36. SELLO

DE ANILLO RESTRICTIVO.

En la Fig. 1-37 se ve una flecha con sello de anillos restrictivos, los cuales se mantienen en su posición por medio de anillos prense que son estacionarios y no están en contacto con la flecha.

FIG. 1-37. ARREGLO

DE SELLO RESTRICTIVO.

Este tipo de anillos pueden ser sellados con gas inerte y pueden ser usados además junto con sellos de laberinto para reducir las fugas.

7. Sellos de contacto de película liquida. Los compresores centrífugos requieren sellos para evitar que los gases se escapen por donde la flecha sale de la carcasa del compresor. El tipo más común de arreglo de sellado en compresores, es mediante dos sellos, uno en cada extremo del compresor, estos sellos usan aceite, el cual circula a alta presión entre tres anillos alrededor del eje del compresor, formando una barrera contra las fugas de gas comprimido, Fig. 1-38. El anillo central está sujeto a la flecha, mientras que los dos anillos en cada extremo son estacionarios en la envoltura del sello, colocados contra una película fina de aceite entre los anillos para lubricar y actuar como barrera contra fugas. Los arosello de hule evitan las fugas alrededor de los anillos estacionarios. Muy poco gas escapa a través de la barrera de aceite; el aceite absorbe más gas por la alta presión en la interfaz de aceite/gas en el sello del lado interno del compresor, por lo que el aceite se contamina. El gas absorbido en el aceite se separa usando calentadores, tanques de evaporación u otras técnicas de desgasificación y se recircula hacia el cárter de aceite. El gas comúnmente se envía a los sistemas de desfogue.

FIG. 1-38. SELLO

DE PELÍCULA.

Cuando la parte móvil toca la parte estacionaria de un sello, el sello se denomina de contacto, en este tipo de sello las fugas se evitan precisamente por este contacto. La rugosidad produce fricción y la fricción genera calor, por lo que la mayoría de los sellos de contacto deben estar lubricados para reducir la fricción y eliminar el calor generado. Los sellos de contacto son efectivos hasta presiones de 70 kg/cm 2, tienen dos asientos, uno fijo y el otro rotatorio, Fig. 1-39. En este caso los asientos están separados por un anillo de carbón.

FIG. 1-39. SELLO

DE CONTACTO.

En este caso los asientos están separados por un anillo de carbón. Para sellar presiones hasta de 700 kg/cm2 se usan sellos de película liquida, Fig. 1-40.

FIG. 1-40. SELLO

DE PELÍCULA LÍQUIDA.

Para evitar las fugas la presión del aceite en el sello debe ser ligeramente superior a la del gas, y puesto que la presión del gas puede variar, la presión del aceite también debe variar, esto se controla con un el arreglo como el de la Fig. 1-41.

FIG. 1-41. SISTEMA

CON TANQUE ELEVADO.

Para los sellos de película liquida se requiere un suministro constante de aceite limpio a presión, existiendo una fuga constante de aceite hacia adentro del compresor, esta fuga se restringe con el uso de anillos distribuidores que eliminan el exceso de aceite evitando una fuga considerable, Fig. 1-42. Además la fuga de aceite es conducida por medio de tuberías hacia trampas recolectoras de aceite contaminado con el gas de trabajo.

FIG. 1-42. ANILLO

DISTRIBUIDOR EN LOS SELLOS DE PELÍCULA.

Cuando hay demasiado flujo de aceite contaminado hacia las trampas, indica que el sello esta defectuoso. Los sellos de película liquida frecuentemente se usan en combinación con sellos de laberinto y gas de amortiguación (normalmente es el mismo gas de trabajo) para aumentar la presión en la zona del sello. En el caso de gases como él oxigeno, que al mezclarse con el aceite forman mezclas explosivas, para lubricar los sellos debe usarse otro líquido que no sea aceite.

8. Sellos Secos. Una alternativa al Sistema tradicional de sellos de película (de aceite) es el sistema de sellos mecánicos secos. Este sistema de sello no usa ningún aceite circulante de sellado. Los sellos secos operan mecánicamente bajo la fuerza opuesta creada por las ranuras hidrodinámicas y la presión estática. El uso de sellos secos se ha incrementado mucho en los últimos 20 años, con casi el 90% de los compresores centrífugos utilizando este sistema. Como se muestra en la Fig. 1-43, las ranuras hidrodinámicas están grabadas en la superficie del anillo giratorio sujeto al eje del compresor. Cuando el compresor no está girando, el anillo estacionario en la envoltura del sello está presionado contra el anillo rotatorio por medio de resortes. Cuando el eje del compresor gira a alta velocidad, el gas comprimido tiene solo un camino para fugarse por el eje, que es entre los anillos giratorios y los estacionarios. Este gas es impulsado entre los anillos, mediante las ranuras del anillo giratorio.


DE UN SELLO SECO.

La fuerza opuesta la proporciona el gas inerte de sello a alta presión que se hace circular entre los anillos y los resortes tratando de empujar los anillos entre sí, crea

un espacio demasiado delgado entre los anillos a través del cual puede fugarse un poco de gas. Mientras el compresor está funcionando, los anillos no están en contacto entre sí, y por lo tanto, no se desgastan ni necesitan lubricación. Los aros del ellos, sellan los anillos estacionarios en la caja del sello. Existen varios arreglos del sistema de sellos secos, el arreglo más común es el de tandem, el cual consiste en un sello primario y un sello secundario, contenidos en un mismo cartucho. Durante la operación normal el sello primario absorbe la fuga total del sistema y el sello secundario es el respaldo del sello primario en caso de falla de este. La fuga interna del gas de proceso en este sistema es disminuida por medio de un sello de laberinto y por el gas de sello, la fuga externa de gas de sellado hacia el sistema de aceite de lubricación es evitada por el sello de barrido y por el gas de barrido o separación, Fig. 1-44.

FIG. 1-44. ARREGLO

DEL SELLO SECO.

El sistema de sellos secos requiere el suministro de un gas de sellado, el cual se suministra a presión por medio de otro sistema de compresión o de la descarga del compresor. Existen dos arreglos básicos para el control del sistema de sellos secos: por medio del control de la presión diferencial o por medio del control de flujo. Los sistemas de control de presión diferencial regulan el diferencial de presión entre el gas de sello y el gas de referencia o gas de proceso, manteniendo regularmente una presión del

gas de sellado 10 lb/pulg2man, mayor que la presión del gas de referencia, esto se efectúa por medio de una válvula de control de presión diferencial. El sistema de control de flujo, regula el flujo de gas de sello al sello, controlando la fuga de gas a través del orificio del mismo, esto se efectúa por medio de una válvula de aguja o por medio de una válvula de control de presión diferencial, que monitorea la presión del gas que se fuga del sello. Ventajas de los sellos secos. Los sellos secos reducen significativamente las emisiones de gas de proceso. A la vez, reducen significativamente el costo de operación y mejoran la eficacia del compresor. Los beneficios económicos y ambientales de los sellos secos incluyen: 

Flujo de fuga de gas. Durante la operación normal, los sellos secos fugan con un flujo de 0.5 a 3 SCFM (pies cúbicos estándar por minuto) a través de cada sello, dependiendo del tamaño del sello y la presión de operación. Mientras esto es equivalente al flujo de fuga del sello húmedo en la cara del sello, los sellos húmedos generan emisiones adicionales durante la desgasificación del aceite circulante. El gas del aceite generalmente se envía a la atmósfera, lo que lleva a un flujo total de fugas por los sellos húmedos dobles de entre 40 a 200 SCFM, dependiendo del tamaño y la presión del compresor.



Mecánicamente más sencillo. Los sistemas de sellos secos no requieren sistemas de circulación de aceite de sellos ni instalaciones de tratamiento.



Reducido consumo de energía. Debido a que los sellos secos no tienen bombas ni sistemas de circulación de aceite, evitan las pérdidas de energía del equipo “parásito”. Los sistemas húmedos requieren de 50 a 100 kW por hora, mientras que los sistemas de sellos secos necesitan aproximadamente 5 kW de energía por hora.



Más confiabilidad. El porcentaje más alto de tiempo fuera de servicio para un compresor que usa sellos húmedos, se debe a problemas con los sistemas de sellos. Los sellos secos tienen menos componentes auxiliares, lo que hace que sean más confiables en general y se tenga menos tiempo con el compresor fuera de servicio.



Menor mantenimiento. Los sistemas de sellos secos tienen un costo menor de mantenimiento que los sellos húmedos porque no tienen piezas móviles relacionadas con la circulación de aceite (bombas, válvulas de control, válvulas de alivio, etc.)



Eliminación de las fugas de aceite de los sellos húmedos. Al sustituir los sellos secos por los sellos húmedos, se eliminan las fugas de aceite al sistema, por lo tanto, se evita la contaminación del gas y la degradación de las tuberías.

9. Rodamientos o chumaceras. Un compresor está construido de tal forma que sus partes móviles tienen unas tolerancias muy pequeñas que permiten la libre rotación de la flecha e impulsores, pero no debe haber otro tipo de movimiento. El movimiento de una flecha puede ser de tres tipos diferentes, de rotación, axial o radial. La velocidad de giro es el movimiento deseado en una flecha sin embargo siempre viene acompañada de dos movimientos no deseados uno horizontal o de desplazamiento y otro vertical o de vibración, Fig. 1-45.

FIG. 1-45. TIPOS

DE MOVIMIENTO QUE SE PRESENTAN EN UNA FLECHA.

Este tipo de movimientos se minimizan con las chumaceras o rodamientos axiales y radiales respectivamente hasta ciertos límites. El movimiento axial es el que se realiza en sentido longitudinal de la flecha y puede ser causado por el empuje del gas a alta presión sobre las paredes de los impulsores. El movimiento radial, es cuando la flecha gira fuera del centro causando una vibración de arriba hacia abajo o hacia los lados, y es debido a impulsores mal balanceados. Los rodamientos son para soportar la flecha con el mínimo de fricción y permitir su libre rotación evitando el movimiento axial o radial. En la Fig. 1-46 se

muestra una chumacera que evita el movimiento radial, pero no el movimiento axial.

FIG. 1-46. CHUMACERA

RADIAL.

Para reducir el movimiento axial se usan chumaceras de empuje, Fig. 1-47.

FIG. 1-47. CHUMACERA

AXIAL O DE EMPUJE.

En este tipo de chumaceras la flecha puede girar libremente y puede tener movimiento radial reduciendo el desplazamiento axial. Normalmente en las maquinas se usan los dos tipos de chumaceras para disminuir movimientos indeseables que puedan causar vibración o daños al compresor.

Las superficies de contacto de las chumaceras están hechas de un metal de baja fricción como el babbitt y deben estar lubricadas con una película de aceite a presión para asegurar un flujo adecuado de este y evitar calentamiento por fricción. En la Fig. 1-48 se muestra una chumacera de almohadillas o placas oscilantes, donde el aceite es atrapado y obligado a formar cuñas de aceite entre la flecha y la placa.

FIG. 1-48. LUBRICACIÓN

DE CHUMACERA RADIAL.

Viendo nuevamente un rodamiento axial, también conocido como de empuje (Fig. 149), notamos que la placa de carga gira con la flecha y que el movimiento axial es evitado por las zapatas de carga, el rodamiento es lubricado por aceite de baja presión, quedando la placa de carga en operación normal, separada de las zapatas de carga por una delgada película de aceite que reduce la fricción y elimina el calor generado. En los compresores centrífugos los sellos están colocados generalmente entre la zona de alta presión del gas y los rodamientos.

FIG. 1-49. ZAPATAS

10.

DE CARGA DE RODAMIENTO DE EMPUJE.

Tambor de balance (pistón de balance).

Comparando la presión en cada lado del ensamble del rotor de la Fig. 1-50, vemos que la presión en el lado de la descarga es muy superior a la presión del lado de la succión.

FIG. 1-50. BALANCE

DE FUERZAS EN UN COMPRESOR.

Esta diferencia de presión causa un esfuerzo axial que tiende a mover todo el rotor hacia el lado de la succión. En compresores pequeños esta tendencia al movimiento axial puede ser evitada mediante el uso de rodamientos de empuje, pero en el caso que sea muy grande se deben usar cámaras o tambores de balance, igualando la presión de operación de los sellos de los extremos por medio de la línea de balance, Fig. 1-51.

FIG. 1-51. TAMBOR

DE BALANCE Y LÍNEA DE BALANCE.

La cámara de balance esta fija a la flecha en el lado de la descarga del compresor, un lado de la cámara esta comunicado a la succión de la maquina, a través de la línea de balance, y el otro lado está expuesto a la presión de descarga, que empuja la cámara de balance en dirección de la descarga de la maquina. Refiriéndonos a la Fig. 1-52, vemos que los impulsores causan un empuje axial en dirección al lado de la succión debido a la presión de descarga, pero esa misma presión es aplicada a la cámara de balance en dirección opuesta, dando como resultado que ambas fuerzas se equilibren una a la otra anulándose el empuje axial en uno u otro sentido.

FIG. 1-52. EQUILIBRIO

DEL MOVIMIENTO AXIAL A TRAVÉS DEL TAMBOR Y LÍNEA DE BALANCE.

La línea de balance debe estar siempre abierta para evitar que el rodamiento de carga se destruya por una sobrecarga. Puesto que el tambor de balance esta comunicado a la succión, los sellos en ambos extremos de la maquina operan a la presión de succión. En la Fig. 1-53 se muestra la ubicación del tambor de balance en un compresor centrífugo.

FIG. 1-53. COMPONENTES

DE UN COMPRESOR CENTRÍFUGO.

1.4 SISTEMAS AUXILIARES DE UN COMPRESOR CENTRÍFUGO. 1.4.1 Sistema de lubricación. La lubricación para este tipo de compresores generalmente es proporcionado a presión, si la presión baja, la lubricación a los rodamientos se suspende y puede dañarse la maquina. Los sistemas de lubricación proporcionan en forma continua aceite limpio, con presión suficiente y frió, para la lubricación de toda la maquina, en la Fig. 1-54 se muestra un sistema típico para estos compresores. Aquí, el aceite es almacenado en un recipiente y de ahí se circula hasta los rodamientos por una bomba principal. Como disminuye la viscosidad del aceite cuando se calienta, no puede mantener una película protectora entre las partes metálicas en movimiento, de aquí que debe enfriarse antes de pasar a los rodamientos. El enfriamiento no debe ser muy severo para no incrementar la viscosidad y el aceite fluya adecuadamente. Después de pasar por el enfriador, el aceite se filtra

para eliminar cualquier impureza sólida que pudiese rayar las chumaceras o provocar taponamientos en los conductos de lubricación. En caso de que se tape un filtro o un enfriador, o que se pare la bomba de aceite, el compresor debe pararse de inmediato para evitar daños por falta de lubricación.

FIG. 1-54. SISTEMA

DE LUBRICACIÓN DE UN COMPRESOR.

Normalmente se tiene un filtró y un enfriador de relevo para ser usados en caso de una emergencia por taponamiento de alguno de ellos, Fig. 1-55.

FIG. 1-55. FILTROS

Y ENFRIADORES DEL SISTEMA DE LUBRICACIÓN.

Puesto que el sistema debe pararse si falla el sistema de lubricación, algunas maquinas tienen una bomba principal que gira con la flecha de esta o por medio de un equipo motriz, y una auxiliar que entra en operación en emergencias y durante el periodo de arranque. Como parte del sistema de protección, normalmente se tiene una alarma que actúa cuando baja la presión de lubricación y un disparo que para la maquina si la presión del aceite baja del límite permisible.

1.4.2 Sistemas de enfriamiento. En el proceso de compresión se calientan los gases, y entre mayor sea la relación de compresión “R” de una maquina el gas se calentara más. En los casos de compresores multi-etápicos, muchas veces es necesario enfriar el gas y se puede hacer en varios puntos, uno de ellos es dentro de la misma máquina, donde el agua de enfriamiento pasa dentro de los diafragmas, enfriando los diferentes pasos de compresión, Fig. 1-56.

FIG. 1-56. DIAFRAGMAS

ENFRIADOS.

Otro sistema de enfriamiento consiste en enfriar el gas fuera del compresor, utilizando ya sea ínter enfriadores, Fig. 1-57, que enfrían el gas entre paso y paso o post-enfriadores que enfría el gas en la descarga de la maquina, Fig. 1-58.

FIG. 1-57. INTERENFRIADOR.

FIG. 1-58.

POSTENFRIADOR.

1.4.3 Elemento motriz. La velocidad en los compresores centrífugos puede variar entre 3000 y 50,000 RPM, o sea que su rango de velocidad de trabajo varia ampliamente. Un compresor que trabaje a 3000 RPM se considera de baja velocidad y de 10,000 RPM en adelante de alta velocidad. Los motores eléctricos pueden ser usados como elementos motrices acoplados directamente a compresoras de baja velocidad, ya que su velocidad máxima es de 3,600 RPM, para ser usados en maquinas de alta velocidad es necesario utilizar incrementadores de velocidad que son normalmente trenes de engranes, Fig. 1-59. Otro tipo de elementos motrices para maquinas de alta velocidad son las turbinas de vapor o de gas, que pueden acoplarse directamente al compresor.

FIG. 1-59. ELEMENTO

MOTRIZ DE UN COMPRESOR.

1.4.4 Sistemas de seguridad. Los motores eléctricos de los compresores centrífugos deben estar protegidos contra sobrecargas que pueden causar sobrecalentamiento o el quemado del motor,

los sistemas de seguridad pueden ser de tipo termostático que a cierta temperatura paran el motor, o magnéticos que cuando el consumo de corriente llega a un límite, se vota el sistema y para el motor. Una turbina requiere de un gobernador para mantener la velocidad de trabajo, controlar el suministro de combustible en una turbina de gas, o la entrada de vapor en una turbina de vapor. La válvula de estrangulamiento la mueve un servo-motor que recibe señales del gobernador, si la turbina se acelera el servo-motor cierra la válvula de admisión y si se desacelera la abre, Fig. 1-60.

FIG. 1-60. SISTEMA

DE GOBIERNO DE UNA TURBINA DE VAPOR.

Algunas turbinas tienen acoplado un generador eléctrico, donde los cambios en voltaje corresponden a los cambios de velocidad, estos cambios de voltaje se utilizan en un control piloto que actúa sobre la válvula de estrangulación. Si un compresor centrífugo pierde carga bruscamente, y esta operado por una turbina, esta se acelera rápidamente, en esta situación el gobernador debe responder lentamente para evitar daños al compresor o a la turbina, además el

gobernador puede fallar por diversas causas, como las impurezas en el vapor que bloqueen la válvula de estrangulación, o deficiencias en su sistema hidráulico, en este caso es necesario un mecanismo que pare la turbina por exceso de velocidad. Los dispositivos mínimos de protección con los que debe de estar equipado cualquier compresor centrífugo son: Protección por

Alarma

Disparo

Baja presión de aceite de lubricación.

X

X

Baja presión diferencial de aceite de sellos.

X

X

Bajo nivel de aceite en la consola.

X

Alta presión diferencial en los filtros.

X

Alta temperatura del aceite a la salida de los enfriadores

X

Alta temperatura en las chumaceras del compresor.

X

X

Alta vibración y desplazamiento en el compresor

X

X

Además podrá estar equipado con otros dispositivos de protección cuando se especifiquen.

1.5 DESCRIPCIÓN DE LA OPERACIÓN DE LOS COMPRESORES CENTRÍFUGOS. 1.5.1 Curvas de comportamiento de los compresores centrífugos. En las curvas de comportamiento dimensional, se muestra en el eje de las abscisas el flujo volumétrico manejado por el compresor y en el eje de las ordenadas la relación de compresión (PD/PS), la carga isoentropica (HISOENT) o la presión de descarga (PD), para presión de succión (PD) constante, como se muestra en la Fig. 161. Cada curva está limitada por la curva de “surge”, al interceptarse las líneas a la curva de “surge”, determinan los límites de estabilidad. Dado que el gas es compresible, el volumen a la salida del compresor es menor que la entrada, debido al incremento de presión.

FIG. 1-61. CURVAS

DE COMPORTAMIENTO DE UN COMPRESOR CENTRÍFUGO.

En la Fig. 1-62 se grafican las curvas típicas de comportamiento dimensional para las condiciones operativas del compresor centrífugo; en el eje de las ordenadas se indica la presión de descarga (PD), la relación de compresión (PD/PS) o la carga isoentrópica (Hisoent), contra el flujo volumétrico en el eje de las abscisas. Para cada curva de velocidad de operación, se obtienen las líneas de potencia constante limitadas al interceptarse a la línea del límite de estabilidad o línea de “surge”.

FIG. 1-62. CURVAS

TÍPICAS DE UN COMPRESOR.

1.5.2 Definición y ubicación de los puntos de operación y de “surge”. Frecuentemente es necesario usar el compresor a cargas (flujos) menores que el valor para el cual fue diseñado. Si el flujo se reduce suficientemente, el compresor entra en una región de inestabilidad, llamada zona de “surge”. El valor del flujo donde comienza la inestabilidad se llama punto de vacío o punto de “surge”. El vacío o “surge” es una oscilación de todo el flujo en el compresor y en las tuberías. Esta oscilación hace que el rotor se sacuda, golpeando los cojinetes de empuje, lo cual en casos extremos, puede dañarlos o destruirlos. Este fenómeno de “surge” está relacionado con la característica real del compresor, Fig. 1-63.

FIG. 1-63. PUNTOS

DE OPERACIÓN DE UN COMPRESOR.

Supongamos que un compresor funciona a velocidad constante en cierto punto A en el lado creciente de la curva característica (línea CE). Si el flujo del compresor se reduce a B, lo cual se consigue cerrando un poco la válvula de descarga del compresor, la operación sigue estable porque aunque se produce un aumento de presión en la línea de descarga debido a la restricción, la presión del compresor es mayor en B que en A y puede vencer la resistencia. Cuando el compresor está operando en C, cualquier reducción de flujo ocasiona menor presión en el compresor que en el sistema. En ese caso, el flujo cambia de dirección (sentido inverso), el cual lleva el punto de operación a cero caudal (punto D), con lo que la línea de descarga del compresor se alivia y reduce su presión, provocando con esto daños severos en el compresor. El punto de “surge” representa el límite de bajo flujo dentro de los parámetros de operación del compresor. El área de alto flujo – baja eficiencia dentro de los parámetros de operación del compresor, es conocida como “stonewall”.

1.5.3 Sistemas de control “antisurge”. Un compresor conectado a un sistema de gran capacidad con una elevada demanda de gas, cuando el compresor se arranca, la alta demanda de gas produce una

resistencia muy baja en la descarga de la maquina, lo que provoca que la capacidad del compresor sea alta al principio. Conforme se descarga y se va llenando de gas el sistema, las necesidades de capacidad del compresor se reducen, y si el sistema no usa el gas tan rápidamente como el compresor lo descarga, la presión en el sistema aumentará. Al aumentar la presión en el sistema, también aumenta la resistencia a la descarga de la maquina, provocando la disminución de la capacidad de ella. Además el compresor debe efectuar un trabajo mayor sobre el gas para poder descargarlo a la presión del sistema. Si este efecto es continuo, llega un momento en el que la presión del sistema detiene el flujo, y la presión dentro del compresor se hace menor que la del sistema invirtiendo el flujo del sistema hacia el compresor. Este rápido flujo inverso, se conoce como “surge” o inestabilidad, y produce severas vibraciones en el compresor y golpes en el check que pueden causar serios daños a la maquina. Un compresor también entra a operar en “surge”, cuando el flujo de gas de succión baja del nivel mínimo establecido. A partir de 1965 se han desarrollados nuevas estrategias de control para prevenir el fenómeno de inestabilidad o “surge” en los compresores centrífugos de velocidad variable. La estrategia más común ha sido el esquema de flujo/∆P, llamado a si por que se basa en la medición de flujo de succión y de la presión diferencial (∆P) a través del compresor (presión de descarga menos presión de succión (P D-PS). Sin embargo, esta configuración básica varía de una aplicación a otra, ya que depende de las propiedades físicas del gas de succión durante la operación normal (temperatura, peso molecular, etc.) y de las posibles tendencias a cambiar de estas últimas. Históricamente, los ingenieros de control han seleccionado la instrumentación más rápida y precisa disponible en el mercado, debido a las características del fenómeno del “surge”. Se puede utilizar diferentes alternativas para prevenir el “surge”, Fig. 1-64.

FIG. 1-64. ARREGLOS

DE CONTROL

“ANTISURGE”.

Las alternativas más comunes son: 

Reducir la resistencia en el cabezal de descarga, la cual reduce la relación de compresión (recirculación del gas de descarga a la succión o desfogar el gas).



Variar la velocidad de la turbina.



Variar la posición de las paletas guía de entrada (IGV) (si es posible).

El método más comúnmente utilizado es la recirculación de gas frió de la descarga a la succión ya que reduce la presión estática en la línea de descarga, a la vez que aumenta el flujo a través del compresor, lo cual mantiene al compresor alejado de la línea de “surge”. Debido a que la línea de “surge” del compresor puede ser afectada por las variables y condiciones transitorias del proceso, el sistema de control debe ser capaz de acomodar cambios automáticamente o por lo menos en forma sencilla (cambiando una constante en una estación manual, etc.) La instrumentación convencional no puede responder fácilmente a cambios y el compresor puede entrar en “surge”, aun cuando el sistema de control este en perfectas condiciones de funcionamiento. El problema no es la estrategia de control, si no que los cambios en las condiciones del gas puedan hacer que las líneas de “surge” se mueva a la derecha, haciendo al compresor más susceptible al “surge” sin que el sistema de control pueda detectarlo.

1.5.3.1Control “antisurge” basado en el esquema flujo/∆p. Como se mencionó anteriormente, la mejor estrategia de control “antisurge” para una aplicación en particular debe ser capaz de responder automáticamente a todos los cambios esperados en el proceso y al mismo tiempo proteger la maquinaria en caso de haber oleaje debido a un mal funcionamiento en el sistema de control (falla segura). El lazo de control puede ser basado en un sencillo esquema flujo/∆P, en un sistema más complicado con compensación por temperatura y/o gravedad especifica, en compresores que funcionan en serie o en paralelo. La estrategia de control “antisurge” flujo/∆P está basado en la siguiente ecuación:

ΔP  kh  b Donde:

P = Presión de descarga menos presión de succión.

h = Presión diferencial a través de un orificio en la línea de succión. k = Constante de proporcionalidad. b =Bias para igualar el origen de la línea de inestabilidad (“surge”). La medición de flujo por medio de presión diferencial (h) se hace en la succión, debido a que las curvas de los compresores están basadas a las condiciones de la succión. La ecuación anterior, indica que la medición del flujo en el orificio por medio de la caída de presión a través del mismo, multiplicado por la constante k en la estación de relación, es el punto de ajuste remoto al “surge”, el cual opera la válvula de recirculación. La variable del proceso del controlador es la variación en la diferencia de presión entre la descarga y la succión, la cual es medida por el transmisor. En la práctica, la estación de relaciones ajustada para producir una línea de punto de ajuste, la cual estará alrededor del 10% más alta que la línea de oscilación (“surge”), justamente para estar en el lado seguro, Fig. 1-65.

FIG. 1-65.

ARREGLO DE UN SISTEMA TÍPICO DE CONTROL

“ANTISURGE”.

Una importante consideración en sistemas “antioscilatorios” es el tamaño de la válvula de retorno del gas a la succión del compresor, ya que debe considerar dos puntos: a). Ser capaz de manejar el flujo a máxima velocidad y caída de presión disponible, de acuerdo a especificaciones. b). Ser capaz de manejar el flujo a mínima velocidad y caída de presión disponible de acuerdo a especificaciones. La válvula de recirculación debe permanecer cerrada durante la operación normal y abrir únicamente cuando el flujo alcanza la condición de oscilación. En otras palabras, el compresor esta normalmente a flujos más altos que en el punto de ajuste del controlador. El controlador abre la válvula únicamente cuando el flujo empieza a alcanzar la condición de oscilación (“surge”), Fig. 1-66.

FIG. 1-66. PANTALLA

DE CONTROL

“ANTISURGE”.

1.5.3.2Problemas ocasionados cuando un compresor entra en “surge”. Generalmente cuando se presenta el “surge” en un compresor se puede oír un golpeteo con una frecuencia periódica de mas o menos un pulso por segundo o aun mayor. Mientras ocurre el “surge”, el gas que recircula a través del rotor continúa incrementando su temperatura debido al proceso de compresión. Si este gas recircula muchas veces, se calienta demasiado y el dispositivo de protección por temperatura de la descarga para el compresor. Si no hiciera esto, los sellos y chumaceras podrían arruinarse. Otro problema del “surge” se debe a los cambios en la dirección del empuje axial cuando la recirculación del gas se hace violenta. Si la recirculación de gas es muy violenta y rápida, puede producir cambios súbitos en la dirección del empuje axial que pueden destruir las chumaceras axiales. Una combinación de rotura de chumacera axial y de alta temperatura, sería catastrófica para el compresor. El compresor viene equipado con controles para

evitar llegar a esta situación. El detector de “surge” controla la presión de descarga; si detecta cierto número de fluctuaciones periódicas de presión dentro de un intervalo de tiempo, lo considera “surge”. Esta oscilación es perjudicial para el compresor por las siguientes razones: a). La vibración del rotor puede dañar los sellos entre etapas. b). Los cambios de presión pueden dañar las chumaceras de empuje. c). Los cambios súbitos de carga pueden dañar también la turbina o motor. d). La recirculación del flujo aumenta la temperatura, empeorando el “surge”.

1.5.4 Operación en serie y en paralelo. En la Fig. 1-67 dos compresores multi-etapicos están acoplados en serie, o sea que la descarga de uno alimenta la succión del otro.

FIG. 1-67. COMPRESORES

EN SERIE.

En este caso la presión de entrada del segundo compresor es mayor que la del primero, incrementándose así la presión total de la descarga. En otras palabras, el acoplamiento en serie de compresores da como resultado el aumento en la presión de descarga. Los compresores también pueden ser acoplados en paralelo, Fig. 1-68, donde la succión y la descarga de ambas maquinas están acopladas a la misma línea.


DE COMPRESORES EN PARALELO SIN VÁLVULA CHECK.

La operación de compresores en paralelo aumenta la capacidad total del sistema, pero no aumenta la presión de descarga. Cuando se conectan varios compresores acoplados en paralelo, si la presión de descarga de alguno se hace menor que la de los otros, esta presenta “Surge”, por lo que en este tipo de acoplamiento, todas las maquinas deben descargar a la misma presión, y deben estar protegidas con una válvula check para evitar el flujo inverso.

1.5.5 Parámetros que afectan el comportamiento del compresor. 

Temperatura de entrada.

Operando el compresor a velocidad y flujo volumétrico constante, si la temperatura aumenta; el flujo másico y la carga disminuyen en proporción al aumento de temperatura. El coeficiente de flujo permanece igual; esto implica que la potencia disminuya en proporción directa a la disminución del flujo másico. Por lo consiguiente al aumento de temperatura la relación de compresión disminuirá. La carga tendrá un incremento en proporción directa a la temperatura de entrada. Al permanecer el flujo másico constante, el flujo volumétrico y la velocidad se incrementarán haciendo que la carga baje. Si la carga debe permanecer igual, la velocidad se incrementará; para mantener la misma presión de descarga, se deberá aumentar la carga y la velocidad. Los requerimientos de potencia podrán ser altos, como una función del incremento de carga y el cambio de eficiencia entre el punto de operación nominal y el tiempo.  Efecto de la presión de entrada.

Operando el compresor a velocidad y flujo volumétrico constante, si la presión disminuye el flujo másico disminuye en la misma proporción por no cambiar el coeficiente de carga de entrada y la velocidad de operación. La relación de compresión permanece igual, si la presión de descarga disminuye en el mismo porcentaje que la presión de entrada; por otro lado si se mantiene la presión de descarga constante y la presión de succión baja, la relación de compresión se incrementa de tal forma, que la carga se incrementará.  Efecto del tipo de gas. Si el compresor opera a una velocidad y si el peso molecular disminuye, indicará que el flujo másico disminuirá, como el coeficiente de flujo de entrada y la velocidad no cambian, la carga permanecerá fija. Esto demuestra que la potencia requerida disminuirá, la relación de compresión disminuirá al igual que el peso molecular, así mismo la presión de descarga. Manteniendo la presión de descarga constante, la carga aumentará en proporción inversa al peso molecular. Por lo tanto el compresor deberá operar a la raíz cuadrada del incremento de carga. Si el flujo másico permanece constante, un incremento en velocidad deberá ser requerido a la misma lógica requerida de los efectos de la temperatura o presión.  Factor de compresibilidad. Si el factor de compresibilidad se incrementa y el flujo másico permanece constante, el flujo volumétrico de entrada se incrementará. Para una carga constante, la relación de compresión disminuye y la potencia permanece constante.  Efectos de la velocidad. A determinada velocidad donde se manejan valores máximos de coeficiente de flujo de entrada, el flujo volumétrico máximo de entrada es directamente proporcional a la velocidad. Para un incremento en la velocidad, se producirá un incremento en el flujo másico. La máxima carga, será proporcional al cuadrado de la velocidad, a la potencia requerida.

 Efectos del flujo másico. Al aumentar el flujo másico, también se incrementa el flujo volumétrico; la carga es independiente del flujo másico por lo tanto el requerimiento de potencia será directamente proporcional al flujo másico.

1.6 PROCEDIMIENTOS DE OPERACIÓN Y ANÁLISIS DE FALLAS DE COMPRESORES CENTRÍFUGOS. Esta sección del manual proporciona las instrucciones generales de operación de un compresor centrífugo. Para la operación de los compresores específicos, se debe consultar el manual de instrucciones de cada compresor. Se debe leer y entender esta sección del manual antes de la operación del equipo. Los compresores son diseñados para una operación segura y confiable cuando se usen y mantengan apropiadamente de acuerdo con las instrucciones del fabricante. Un compresor es un equipo a presión con piezas móviles que pueden ser peligrosas. Los operadores y el personal de mantenimiento deben darse cuenta de esto y seguir las medidas de seguridad.

1.6.1 Operación normal. La válvula check en la descarga de cada máquina evita el flujo inverso pero no evita el “surge” si el flujo a través de esa máquina se reduce. Para este caso, es necesario la instalación de líneas “anti-surge” en cada máquina. El operador continuamente debe revisar e inspeccionar sus compresores para asegurarse de que están trabajando normalmente. Se deben registra periódicamente las lecturas de los instrumentos que indican las condiciones de operación del compresor y su equipo auxiliar. Si todas las condiciones se mantienen constantes, se puede decir que el compresor está trabajando normalmente. Pero si hay variación en alguna, es síntoma de que algo anda mal y debe ser corregida de inmediato. Así por ejemplo, se sabe que la temperatura del aceite de lubricación debe mantenerse entre 50 y 65 °C, si sale de este rango, quiere decir que el enfriador de

aceite no está trabajando apropiadamente, o que la bomba no está circulando suficiente aceite a través del sistema. Si hay caída de presión en el sistema de lubricación, esta puede indicar que el filtro está tapado, el reemplazo del elemento filtrante o limpieza del filtro debe hacerse cuando la diferencia de presión a través de él llegue a un valor predeterminado. Si una chumacera está gastada o quemada, puede producir también una caída de presión. La operación segura de un compresor depende del buen conocimiento que se tenga del equipo y de la naturaleza y comportamiento del gas que se comprime. Al formar los hidrocarburos mezclas explosivas con el aire, no se debe permitir que los hidrocarburos se fuguen a la atmósfera, ni que entre aire al compresor. Los líquidos no son compresibles y si llega líquido a un compresor este puede dañarse. Las partículas pequeñas de líquidos producen erosión en los internos del compresor. Un operador que realiza inspecciones periódicas y observa su equipo cuidadosamente, actuando rápidamente y realizando correcciones oportunas, mantendrá su compresor trabajando con eficiencia, economía y seguridad.

1.6.2 Procedimientos de arranque y paro. El procedimiento será ejecutado por el operador de los compresores (compresorista). En la descripción del procedimiento se usan textos de Advertencia, Precaución y Nota, para indicar las situaciones que requieran atención especial por el operador. ADVERTENCIA: Se usa la ADVERTENCIA (con texto en mayúscula, negritas y doble borde) para indicar la presencia de un peligro que puede causar lesiones personales severas, la muerte o daños substanciales al equipo si se ignora la advertencia. PRECAUCIÓN:

Se usa la Precaución (con texto en minúsculas, negritas y borde sencillo) para indicar la presencia de un peligro que causará o puede causar lesiones personales menores o daños al equipo si se ignora la precaución. NOTA: Se usan las Notas (con texto en negritas y cursivas, sin bordes) cuando se hace referencia a otro procedimiento de operación, condición, etc. que es esencial observar o aclarar. 1.6.2.1Precauciones generales. ADVERTENCIA RESULTARÁN LESIONES PERSONALES SI NO SE SIGUEN LOS PROCEDIMIENTOS INDICADOS EN EL MANUAL DE INSTRUCCIONES DEL FABRICANTE.  

NUNCA opere un compresor por encima de las condiciones de régimen para las que fue diseñado.

NUNCA arranque el compresor sin alinearlo. 

SIEMPRE corte el suministro de energía eléctrica al motor antes de realizar trabajos de mantenimiento al compresor.



NUNCA opere el compresor sin los dispositivos de seguridad instalados.



NUNCA opere el compresor con la válvula de descarga cerrada.

1.6.2.2Procedimiento de arranque. Actividad Revise el compresor y equipos auxiliares.

Desarrollo

Verif.

PRECAUCIÓN: La falta de piezas en el compresor o alguna partes de su sistema de control y protecciones puede provocar fallas en el equipo y daños materiales y/o personales. 1.

Revise y siga las recomendaciones de seguridad establecidas para la operación del compresor.

2.

Verifique se halla instalado completamente el compresor, sus sistemas auxiliares y de seguridad.

____

Verifique se encuentren completos y operables los instrumentos, válvulas, accesorios y equipos auxiliares del compresor.

____

3.

____

Asegure la disponibilidad del gas a comprimir. Purgue el gas del compresor.

4.

Asegúrese de que se tiene la disponibilidad del gas a comprimir con las condiciones de operación requeridas.

PRECAUCIÓN: El gas atrapado en el compresor puede provocar sobrecargas al momento del arranque dañando sus partes mecánicas. 5.

Arranque el sistema de lubricación.

Purgue el gas atrapado en el compresor para asegurarse que se mantenga descargado como sigue:

4.1. Verifique se encuentren bloqueadas las válvulas de succión y descarga.

____

4.2. Abra las purgas y venteos al desfogue.

____

PRECAUCIÓN: Las fallas de operación en el sistema lubricación ocasionan daños a las partes mecánicas del compresor. 6.

Verifique el nivel de aceite en el depósito, y en caso necesario adiciónelo hasta el nivel normal de operación. 7.

____

Alinee el sistema de lubricación para ponerlo en operación.

____

Mantenga bloqueado el sistema de aceite de sellos.

____

Energice el motor de la bomba de aceite de lubricación en el CCM.

____

Arranque la bomba principal de aceite lubricante, mínimo 20 minutos antes de arrancar el compresor.

____

Verifique las condiciones de operación del sistema de lubricación.

____

Cuando alcance las condiciones normales de operación y no se detecten anomalías, continúe con el procedimiento.

____

9. 10. 11. 12. 13.

ADVERTENCIA: LAS FALLAS EN LA OPERACIÓN DEL SISTEMA DE ENFRIAMIENTO OCASIONAN CALENTAMIENTO EXCESIVO EN LAS PARTES DEL COMPRESOR, ASÍ COMO EN EL GAS QUE MANEJA, CON RIESGO DE EXPLOSIÓN CUANDO SE MANEJAN HIDROCARBUROS. 14. Alinee al agua de enfriamiento a los interenfriadores y enfriadores del sistema de compresión. En caso de sistemas de enfriamiento con soloaires, póngalos en operación.

Arranque el compresor.

____

Alinee agua de enfriamiento al enfriador de aceite.

8.

Ponga en operación el sistema de enfriamiento.

____

15.

Después de haber mantenido la lubricación del compresor por un tiempo mínimo de 20 min, abra completamente la válvula de “antisurge”. 16.

Cierre las purgas y venteos al desfogue. 17.

Abra la válvula de descarga.

____

____ ____ ____

18. 19.

Abra la válvula de succión.

____

Alinee el sistema de sellos y verifique que se establezcan las condiciones normales de operación de estos.

____

20.

Arranque el motor presionando el botón de arranque.

____

Notas: En compresores movidos por turbina o motor de combustión interna, arranque el elemento motriz de a cuerdo a su procedimiento específico de arranque. PRECAUCIÓN: La operación a la velocidad crítica ocasiona vibraciones excesivas que dañan a las partes mecánicas del compresor. 21.

Verifique que el elemento motriz alcance su velocidad normal de operación lo más rápido posible, y no se detenga operándolo a la velocidad crítica. 22.

Verifique se incremente la presión de descarga del compresor.

____

Cierre lentamente la válvula de “antisurge” verificando que se incremente el flujo de gas al compresor y alcance la presión normal de descarga.

____

Cuando se tengan las condiciones de flujo y presiones normales, ponga el control de “antisurge” en automático.

____

23. 24. Verifique la operación del compresor.

25.

26.

27.

____

Una vez que el compresor opera con carga, revise los sellos para detectar posibles fugas. Verifique las temperaturas de la descarga del compresor, salida de agua de enfriamiento, aceite y sellos, estas deben de conservarse dentro del rango establecido. Verifique que las vibraciones y desplazamiento del rotor se mantengan en los rangos normales, y en caso de excederse, pare el compresor. 28.

Registre las lecturas de las variables de operación en la bitácora correspondiente del compresor.

____

____

____ ____

Fin del procedimiento. 1.6.2.3Procedimiento de paro. Actividad

Desarrollo

Abra la válvula de “antisurge”.

1. 2.

Pare el motor.

3.

Verif.

Ponga en manual el control “antisurge”.

____

Abra lentamente la válvula de control “antisurge”.

____

Pare el motor del compresor, presionando el botón de paro.

____

Nota: En compresores movidos por turbina o motor de combustión interna, baje la velocidad del motor o turbina a la mínima de gobierno y pare el elemento motriz de a cuerdo a su procedimiento específico de paro. 4.

Mantenga la lubricación por lo menos durante 20 min, para enfriar las chumaceras 5.

Depresione el compresor.

Pare el sistema de lubricación.

____

Cierre la válvula de descarga del compresor.

____

7.

Cierre la válvula de succión del compresor.

____

8.

Bloque el sistema de sellos del compresor.

____

Abra las válvulas de desfogue y purgas del compresor, para eliminar el gas que quede atrapado en el compresor.

____

10.

Pare el sistema de lubricación, después de que pasen los 20 min del paro del motor.

____

11.

Desenergice el motor de la bomba de aceite lubricante del compresor en el CCM.

____

Si el paro del compresor es por tiempo prolongado, pare el sistema de enfriamiento.

____

12. Entregue a mantenimiento

Desenergice el motor del compresor en el CCM.

6.

9.

____

13.

Si el compresor o alguno de sus equipos va a recibir mantenimiento, ejecute los procedimientos necesarios para entregar el equipo a mantenimiento.

____

Fin del procedimiento.

1.6.3 Solución de problemas en compresores centrífugos. Normalmente no se presentan problemas graves en los sistemas de compresores centrífugos, si el diseño y la instalación fueron hechos por expertos, y el personal de mantenimiento ha atendido las instalaciones y los servicios de rutina conforme se requieren. Sin embargo cuando se presentan los problemas, el resolverlos involucra varios ejercicios complicados a causa de que deben interpretarse los efectos que resultan debido a los cambios de varios parámetros de operación y de diseño, y esto es bastante complejo. Las siguientes son algunas guías útiles que se han seleccionado: Si la presión de succión es estrangulada, manteniendo el flujo volumétrico real constante en la succión, entonces el flujo másico y el flujo volumétrico disminuirán.

Manteniendo constante otros parámetros, la carga (H) disminuirá con un incremento del peso molecular del gas, pero aumentará con el incremento de la relación de calores específicos (Cp/Cv), y esto y también aumentara la temperatura de descarga significativamente. Manteniendo los otros factores constantes, una disminución de la presión de succión del compresor reducirá la presión de descarga y el consumo de energía. Un incremento en el peso molecular del gas aumentara la presión de descarga y el consumo de potencia. El punto de “surge”, limita la capacidad mínima de un compresor centrifugo y puede ocurrir entre el 50-90% del flujo de succión de diseño, con la correspondiente carga de diseño, abajo del punto de “surge” la relación “flujo-cabeza” toma una pendiente inversa. Igualmente, el punto stonewall determina el límite superior de la capacidad del compresor, esto ocurre cuando la velocidad del gas se aproxima a la velocidad del sonido en alguna parte del ojo del impulsor resultando en ondas de choque restringen el flujo, causando el efecto de ahogamiento. Muchos problemas se presentan como resultado de un mal balanceo causando vibración. En algunos equipos se ha obtenido una amplitud total de vibración de 1 mil, pero cuando el valor de la vibración es aproximadamente el 40% de la vibración de la velocidad de operación, indica existencia de chicoteo o remolino de aceite en las chumaceras de tipo zapata fija, un análisis de vibración con sensores y un osciloscopio dará un buen entendimiento de las condiciones y necesidades de mantenimiento del equipo. Todos los rotores deben ser balanceados dinámicamente adicionando como máximo 2 impulsores a la vez entre cada etapa de balanceo debiéndose de calibrar la maquina balanceadora al finalizar la operación. Problemas en los coples. Los coples de alta velocidad, han sido objeto de muchas discusiones, los problemas asociados con el cople flexible (cuña, dentado) ha provocado que muchos diseñadores estudien la posibilidad de eliminar el cople flexible y utilizar uno solidó. Debe asegurarse una buena alineación en caliente y ampliar claros axiales en los sellos de laberinto.

Se especifica que las chumaceras axiales sean capaces de absorber del 20 al 30% del desplazamiento axial trasmitido y requerir cavidades para drenaje de sedimento en coples tipo engrane o dentado. Otro problema en los coples flexibles es cuando diminutas partículas de polvo en el lubricante han bloqueado los pasajes de aceite, la forma de solucionar esto es instalando filtros de un micrón o menor en la línea de alimentación al cople. Separadores. Un compresor requiere separación de líquidos del gas a la entrada de la unidad después del interenfriamiento entre etapas, la presencia de líquidos en la corriente del gas causa vibración, desbalanceo del rotor, erosión y corrosión de impulsores, obstrucciones en los pasajes y una multitud de problemas que se pueden presentar por separadores de líquidos inadecuados. Se debe instalar en los compresores de gas de proceso un colector o separador en la succión del compresor. Rotor. Las velocidades críticas (Cuando se iguala la frecuencia natural de vibración del rotor a la velocidad de giro del mismo) deben estar de 15-20% del margen arriba o abajo de la velocidad de operación. Rotores cortos para uno, dos o tres impulsores operan debajo de la velocidad crítica (rotores de flecha rígida). Rotores largos para cuatro o mas impulsores son diseñados para operar entre la primera y segunda velocidad critica (rotores de flecha flexible). La segunda velocidad crítica es de 2 a 4 veces la magnitud de la primera velocidad crítica. Las velocidades críticas son afectadas por la flexibilidad de la flecha, de los cojinetes de las chumaceras, de la carcasa, etc. La amplitud de la vibración de la velocidad crítica seria infinita si no hubiese amortiguamiento. Actualmente el efecto de amortiguamiento de los cojinetes, sellos y un buen balanceo estático y dinámico del rotor, permiten valores de amplitud aceptables en la velocidad critica. Sistema de lubricación.

La lubricación de estos equipos generalmente es proporcionada a presión. Si la presión de lubricación disminuye, la lubricación a los rodamientos se suspende y puede ocasionar la destrucción del compresor. El aceite debe de ser de la viscosidad adecuada y formulado con aditivos químicos, para evitar la fricción, prevenir la oxidación y el desgaste, no debe de ser corrosivo para las partes del compresor, no debe de formar espuma y debe separarse rápidamente del agua. El aceite debe ser analizado periódicamente para prevenir cambios en la viscosidad. La capacidad de retención mínima del sistema debe de ser de tres minutos a un flujo normal, con el fin de proporcionar en forma continua y a presión suficiente aceite limpio y frió. El aceite es almacenado en la consola y de ahí es enviado por la bomba principal hasta los rodamientos o chumaceras. Como el aceite se adelgaza cuando se calienta, no puede mantener una película protectora entre las partes mecánicas en movimiento, de aquí que deba ser enfriado antes de pasar a los rodamientos (no se debe mantener arriba de 50 °C el suministro de aceite). Este enfriamiento no debe ser muy severo, pues se espesa tanto el aceite que no fluiría adecuadamente. Las condiciones del sistema de enfriamiento deben de ser las siguientes: velocidad del agua de enfriamiento de 1.5 a 2.5 m/seg, presión de trabajo máxima 100 psig, caída de presión máxima de 15 psig, temperatura de entrada de 32 °C. Después de pasar por el enfriador el aceite es filtrado para eliminar cualquier impureza que pudiera rayar las chumaceras o provocar taponamientos en los conductos de lubricación (El filtro debe ser capaz de remover el 95% de partículas no mayores de a 25 micrones y no tener una presión diferencial mayor de 20 psig. En caso de que se tape un filtro o enfriador o se pare la bomba de aceite, el compresor debe pararse de inmediato para evitarle serios daños por falta de lubricación. Normalmente se tiene un filtro y enfriador de relevo para hacer el cambio en caso de taponamiento o saturación del que este operando. Puesto que el sistema debe de pararse si falla el sistema de lubricación, en algunas maquinas se tiene una bomba principal que gira con la flecha de esta y una auxiliar que entra en operación en emergencias y en el periodo de arranque.

Como protección del equipo se cuenta con una alarma que actúa por baja presión del aceite de lubricación y un sistema de disparo que para la maquina si la presión de aceite baja del límite permisible. Sellos. Los sellos de un compresor son usualmente de contacto, de película de aceite y gas de sellos o sellos secos. La presión que mantiene en el aceite de sellos es de 25 a 50 psig arriba de la presión del gas de proceso en la succión. Si se maneja alta la presión diferencial entre el aceite de sellos y el gas de referencia (sellos) tendremos el riesgo de meter aceite al compresor. Si se tiene baja la presión diferencial entre el aceite de sellos y el gas de referencia tendremos fugas de gas al exterior. Se tiene un disparo por baja presión diferencial entre el aceite de sellos y el gas de referencia, como protección del compresor.

2 COMPRESORES DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

2.1 PRINCIPIOS TERMODINÁMICOS Y COMPORTAMIENTO DE LOS GASES. Entre las propiedades que caracterizan el estado de un fluido hay tres que se denominan fundamentales a saber: la presión, la temperatura y el volumen específico. Se llaman fundamentales porque se prestan a medición directa y fácil: la presión mediante manómetros, la temperatura mediante termómetros y el volumen específico por el peso y medición de las dimensiones geométricas del recipiente. El estado de un cuerpo queda inequívocamente determinado por dos propiedades que sean entre sí independientes. Así, por ejemplo, para determinar el estado de un cuerpo no basta fijar su densidad y su volumen específico (v), porque no son propiedades independientes (el volumen específico es el recíproco de la densidad). Tampoco en un líquido en ebullición la presión y temperatura de la mezcla vaporlíquido son independientes y por tanto, para determinar el estado del fluido en la zona del vapor húmedo no basta especificar su presión y temperatura, es necesario añadir una tercera variable, por ejemplo, su volumen específico.

Volumen específico 

Volumén V v Masa m

En termodinámica se prefiere utilizar en vez de la representación gráfica internacional la representación bidimensional. Pueden utilizarse como coordenadas dos propiedades cualesquiera; siendo los planos P-v (presión-volumen específico), Ts (temperatura-entropía) y H-s (entalpía-entropía) los preferidos en el estudio de las máquinas térmicas.

Sólo los estados y procesos de equilibrio pueden ser representados en un plano termodinámico. De modo tal que el proceso de expansión del gas encerrado en un cilindro sólo puede representarse en plano P-v, si cada estado intermedio de la expansión es un estado de equilibrio, o sea que cada estado intermedio tanto la presión como el volumen específico tienen el mismo valor en toda la masa de gas. De lo contrario a cada porción del gas correspondería un punto distinto en el diagrama. Los procesos reales no son procesos de equilibrio, pero se estudian hipotéticamente como si lo fueran. Así, podemos definir que la termodinámica es la rama de la física que estudia la energía, la transformación entre sus distintas manifestaciones, como el calor, y su capacidad para producir un trabajo. Entorno o ambiente es la materia exterior a un sistema. En termodinámica lo usual es trabajar con fluidos compresibles: gases y vapores, El calor se transmite del sistema de mayor al de menor temperatura. Así un sistema se define como una porción de materia. Sistema termodinámico es un sistema cerrado, su masa no varía, ejemplo un cilindro. Sistemas Abiertos, son aquellos donde una masa fluye en un volumen, ejemplo una turbina de vapor. Las propiedades de carácter universal de un sistema son: • Presión • Temperatura Si se conocen algunas de las propiedades de una sustancia, las otras quedan determinadas. Propiedades Intensivas, no dependen de la cantidad de masa (P, T, etc). Propiedades Extensivas, dependen de la cantidad de masa: volumen, energía interna, entalpía, etc. Si se dividen por la masa se obtiene el valor específico (propiedad intensiva). Otras propiedades son el volumen específico y la viscosidad.

Otras definiciones relacionadas con la termodinámica: Energía interna es la suma de todas las energías de las partículas de un sistema. Entalpía, en un proceso sin flujo, es la suma de la energía interna de la materia, determinada por el producto de la presión por el volumen y es una función de estado. Entropía es una magnitud termodinámica que expresa el grado de desorden de un sistema. Procesos de cambio de estado. Cuando un sistema pasa de un estado a otro, la variación de sus propiedades, sólo depende del estado inicial y final y no de las situaciones intermedias. Un sistema cerrado está en equilibrio cuando el valor de sus propiedades es idéntico en todos sus puntos. Cuando un sistema cambia de un estado en equilibrio a otro también en equilibrio, los estados intermedios pueden ser, o no, de equilibrio. La expansión de un sistema sucede cuando la fuerza interior es mayor que la fuerza exterior, Lo contrarío a una expansión es una compresión. El calentamiento o enfriamiento de un sistema se puede considerar como una sucesión de estados en equilibrio La mezcla de sistemas no se puede considerar como una sucesión de estados en equilibrio. Transformaciones termodinámicas: sucesión de estados por los que pasa un sistema cuando se le somete a un cambio. La transformación se puede realizar de diferentes modos, cada uno de ellos es un proceso termodinámico. Diagrama de estado es cualquier representación de dos propiedades termodinámicas de un sistema, un ejemplo típico es el diagrama P-v.

FIG. 2-69. DIAGRAMA P-V.

En las máquinas térmicas, un sistema evoluciona a través de una serie de transformaciones que se acaban formando un ciclo o proceso termodinámico. Los procesos básicos son: Isocórico, proceso en el que se llevan a cabo cambios de presión manteniendo el volumen constante (v = cte.)

FIG. 2-70. DIAGRAMA

REPRESENTANDO UN PROCESO ISOCÓRICO.

Isobárico, proceso en el que se llevan a cabo cambios de volumen manteniendo la presión constante (P = cte).

FIG. 2-71. DIAGRAMA

REPRESENTANDO UN PROCESO ISBÁRICO.

Isotérmico, proceso en el que se llevan a cabo cambios simultáneos de presión y volumen, en los que se mantiene la temperatura constante (T = cte).

FIG. 2-72. REPRESENTACIÓN

GRÁFICA DE UN PROCESO ISOTÉRMICO.

Adiabático o isentrópico, proceso en el que se llevan a cabo cambios simultáneos de presión y volumen, sin transferencia de calor, además no debe existir aporte de calor por rozamiento y la diferencia de presión y volumen se mantiene constante (P – V = cte).


DE UN PROCESO ADIABÁTICO.

Politrópico, proceso en el que se llevan a cabo cambios reales sin condiciones específicas (P, v, n = constante) n: exponente politrópico:

FIG. 2-74. CAMBIOS

POLITRÓPICOS.

2.1.1 Comportamiento de los gases. 2.1.1.1Coeficiente de dilatación de los gases. Debido a que sus moléculas casi no tienen cohesión y en cambio una gran movilidad, su dilatación es mayor que la de los sólidos y líquidos. Además en los gases hay que tomar en cuenta la presión, porque sus variaciones afectan su dilatación. Habiéndose calculado el coeficiente de dilatación de distintos gases, se comprobó que a una presión constante es el mismo para todos. Aproximadamente es igual a:

1  0.00366 273.15 Si el coeficiente de dilatación de un gas es 0.00366 m 3, un metro cúbico de hidrógeno aumenta su volumen 0.00366 m 3 cuando su temperatura aumenta 1C o sea, 3.6 litros aproximadamente en 1,000 litros.

2.1.1.2Variables que intervienen en la dilatación de un gas. El estado de un gas se determina considerando las siguientes variables. Presión (P)

Volumen (V)

Temperatura (T)

Si tenemos un globo de hule inflado con aire y lo introducimos en agua caliente, observamos que aumenta su volumen; introduciéndolo en agua fría, su volumen disminuye. Las anteriores observaciones nos muestran cómo la variación de la temperatura afecta a la presión y al volumen del gas contenido en el globo. Las leyes que rigen las variaciones más importantes de los gases son las siguientes:

FIG. 2-75. LEYES

QUE RIGEN LA RELACIÓN ENTRE LA PRESIÓN, VOLUMEN Y TEMPERATURA DE UN GAS.

Es conveniente elegir una presión y una temperatura normal o estándar como punto de referencia para el estudio de los gases. Las condiciones estándar o normales de presión y temperatura son, por acuerdo internacional, 1 atmósfera de presión (760 mm Hg = 760 Torr = 101,325 Pa ) y 0 ºC ( 273.15 ºK ) de temperatura.

Tanto la presión como la temperatura afectan al volumen de un gas (ecuación general de un gas ideal ( P*V / T = k ) y por lo tanto, también afectan a su densidad ( = m/V). Aunque el término "condiciones normales" se suele utilizar mucho para la medición de volúmenes de gases (siendo un mol de un gas medido en condiciones normales 22.4 l) también es usado muy frecuentemente en el campo de la termodinámica. Las condiciones estándar convencionales varían de acuerdo con la industria y la autoridad que las especifica así según la ISO/PNEUROP son 68 °F, 14.5 psia y 0% HR (Humedad relativa) o 20°C, 1 bar y 0% HR, según API las condiciones estándar son 60 °F, 14.7 psia y 0% HR. 2.1.1.3Ley de Boyle Mariotte. El volumen de un gas varía en razón inversa a la presión que soporta cuando la temperatura permanece constante.

P1  V1  P2  V2 P1 = Presión inicial

Donde:

V1 = Volumen inicial

FIG. 2-76. EL

P2 = Presión final V2 = Volumen final

VOLUMEN DISMINUYE AL AUMENTAR LA PRESIÓN A TEMPERATURA CONSTANTE.

2.1.1.4Ley de Charles. El volumen que un gas ocupa es directamente proporcional a su temperatura si la presión se mantiene constante. Fig.1.9.

V1 V2  T1 T2 V1 = Volumen inicial

Donde:

T1 = Temperatura inicial

V2 = Volumen final T2 = Temperatura

final

FIG. 2-77. A

PRESIÓN CONSTANTE AL AUMENTAR LA TEMPERATURA AUMENTA EL VOLUMEN.

2.1.1.5Ley de Gay Lussac. Las presiones ejercidas por un gas sobre las paredes del recipiente que lo contiene son directamente proporcionales a sus temperaturas absolutas si el volumen del gas permanece constante, Fig. 1.10.

P1 P2  T1 T2 Donde:

P1 = Presión inicial T1 = Volumen inicial

P2 = Presión final T2 = Volumen final

FIG. 2-78. A

VOLUMEN CONSTANTE LA PRESIÓN AUMENTA CON LA TEMPERATURA.

2.1.1.6Ley general del estado gaseoso. Los volúmenes de una misma masa gaseosa varían en razón directa a las temperaturas absolutas y en razón inversa a las presiones que soportan, Fig. 6.11.

P1  V1 P2 V2  T1 T2 Donde:

P1 = Presión inicial

V1 = Volumen inicial

T1 = Temperatura inicial P2 = Presión final V2 = Volumen final

T1 =

Temperatura final


DE LA LEY GENERAL DE LOS GASES.

2.1.1.7Propiedades de las mezclas de gases. El gas manejado por un compresor, generalmente es una mezcla de gases. Las propiedades físicas que definen una mezcla de gases son:



El peso molecular (MW) o la gravedad específica (SG) de la mezcla.



El calor específico a presión constante (Cp) o la relación de calores específicos (k) de la mezcla de gases.



Los valores de presión y temperatura pseudocríticas (PCP y PCT respectivamente).



Temperatura y presión de entrada al compresor (P 1 y T1).

Si se conoce la composición de la mezcla de gases, los valores anteriores se pueden calcular aplicando la ley de mezclas de gases, según la cual cada propiedad (MW, Cp, PCP o PCT) se obtiene como la sumatoria de los productos de la fracción molar de cada componente por el valor de la propiedad específica para ese componente. Como ya se menciono anteriormente, la materia puede estar en tres estados, sólido (S), líquido (L), gaseoso o vapor (V) y puede cambiar de uno a otro. Los cambios de fase se pueden representar en un diagrama, donde aparecen las curvas de fusión, vaporización o sublimación. Las curvas convergen en el llamado punto triple.

FIG. 2-80. DIAGRAMA P-V-T.

La “temperatura crítica” de un gas (Tc) es el valor por encima del cual este gas no puede ser licuado incrementando la presión, es decir no es posible tener mezcla de líquido y vapor.

La “presión crítica” (Pc) es la presión requerida para obtener líquido a la temperatura crítica, o sea, la presión de saturación a la temperatura crítica. Si los valores de presión y temperatura pseudo críticos (PC) no son dados, se pueden aproximar mediante la siguiente fórmula empírica, la cual es función de la gravedad específica y es razonablemente válida para gas natural liviano:

PCT  170  (313.3  SG) PCP  700  (48.3  SG) El cambio de líquido a gas se puede realizar de dos maneras: 

Progresivamente, pasando por una fase de vapor húmedo.



Instantaneamente, de líquido a gas.

Esto viene marcado por la isoterma crítica, en la que se marca una diferencia entre la zona de vapor sobrecalentado y de gas. Los ciclos de algunas máquinas como las turbinas de vapor, o las de refrigeración por compresión, trabajan en la zona de vapor húmedo. Se llama vapor sobrecalentado a la fase en la que a temperatura constante se puede llegar a licuar por estar por debajo de la temperatura crítica.

Se llama gas a la fase que se encuentra a temperaturas mayores a la crítica, por lo que para licuarlo hay que bajar la temperatura. Los motores de combustión trabajan en la zona de gas, Fig. 1.13.

FIG. 2-81. DIFERENCIA

ENTRE UN VAPOR Y UN GAS EN UN DIAGRAMA

P-V-T.

2.1.1.8Ecuaciones de estado. La aplicación más importante de una ecuación de estado es para predecir el estado de gases y líquidos. Una de las ecuaciones de estado más simples para este propósito es la ecuación de estado del gas ideal, que describe el comportamiento de los gases a bajas presiones y altas temperaturas. Sin embargo, esta ecuación pierde mucha exactitud a altas presiones y bajas temperaturas, y no es capaz de predecir la condensación de gas en líquido. Por ello, existe una serie de ecuaciones de estado más precisas para gases y líquidos. De la ley combinada del estado gaseoso tenemos que:

P1  V1 P 2 V2   CONSTANTE T1 T2 Definiendo las condiciones normales de presión y temperatura (CNPT) como, 1 atmósfera y 273 °K, para el volumen que ocupa un mol de cualquier gas (22.4 l), esta constante se transforma en:

CONSTANTE 

1 atm  22.4 l atm  l  0.08205 273.15 K mol  K

A esta constante se define como la constante de los gases ideales y se indica con la letra R.

R  0.08205

atm  l mol  K

La combinación de estas leyes proporciona la ley de los gases ideales, también llamada ecuación de estado del gas ideal:

P  V  n R  T Donde “n” es el número de moles (n = m/MW). Se considera que un gas ideal presenta las siguientes características: 

El número de moléculas es despreciable comparado con el volumen total de un gas.



No hay fuerza de atracción entre las moléculas.



Las colisiones son perfectamente elásticas.



Evitando las temperaturas extremadamente bajas y las presiones muy elevadas, podemos considerar que los gases reales se comportan como gases ideales.

2.1.1.9Factor de compresibilidad “Z”. El factor de compresibilidad es uno de los parámetros que, con mayor precisión diferencía el comportamiento de los fluidos en estado líquido del estado gaseoso. Define el comportamiento de los gases a determinadas condiciones de presión y temperatura, y se vuelve elemento fundamental para todos los diseños e instalaciones que trabajan con fluidos compresibles.

La ecuación de estado para un gas ideal, desprecia la variable "Z" ya que para estos, vale uno. Para un gas real tiene un valor diferente de uno, la ecuación es la siguiente:

P  V  Z n R  T Donde “Z” es el factor de compresibilidad. Los gases reales, a presiones y temperaturas cercanas a las ambientales, actúan como gases ideales. El factor de compresibilidad “Z”, es un parámetro que corrige el comportamiento de los gases ajustándolos a las condiciones reales. En el caso del gas natural, para facilitar el cálculo del valor de Z, se tienen gráficas que nos permiten leer su valor utilizando en forma directa la presión y la temperatura y, finalmente, aparecen los criterios matemáticos que hacen posible determinar el factor de compresibilidad a partir de ecuaciones que llevan el nombre de sus respectivos autores: Van der Waals:

Z = 0,815341

Redlich Kwong:

Z = 0,843264

Soave, Redlich Kwong:

Z = 0,857791

Peng Robinson:

Z = 0,827648

Dranchuk y Abu-Kassem:

Z = 0,835006

Dranchuk-Purvis-Robinson:

Z = 0,833883

Sarem:

Z = 0,831269

Hall-Yaborough:

Z = 0,836465

Promedio de todas las ecuaciones Promedio relativo de las ecuaciones

Z = 0,835084 Z = 0,834589

El valor de Z se usa para conocer el volumen real que transportan las tuberías, ya que es necesario expresar dicho volumen en las condiciones verdaderas que corresponden a los valores de presión y temperatura a la cual se manejan.

2.2 PRINCIPIOS DE OPERACIÓN Y CLASIFICACIÓN GENERAL DE LOS COMPRESORES. Las leyes de los gases demuestran que cuando un gas es forzado a ocupar un volumen menor su presión aumenta. Un compresor de desplazamiento positivo primero llena una cámara o cilindro de algún gas y luego lo obliga a ocupar un volumen menor aumentando por consiguiente su presión. Los compresores de desplazamiento positivo son los que operan bajo el principio del desplazamiento volumétrico, es decir, atrapan un cierto volumen de gas lo comprimen y lo desplazan. Los compresores de mayor uso son de movimiento reciprocante, aunque también los hay rotatorios, en los que el volumen de gas es atrapado entre secciones del compresor y a medida que lo desplaza hacia la descarga lo obliga a ocupar un menor volumen. Una clasificación general de los compresores se describe a continuación.

FIG. 2-82. CLASIFICACIÓN

GENERAL DE LOS COMPRESORES.

2.2.1 Uso de los diferentes tipos de compresores. Teniendo en cuenta que un compresor es un dispositivo mecánico que reduce el volumen ocupado por un gas y/o aire a través de cierta presión ejercida sobre él con el propósito de transportarlo de un lugar a otro o hacerlo participar en un proceso. Esta presión se obtiene mediante un trabajo mecánico que reciben los elementos

que componen el compresor, para así dar cumplimiento a su funcionamiento Los compresores tienen una amplia gama de aplicación en la industria petrolera entre los usos más comunes se encuentran los siguientes: 

Transporte de gas.



Compresión de aire para instrumentos



Compresión de aire para respiración.



Sistemas de refrigeración mecánica.



Sopladores de aire para proceso.



Recirculación de gases en plantas de proceso.

2.3 DESCRIPCIÓN DE LOS COMPRESORES RECIPROCANTES. En un compresor reciprocante se atrapa un cierto volumen de gas dentro de un cilindro y se comprime cuando el pistón lo obliga a ocupar un volumen menor, después, se envía hacia la línea de descarga. El flujo de gas a través del cilindro se controla por sus válvulas Fig. 2-83.

FIG. 2-83. ADMISIÓN

Y DESCARGA DEL GAS.

El gas entra al cilindro a través de la válvula de succión y sale de él a través de la válvula de descarga, estas válvulas actúan como válvulas tipo check las cuales permiten el flujo en una sola dirección y abren debido a una diferencia de presión. Para que una válvula abra, la presión en la línea de succión a través de la válvula debe ser superior a la presión dentro del cilindro, y cuando la presión sea igual, ésta

cerrará y evitará el flujo inverso. De igual forma las válvulas de descarga abren cuando la presión dentro del cilindro sea mayor que la presión en la línea de descarga Fig. 2-84.

FIG. 2-84. FUNCIONAMIENTO

DE LAS VÁLVULAS DEL COMPRESOR.

En un compresor reciprocante, una carrera hacia adelante y una hacia atrás es una revolución, si el gas es descargado solamente en la carrera hacia adelante o en la carrera hacia atrás el compresor se denomina de simple acción o simple efecto, o sea que descarga una vez por revolución. En un compresor de simple efecto la carrera hacia delante es la carrera de compresión, y la carrera hacia atrás es la carrera de succión o de admisión Fig. 2-85.

FIG. 2-85. CARRERA

DEL PISTÓN EN UN COMPRESOR DE SIMPLE EFECTO O ACCIÓN.

La mayoría de los compresores de servicio pesado son de doble acción o doble efecto Fig. 2-86, donde el gas es comprimido en ambos lados del pistón o, sea, tiene dos carreras de descarga por revolución.

FIG. 2-86. PISTÓN

DE DOBLE EFECTO.

En el dibujo de la Fig. 2-87 se muestra un pistón alejándose del cigüeñal, y se ve que en el lado tapa del cilindro el gas es comprimido. Cuando la presión en este lado sea ligeramente superior a la presión del gas en la cámara de descarga, la válvula de descarga lado tapa se abrirá descargando el gas del cilindro.

FIG. 2-87. CARRERA

DEL PISTÓN EN LA ETAPA DE COMPRESIÓN POR EL LADO TAPA.

En el inicio de la carrera hacia delante, parte del gas, a la presión de descarga, que queda atrapado en el lado cigüeñal del cilindro entre el pistón, la pared y los espacios de las válvulas, se expandirá. Cuando la presión de este gas disminuya por abajo de la presión de succión, se abrirá la válvula de admisión lado cigüeñal y admitirá más gas, Fig. 2-88.


DE GAS POR EL LADO CIGÜEÑAL.

La válvula de succión lado cigüeñal cerrará cuando la presión dentro del cilindro iguale a la presión de la cámara de succión. Al final de la carrera hacia adelante el lado cigüeñal del cilindro estará lleno de gas, mientras que el lado tapa del cilindro contendrá solamente un volumen de gas igual al espacio libre, y estará a la presión de descarga. Cuando se inicie la carrera hacia atrás se comprimirá el gas del lado cigüeñal del cilindro, y al mismo tiempo se admitirá carga fresca al lado tapa del cilindro cuando la presión en él sea inferior a la presión de la cámara de succión, en la Fig. 2-89 se muestra el flujo del gas cuando el pistón va en su carrera hacia atrás.


LADO TAPA Y DESCARGA LADO CIGÜEÑAL.

2.3.1 Comportamiento de los compresores reciprocantes (ciclo de compresión). La capacidad de un compresor es la cantidad de gas que éste descarga. El comportamiento de un compresor reciprocarte puede ser representado en un diagrama de Presión Vs. Volumen, Fig. 2-90. En el diagrama se indica que la presión en el compresor es función del volumen dentro del cilindro, conforme el pistón del compresor se mueva, el volumen del gas variará.

FIG. 2-90. DIAGRAMA

PRESIÓN VS VOLUMEN.

Viendo un pistón que descargó todo el gas que pudo y está en su punto máximo de la carrera hacia adelante, pero quedó una pequeña cantidad de gas a la presión de

descarga en el espacio libre indicado. En el diagrama P-V nos situaremos en el punto “A” Fig. 2-91. Donde la presión dentro del cilindro es la presión de descarga.

FIG. 2-91. POSICIÓN

DEL PISTÓN CORRESPONDIENTE A LA PRESIÓN DE DESCARGA.

Cuando el pistón comience su carrera hacia atrás el gas dentro del espacio libre se expanderá y bajará su presión, estando ahora en el punto “B”, Fig. 2-92.

FIG. 2-92. EXPANSIÓN

DEL GAS DENTRO DEL CILINDRO.

Pero la válvula de succión no abrirá hasta que la presión dentro del cilindro sea ligeramente menor que la presión en “B”, de aquí para adelante el cilindro admitirá gas fresco sin bajar más la presión hasta el final de su carrera hacia atrás,

situándonos en el punto "C", Fig. 2-93.


DE GAS FRESCO AL CILINDRO.

Tan pronto como el pistón inicie nuevamente su carrera hacia adelante, el gas empezará a ser comprimido, o sea bajará su volumen, pero aumentará su presión hasta el punto "D", donde la presión dentro del cilindro iguala la presión de la línea de descarga, Fig. 2-94.

FIG. 2-94. COMPRESIÓN

DEL GAS.

Como en este punto abre la válvula de descarga, aunque el pistón siga su carrera, el

gas no aumentará de presión sino que será descargado hasta llegar nuevamente al punto "A", teniendo por lo tanto el diagrama P-V, la forma mostrada en la Fig. 2-95. Donde cada uno de los lados es: expansión, succión, compresión y descarga.

FIG. 2-95. CARRERA

DEL PISTÓN EN UN CICLO COMPLETO DE COMPRESIÓN.

De lo que podemos concluir que el trabajo realizado será la fuerza por la distancia y estará representado por el área del diagrama, Fig. 2-96.

FIG. 2-96. TRABAJO

REALIZADO EN UN CICLO DE COMPRESIÓN.

Los HP (caballos de fuerza) requeridos por un compresor dependerán del trabajo hecho en un tiempo dado y de la eficiencia mecánica del compresor, o sea la relación entre los HP suministrados por el elemento motriz y los HP entregados al gas. Sin embargo, la llamada eficiencia volumétrica de un compresor es la relación entre el gas realmente descargado y el teóricamente factible de ser descargado, o sea si disminuye la cantidad de gas descargado por un compresor disminuye su eficiencia volumétrica. Puesto que cuando un compresor trabaja a relaciones de compresión elevadas, la cantidad de gas que permanece en el espacio libre es mayor, su eficiencia

volumétrica tiende a bajar, viendo esto en un diagrama P-V como se muestra en la Fig. 2-97, que la distancia A-C representa la distancia de una carrera total del pistón, y que la succión real de gas fresco únicamente se realiza en la distancia de "B' a "C".

FIG. 2-97. LA

DISTANCIA

B-C

REPRESENTA EL VOLUMEN REAL DEL GAS SUCCIONADO POR EL PISTÓN.

Podemos concluir que la eficiencia volumétrica será la relación de B-C entre A-C y entre menor sea B-C menor será la eficiencia volumétrica del compresor Fig. 2-98.

FIG. 2-98 LA

RELACIÓN

B-C

ENTRE

A-C

NOS DA LA EFICIENCIA VOLUMÉTRICA DEL COMPRESOR.

Cuando baja la eficiencia volumétrica de un compresor el trabajo realizado baja, y cuando el trabajo baja se requieren menos HP. Sin embargo la eficiencia volumétrica no afecta significativamente a la eficiencia mecánica del compresor, resumiendo: Si la eficiencia volumétrica baja: 

La capacidad del compresor, baja.



Los HP requeridos, bajan.



La eficiencia mecánica, sigue prácticamente igual.

2.3.2 Sistemas para el control de capacidad. Como se mencionó anteriormente, la capacidad de un compresor es la cantidad de gas que este maneja. Los compresores reciprocantes vienen diseñados con sistemas para regular la cantidad de gas que manejan, estos sistemas básicamente son cuatro y se describen a continuación. 2.3.2.1Control de capacidad por estrangulamiento. Algunas veces es necesario cambiar la capacidad o cantidad de gas descargado, de un compresor, esto puede hacerse por estrangulamiento de la línea de succión, por medio de una válvula, Fig. 2-99.

FIG. 2-99. VÁLVULA

DE ESTRANGULAMIENTO PARA CONTROLAR EL FLUJO DE GAS AL COMPRESOR.

Al estar semicerrada la válvula, entrará menos gas al compresor; la relación de compresión aumentará y por consiguiente los HP necesarios. Por otro lado, al entrar menos gas se reducirá la eficiencia volumétrica, reduciéndose la capacidad de la máquina, necesitándose menos HP para la compresión.

En el diagrama P-V de la Fig. 2-100, se muestra como en el en el ciclo 1 tenemos la máquina trabajando a su mayor presión de succión, si estrangulamos la succión, su presión bajará representándose por el ciclo 2 donde aumentó considerablemente los HP necesarios para una cantidad menor de gas descargada, si se provoca un estrangulamiento mayor entonces se notará que los requerimientos de potencia (HP) bajarán, siendo representados por el ciclo 3.

FIG. 2-100. EFECTO

DE LA VÁLVULA DE ESTRANGULAMIENTO EN EL

DIAGRAMA PV.

Resumiendo, cuando a un compresor se comienza a estrangular su succión, primero aumentan sus requerimientos de potencia, llegan a un máximo, y de ahí las estrangulaciones subsiguientes bajarán los HP necesarios. A relaciones de compresión menores de 2, la estrangulación de succión aumenta la potencia requerida, y a partir de 2.5 dicha potencia comienza a disminuir, no teniendo prácticamente efecto el estrangulamiento sobre los requerimientos de potencia en máquinas que trabajan con relaciones de compresión comprendidas entre R = 2 y R = 2.5. La temperatura del gas a la descarga del compresor, depende de la temperatura de succión del tipo de gas y de la relación de compresión "R". Si al estrangular la succión aumenta "R", la temperatura del gas en la descarga aumentará. La temperatura máxima permitida en la descarga de la mayoría de los compresores reciprocantes que trabajan hidrocarburos es de aproximadamente 350 °F (177 °C), por lo que el estrangulamiento de la succión no debe ser usado, por el riesgo de llegar fácilmente a esta temperatura. Además el estrangulamiento puede crear un vacío parcial que puede meter aire de la atmósfera al compresor y que junto con los hidrocarburos llega a formar una mezcla explosiva.

El estrangulamiento de la succión de un compresor para controlar su capacidad debe ser usado en forma temporal debido a los aumentos de "R" y de temperatura de descarga. Siendo por esto un medio ineficiente de controlar la capacidad de un compresor. 2.3.2.2Control de capacidad por espacios libres. Al final de cada carrera de compresión, algo de gas queda atrapado en el espacio libre entre el pistón y las paredes del cilindro, Fig. 2-101.

FIG. 2-101. GAS

ATRAPADO ENTRE LAS PAREDES DEL CILINDRO Y PISTÓN (ESPACIO LIBRE).

En la carrera de regreso este gas se expande y la energía de esta expansión se agrega a la fuerza con la que el pistón regresa. En la carrera de compresión el compresor gasta energía en este gas del espacio libre, pero en la expansión de éste esa energía se la devuelve al pistón Fig. 2-102.

FIG. 2-102. EXPANSIÓN

DEL GAS ATRAPADO EN EL ESPACIO LIBRE.

El volumen de gas que permanezca dentro del espacio libre afectará la eficiencia

volumétrica del compresor, entre mayor sea este volumen menor será la eficiencia volumétrica y menor será la cantidad de gas descargada, por lo que es posible controlar la capacidad por medio de espacios libres. En la Fig. 2-103 se muestra un diagrama P-V de un ciclo de compresión con espacios libres.

FIG. 2-103. DIAGRAMA P-V

DE UN COMPRESOR CON ESPACIOS LIBRES.

El trabajo hecho por el compresor con el espacio libre cerrado será el del área mostrada sin sombrear, donde el gas dentro del cilindro alcanza la presión de succión en el punto "C" y desde “C” hasta “E” entra gas fresco al cilindro. Cuando se abre el espacio libre, la cantidad de gas dentro de él se suma al que existe en el espacio libre natural (de la chaqueta) y provoca que la válvula de succión se abra hasta el punto “D” entrando gas fresco solamente desde “D” hasta “E”. La abertura del espacio libre adicional causa que el volumen manejado por la máquina disminuya. Con el espacio libre cerrado la presión de descarga se alcanzara en el punto “B” y desde “B” hasta el extremo izquierdo será la descarga del gas, mientras que con el espacio libre abierto la presión de descarga se alcanzará hasta el punto "A", siendo menor la carrera restante y por lo tanto menor cantidad de gas descargado. Puesto que el área del diagrama P-V representa el trabajo efectuado se podrá apreciar que con el espacio libre abierto se consumen menos HP, además de disminuir la eficiencia volumétrica del compresor, por lo que el efecto del espacio libre es disminuir la capacidad del compresor y disminuir los HP requeridos. En el diagrama de la Fig. 2-104 vemos que el compresor tiene un espacio libre excesivo donde el pistón viaja toda su carrera para alcanzar la presión de succión o la presión de descarga, pero no abren nunca ni las válvulas de succión ni las de

descarga, o sea, ni entra gas fresco al cilindro ni descarga gas el pistón. Esta condición se conoce como capacidad cero, y comúnmente se dice que el compresor está trabajando en banda o en vacío.

FIG. 2-104. ESPACIO

LIBRE EXCESIVO DEL CILINDRO.

Sin embargo, a estas condiciones, la máquina tiende a sobrecalentarse por lo que no deben permitirse las condiciones de "capacidad cero" por largo tiempo. El uso de espacios libres es importante cuando las relaciones de compresión aumentan, pues al aumentar el espacio libre se disminuye la sobrecarga del motor. Así, puesto que los espacios libres reducen los HP necesarios en la misma cantidad que bajan la capacidad, se convierten en un método eficiente para controlar la capacidad de los compresores reciprocantes. El compresor de la Fig. 2-105 tiene un espacio libre fijo y permanente y no puede ser ajustado por el operador. En el caso de la Fig. 2-106, el compresor tiene un espacio libre fijo pero no es permanente pues puede ser abierto o cerrado por medio de la válvula mostrada, esto hace posible agregar o quitar un volumen fijo de espacio libre cuando sea necesario.

FIG. 2-105. COMPRESOR

CON ESPACIO LIBRE PERMANENTE.


CON ESPACIO LIBRE QUE PUEDE SER BLOQUEADO.

En algunos cilindros se pueden roscar o bridar espacios libres de diferente volumen, pero una vez instalados, el espacio libre es fijo, Fig. 2-107.

FIG. 2-107. ESPACIO

LIBRE REMOVIBLE A TRAVÉS DE BRIDAS.

El compresor de la Fig. 2-108 tiene un espacio libre variable o ajustable, en el cual un volante de mano hace posible ajustar el volumen del espacio libre requerido con el compresor en operación.

FIG. 2-108. ESPACIO

LIBRE AJUSTABLE.

2.3.2.3Control de capacidad por válvulas descargadoras. En el ciclo normal de compresión las válvulas de succión y descarga están cerradas

cuando se inicia la carrera de compresión. Si una válvula de succión queda abierta cuando se inicia la carrera de compresión, el gas regresará por ella hacia la cámara de succión y no se descargará nada de gas por la parte donde esté abierta esa válvula de succión, pues nunca se comprime el gas dentro del cilindro. Cuando el diseño hace posible abrir manualmente una de las válvulas de succión de un compresor, decimos que es una válvula "descargadora", en la Fig. 2-109 se muestra una válvula de este tipo la cual puede ser abierta por medio de un volante de mano.

FIG. 2-109. VÁLVULA

DE DESCARGADORA.

En ocasiones el volante de mano es sustituido por un "descargador" automático integrado por un pistón y resortes donde al presionar la parte superior del pistón se abre la válvula descargadora, Fig. 2-110.

FIG. 2-110. DESCARGADOR

AUTOMÁTICO EN POSICIÓN ABIERTO.

Los descargadores automáticos pueden ser controlados por la presión de succión o

de descarga del propio compresor, en la Fig. 2-111 vemos un descargador automático operado por la línea de descarga a través de una válvula piloto.

FIG. 2-111. DESCARGADOR

AUTOMÁTICO OPERADO POR LA PRESIÓN DE DESCARGA DEL COMPRESOR.

Cuando se descarga un lado de un cilindro de doble efecto, se eliminan los requerimientos de potencia para ese lado, si se descargasen ambos lados el cilindro tendería a sobrecalentarse. La operación de las válvulas descargadoras es como sigue: 

Descargue solamente un lado en compresores de un solo cilindro.



Descargue el lado tapa para evitar el calentamiento en los empaques.



Descargue todas las válvulas de succión de un mismo lado de los compresores multietápicos.

Cambios en capacidad: Suponiendo un compresor de dos cilindros de doble efecto, si descarga un lado de un cilindro, la capacidad disminuye hasta el 75%, si se descargan los dos lados cigüeñal, la capacidad baja al 50% y así sucesivamente. 2.3.2.4Control de capacidad por variación de velocidad. Otra forma de controlar la capacidad de un compresor es variando la velocidad del compresor. En los casos de motores de combustión interna, turbinas de vapor o de gas bajo carga, es posible variar la capacidad del compresor entre el 75 y 100%, al disminuir su velocidad disminuye el consumo de combustible o vapor y por lo tanto

los costos de operación, es por lo tanto un método muy eficiente de controlar capacidad de compresores, movidos por motores de combustión interna o turbinas. En la mayoría de este tipo de máquinas la velocidad del motor o turbina se ajusta automáticamente, Fig. 2-112.

FIG. 2-112. AJUSTE

DE LA CAPACIDAD DEL COMPRESOR CON CONTROL DE VELOCIDAD DEL MOTOR O TURBINA.

Aquí el controlador regula la velocidad estrangulando la entrada de combustible al motor, y puede estar conectado para que responda a cambios de presión o cambios de flujo en la descarga del compresor. En el caso de compresores movidos por motores eléctricos, estos últimos tienen velocidad constante y es antieconómico usar motores eléctricos de velocidad variable, por lo que el control de capacidad por variación de velocidad está limitado a compresores movidos por máquinas de combustión interna o turbinas. La mayoría de los compresores de desplazamiento positivo trabajan a bajas velocidades, las turbinas son elementos motrices de alta velocidad, por lo que, cuando se usan para mover este tipo de compresores debe usarse un reductor de velocidad, que en algunas ocasiones es de velocidad variable. En las figuras Fig. 2-113 se ven los arreglos más usados en reductores de velocidad, trenes de engranes o bandas en "V", en los cuales según sean las dimensiones de los engranes o de las poleas, será la relación de velocidad entre el elemento motriz y el elemento impulsado.

FIG. 2-113. TREN

DE ENGRANES Y JUEGO DE POLEAS Y BANDAS COMO REDUCTORES DE VELOCIDAD.

2.3.3 Descripción de las partes de los compresores reciprocantes. En los compresores reciprocantes, el mecanismo que hace posible que la presión aumente cuando el gas es forzado a ocupar un volumen menor es un pistón encerrado en un cilindro, dentro del cual se obliga al gas a ocupar un volumen menor, aumentando por consiguiente la presión, Fig. 2-114.

FIG. 2-114. PISTÓN

Y CILINDRO COMO PARTES PRINCIPALES DE UN COMPRESOR RECIPROCANTE.

A continuación se describen la partes principales de los compresores reciprocantes, mencionando su función en el equipo, primero se hace una descripción de las partes del compresor y posteriormente las de sus servicios auxiliares. 2.3.3.1Partes del compresor. En un compresor reciprocante, el gas es comprimido por el movimiento reciprocante del pistón dentro del cilindro, y para proteger el cilindro se le pone una manga o camisa. Los extremos del cilindro están provistos con tapas removibles que pueden ser huecas para que circule agua u otro líquido refrigerante.

La tapa del lado cigüeñal tiene un juego de anillos metálicos que actúan como empaquetadura o sello previniendo fugas de gas alrededor de la flecha del pistón. La siguiente figura muestra algunas de las partes principales de un compresor reciprocante y en los párrafos siguientes se describe la función de estas.

FIG. 2-115. PARTES



DE UN COMPRESORES RECIPROCANTE.

CIGÜEÑAL.

En la Fig. 2-116 se muestra el mecanismo que articula el cigüeñal con el compresor.

FIG. 2-116. MECANISMO

DEL CIGÜEÑAL DE UN COMPRESOR.

Donde la flecha del pistón está fija al árbol deslizante y este articulado a la biela por

medio de un perno. El árbol deslizante está provisto de zapatas de babbit para permitir un deslizamiento con un mínimo de fricción sobre los cojinetes guía; por su parte la biela es movida directamente por el cigüeñal, así, conforme gire el cigüeñal, el movimiento circular es convertido en movimiento reciprocante por medio del cigüeñal, biela y árbol deslizante. 

CILINDROS.

Los compresores multicilíndricos tienen varios cilindros en el mismo bastidor, y cada pistón está impulsado por medio del mismo cigüeñal. En la Fig. 2-117 se muestra un compresor de cilindros opuestos, de tal manera que el movimiento de un pistón está balanceado por el movimiento del opuesto.

FIG. 2-117. CILINDROS

Y PISTONES DE UN COMPRESOR RECIPROCANTE.

Los compresores de este tipo son movidos por motores eléctricos, motores de combustión, o una turbina, a través de juegos de poleas y bandas en “V” o reductores de velocidad integrados por engranes. Existen unidades integrales donde un motor de combustión interna está construido en la misma carcasa o bastidor del compresor y el cigüeñal mueve las bielas tanto del motor como del compresor, a estos equipos se les conoce como motocompresores, Fig. 2-118.

FIG. 2-118. MOTOCOMPRESOR.



VÁLVULAS.

Las compresoras de servicio pesado utilizan básicamente válvulas de placa, puesto que la parte que cierra contra el asiento de la válvula es una placa plana de metal, Fig. 2-119.

FIG. 2-119 ASIENTO

DE UNA VÁLVULA

Las placas pueden tener la forma de uno o varios anillos o pueden ser anillos conectados por bordes radiales. Estas placas están oprimidas contra el asiento de la válvula por medio de resortes. Para que la válvula abra el gas debe levantar la placa venciendo la tensión de los resortes, y si existe la tendencia de la placa a golpear fuertemente o a vibrar, se puede controlar cambiando la tensión de los resortes. Las válvulas de canal utilizan placas en forma de canal en vez de placas planas, y

arriba de cada canal se tiene una muelle de acero que mantiene el canal presionado al asiento de la válvula, Fig. 2-120.

FIG. 2-120. PLACA

EN FORMA DE CANAL Y MUELLE.

Al abrir la válvula se levanta el canal de su asiento y permite el paso de gas a través de ella, Fig. 2-121.

FIG. 2-121. ASIENTO

DE VÁLVULA.

Hay otro tipo de válvulas llamadas válvulas de disco, semejantes a las válvulas de un motor de automóvil, estas válvulas tienen unos discos que asientan sobre los agujeros del asiento de la válvula, y generalmente están hechos de baquelita o algún otro material de baja fricción, Fig. 2-122.


DE DISCO.

Este tipo de válvulas se emplean cuando se desea una caída de presión baja, y por consiguiente cuando la relación de compresión es baja. Las válvulas son unas de las partes más importantes de un compresor, ya que una válvula desgastada o dañada, permitiría al gas regresarse a la cámara de compresión. El enfriamiento que sufriría una válvula caliente por entrar líquido frío puede romper la placa de la válvula; por lo tanto debe procurarse que el gas que se comprima no contenga líquido. Así mismo basura, o cualquier cuerpo extraño, puede ensuciar o dañar la válvula al grado de evitar que asiente correctamente. Instalación de las válvulas. Las válvulas de un compresor deben instalarse correctamente, es decir, las válvulas de succión deben abrir cuando la presión de el gas es menor en el cilindro que en la línea de succión. Se verifica que una válvula de succión está bien instalada presionando la placa, esta debe ceder hacia el interior del cilindro, y en una válvula de descarga instalada correctamente, la placa debe ceder hacia la cámara de gas. Una válvula de descarga instalada al revés puede causar la ruptura del cilindro, Fig. 2-123.


DE DESCARGA.

En esta figura se puede apreciar que esta válvula es de descarga. Las válvulas de los compresores están fijas por medio de birlos y tuercas con candado para evitar que se aflojen, la mayoría de los compresores antiguos estaban construidos de manera que si se soltaba un candado o una tuerca, estos podían caer dentro del cilindro y destruirse completamente. Los compresores modernos tienen un diseñó tal que si se suelta alguna de las partes de una válvula, estas no caen dentro del cilindro. Cuando una válvula no asienta adecuadamente o está floja, el gas se regresa a la cámara de succión; por el empaque. Pero como este gas está caliente, este tipo de fugas se detecta por un aumento de temperatura en la tapa de las válvulas. 

CAMISA O MANGA.

Para reducir los costos de reparación de los cilindros normalmente están encamisados, así, si existe un desgaste y las dimensiones de éste se salen de las tolerancias permitidas, simplemente se reemplaza la camisa y no el cilindro completo. El mayor desgaste de una camisa es en la parte inferior en los cilindros horizontales debido al peso del propio pistón. Las camisas de los cilindros generalmente tienen un resaque en los extremos, Fig. 2-124.

FIG. 2-124. CAMISA

O MANGA.

Para evitar que el desgaste de ésta forme rebabas en los extremos de la camisa. Las camisas se meten a presión en los cilindros a fin de que queden perfectamente fijas y no puedan deslizarse con el movimiento del pistón; además. Los orificios de lubricación de la camisa deben quedar alineados con los orificios de lubricación del cilindro, Fig. 2-125. En caso contrario los orificios de lubricación quedarían bloqueados impidiendo la adecuada lubricación del pistón. Por otro lado, cuando se cambia la flecha del pistón este debe centrarse nuevamente respecto al resaque de la camisa.

FIG. 2-125. ORIFICIO

DE LUBRICACIÓN BLOQUEADO POR LA CAMISA DESALINEADA.



PISTONES.

En los compresores de baja velocidad (hasta 330 rpm) y en los compresores de media velocidad (de 330 a 600 rpm) los pistones son generalmente de hierro fundido y los que tienen de 7" de diámetro y menores, son normalmente pistones macizos y los pistones de diámetros mayores a 7" son usualmente huecos, Fig. 2126.

FIG. 2-126. PISTONES

MENORES A

7”

Y DE MÁS DE

7”.

La construcción hueca de estos pistones hace que sean más livianos. En pistones muy grandes aparte de ser huecos están construidos de acero y recubiertos de bronce o babbit para proporcionar una superficie de bajo coeficiente de fricción. En los equipos usados para comprimir oxígeno y otros gases donde no se puede usar aceite lubricante, los pistones se construyen de carbón o de algún otro material inerte de bajo coeficiente de fricción. En la Fig. 2-127 se muestran las partes de un pistón, el cual está montado en una flecha con el extremo cónico y fijado por medio de una tuerca de seguridad. Los anillos del pistón están dentro de ranuras y cuando el compresor alcance su temperatura de operación, el pistón y su flecha se expanden más que el propio cilindro, por lo tanto la tolerancia pistón a cilindro debe ser lo suficientemente grande para evitar que se force durante un sobrecalentamiento de la máquina en operación. Sin embargo debe ser lo suficientemente pequeño para permitir el adecuado sello por medio de los anillos.

FIG. 2-127. PARTES

DE UN PISTÓN.

Los fabricantes especifican las tolerancias requeridas entre el pistón y la pared del cilindro. Al instalar un pistón es necesario dejar una cierta tolerancia en cada extremo de su carrera; y de la tolerancia total permitida 1/3 de ella debe darse en el lado cigüeñal y los 2/3 restantes en el lado tapa. 

ANILLOS DE LOS PISTONES.

Los anillos de los pistones forman un sello que evita o minimiza la fuga entre el pistón y la camisa, además conducen calor del pistón a la pared del cilindro y el sistema de enfriamiento elimina el calor del cilindro. Los anillos deben ser instalados de manera que ejerzan una ligera tensión contra la pared del cilindro, puesto que durante la operación la presión del gas atrás de ellos forza a los anillos contra la pared del cilindro. Los materiales de los anillos se seleccionan de tal manera que sufran un rápido desgaste inicial y por consiguiente un sello efectivo entre ellos y la pared del cilindro. Estos materiales se desgastan más rápidamente que el del cilindro o la camisa y normalmente son de bronce, hierro fundido, bakelita, teflón o algún otro material semejante de bajo coeficiente de fricción que produzca poco desgaste a la camisa del cilindro. Los anillos deben tener poca tolerancia entre ellos y el cilindro, y entre sus caras laterales y las ranuras del pistón, Fig. 2-128.

FIG. 2-128. TOLERANCIA

ENTRE ANILLOS.

El cilindro por su lado debe ser perfectamente circular, sin conicidad y completamente liso. Las ranuras de los pistones deben ser de alta precisión, lisas y paralelas las caras laterales. Después de una operación larga estas ranuras se deforman en forma de "V" y hace necesario un chequeo de paralelismo entre caras. Durante la operación los anillos, deben hacer fuerza contra la pared del cilindro para producir el sello necesario, para lograrlo se construyen de una sola pieza con una ranura o segmentados de varias piezas, las ranuras les permiten expandirse conforme el compresor se calienta. En los pistones grandes y pesados se usa un expansor metálico abajo del anillo, Fig. 2-129.

FIG. 2-129. ANILLOS

DEL PISTÓN.

Estos expansores se usan también con anillos segmentados, ya que el expansor es el que mantiene al anillo haciendo contacto con la pared del cilindro. Conforme el pistón pase por el orificio u orificios de lubricación, los anillos recogen el aceite necesario para su lubricación, Fig. 2-130.

FIG. 2-130 ANILLOS

CON ACEITE DE LUBRICACIÓN.

Este aceite lo distribuyen a lo largo de la carrera, y si no es suficiente se rayará el cilindro y los anillos produciendo excesivas fugas alrededor del pistón, además del considerable desgaste con el que se pueden romper los anillos. En máquinas que no deben usar lubricante, usan anillos de teflón para disminuir la fricción. 

SELLOS Y EMPAQUES.

Los empaques evitan fugas de gas comprimido alrededor de la flecha del pistón y si operan a presiones inferiores a la atmosférica evitan la entrada de aire al cilindro. La mayoría de los compresores modernos utilizan anillos metálicos como empaquetadura, Fig. 2-131.

FIG. 2-131. EMPAQUES

DE ANILLOS METÁLICOS.

Los anillos están por pares en cada taza, el número de tazas está determinado por la presión de operación del compresor, y están fijas todas ellas por medio de largos tornillos. Los anillos de empaquetadura están construidos en segmentos que forman el anillo y oprimen a la flecha del pistón gracias al resorte opresor que tienen. Los sellos segmentados son básicamente de dos tipos, los radiales (B-Ring) y los tangenciales (T-Ring). Los primeros están cortados radialmente y se usan para romper la carga de presión aplicada al segundo sello que es de tipo tangencial y es el que hace la labor de sello, el primero solamente reduce el esfuerzo aplicado, Fig. 2-132.

FIG. 2-132. ANILLOS

SEGMENTADOS.

Este tipo de sellos normalmente se usan por parejas, donde el B-Ring se coloca del lado de mayor presión, Fig. 2-133.

FIG. 2-133. COLOCACIÓN

DEL SELLOS

B-RING.

En casos de bajas diferencias de presión se pueden usar 2 sellos tipo T. Estos anillos pueden ser construidos de plástico, fibra o metal, los de carbón y los de teflón se usan en casos de empaquetaduras sin lubricación. En algunos compresores de diseño antiguo se usa empaquetadura suave tal como asbesto, lona ahulada o plomo, y las pequeñas imperfecciones o ralladuras de la flecha no los afectan tanto como a los de anillos metálicos segmentados, pero no hacen un sello tan perfecto como estos últimos. En la Fig. 2-134 se muestra el arreglo de un sello en el cual el aceite entra por la parte superior para lubricar toda la superficie de la flecha del pistón. En la Fig. 2-135 se muestra otra forma de lubricar la flecha del pistón, y es por medio de una cuña de teflón que distribuye el aceite.

FIG. 2-134. ARREGLO


DE SELLOS.

DE FLECHA Y PISTÓN.

La presión del aceite que entra a los sellos generalmente es mayor en el periodo de asentamiento de ellos, y este aceite debe estar libre de residuos de carbón y debe ser de la viscosidad adecuada para las condiciones de presión y temperatura a las que trabajará. En muchos casos el aceite del cilindro no debe mezclarse con el aceite del carter del cigüeñal, y para evitarlo los cilindros tienen un juego de anillos limpiadores, estos evitan que el aceite del carter entre al cilindro y viceversa, el aceite recogido es drenado de la máquina, Fig. 2-136.

FIG. 2-136. DRENADO

DE ACEITE.

Por otro lado, las fugas de gas a través de la empaquetadura deben ser drenadas a un lugar seguro para evitar fugas a la atmósfera. Existe una línea de venteo antes del último par de anillos de sello, Fig. 2-137. La cantidad de gas venteado debe ser verificada periódicamente para ver el estado de los sellos. En compresores donde el venteo está conectado al sistema de desfogue, un aumento en la temperatura de la línea de venteo significa una excesiva fuga a través del sello. Otras ocasiones existe circulación de agua por dentro de las paredes de la caja de sellos para refrigerarlos, conforme la fricción y la compresión del gas los calienten, Fig. 2-137.

FIG. 2-137. CAJA

DE SELLOS CON ENFRIAMIENTO Y VENTEO.

En esta figura se muestra un prense con conexiones para agua de enfriamiento y

termómetro. 

VÁSTAGO, CRUCETA Y CHUMACERAS.

Los vástagos o flechas de los pistones se construyen de acero de aleación de alta calidad con endurecimiento superficial con la finalidad de tener buena resistencia al desgaste. Algunos gases tales como el ácido sulfhídrico pueden atacar las superficies endurecidas de los aceros aleados por lo que en estos casos a los vástagos se les da un recubrimiento de cromo (cromado) para evitar el ataque de este ácido u otros gases. Puesto que la mayoría de los compresores grandes utilizan empaquetadura metálica, los vástagos de los pistones deben ser perfectamente cilíndricos sin conicidades en todo su largo, pues un vástago en estas condiciones o con rebabas puede dañar la empaquetadura. Por otro lado, una vez que un compresor alcanzó su temperatura de trabajo el juego vertical u horizontal del vástago no debe ser mayor de 0.002". En la Fig. 2-138 se muestra una cruceta típica donde la flecha o vástago del pistón está atornillada y asegurada en su lugar por una contratuerca.

FIG. 2-138. CRUCETA

TÍPICA ATORNILLADA.

Las zapatas del árbol deslizante son removibles y ajustables, mientras que los cojinetes guía son parte integral del cuerpo de la máquina y pueden ser planos o de media caña.

Los cojinetes deslizantes que recubren las zapatas aseguran el alineamiento vertical a no más de 0.002" a todo lo largo de su carrera cuando la temperatura es la de trabajo. Por su parte, la biela está equipada con dos cojinetes, generalmente de babbit, Fig. 2-139, y pueden ser ajustadas por medio de cuñas y tornillos de ajuste.

FIG. 2-139. BIELA

CON COJINETES

Los pernos del cigüeñal y de la biela están separados de las cojinetes por una delgada película de aceite, el cuál es alimentado a presión a través de pequeños orificios. Las chumaceras pueden ser de babbit, bronce o aluminio, y cuando son de este último el aceite debe ir particularmente limpio debido a la gran facilidad con la que se rayan las chumaceras de aluminio, en general el aceite se pasa por filtros que no dejan pasar partículas mayores de 10 micrones (0.01 mm). En algunos compresores, la cabeza del cilindro tiene un cojinete externo, Fig. 2-140, el cual ayuda a soportar el peso del pistón. En casos donde no debe usarse aceite de lubricación dentro del cilindro, se usan anillos y pistones de carbón, en estos casos es necesario usar cojinetes externos para evitar el desgaste en la parte inferior del pistón o de los anillos.

FIG. 2-140 CABEZA

DEL CILINDRO CON COJINETE EXTERNO

En los compresores reciprocantes frecuentemente se tienen problemas con los vástagos de los pistones. Si un vástago se desgasta rápidamente, es probable que le falte lubricación o que el aceite sea demasiado delgado (de baja viscosidad). Otra causa de un rápido desgaste del vástago es cuando no está endurecido o está desalineado o deformado. Por otro lado, los compresores reciprocantes tienen un límite de carga sobre los vástagos, el cual no debe ser rebasado para no torcerlos. Sin embargo, en los periodos de arranque o paro, el compresor puede trabajar cortos periodos de tiempo con cargas ligeramente arriba de las máximas permitidas. Cuando el vástago está desalineado, el material es defectuoso o trabaja arriba de las cargas máximas, puede llegar a romperse y causar serios daños al pistón, cilindro y cruceta. 2.3.3.2Sistema de lubricación. Un lubricante forma una película que reduce la fricción y por lo tanto el desgaste entre las partes movibles de un compresor. La lubricación tiene además la función de refrigerante, ya que elimina el calor generado por la fricción y también hace la función de limpiador al arrastrar las partículas metálicas generadas por la fricción. En las máquinas antiguas se usó el sistema de lubricación por salpicadura, Fig. 2141, donde el aceite era salpicado a las piezas movibles por la rotación del propio cigüeñal.

FIG. 2-141. SISTEMA

DE LUBRICACIÓN POR SALPICADURA.

En la Fig. 2-142 se muestra un arreglo donde la fuerza centrífuga obliga al aceite a pasar al perno del cigüeñal a través de un conducto desde el anillo colector de aceite.

FIG. 2-142. PASO

DE ACEITE POR EL CIGÜEÑAL AL PERNO.

En los sistemas de lubricación forzada, como el de la Fig. 2-143, el aceite es bombeado a presión a todas las partes en movimiento.

FIG. 2-143. SISTEMA

DE LUBRICACIÓN FORZADA.

Aquí el aceite colectado en el carter de la máquina pasa primero por una coladera de malla de acero que evita que la bomba succione rebabas o partes metálicas rotas, después está la bomba de aceite que es de engranes movida por el mismo cigüeñal. Para eliminar partículas de pequeño tamaño a la descarga de la bomba, está un filtro, los cuales en algunos compresores son del tipo de autolimpieza, Fig. 2-144.

FIG. 2-144. FILTRO.

Este tipo de filtros están diseñados para poder ser limpiados en servicio girando un raspador interno mediante el maneral que tienen. Puesto que un compresor se daña si se reduce apreciablemente o se suspende el suministro de aceite debido a un filtro tapado, antes del filtro se coloca una válvula de relevo. Además, sistemas de alarma y paro automático de la máquina. Si un filtro se comienza a tapar, la presión de entrada al filtro aumenta, esta presión es aplicada a la válvula de relevo, la cual se mantiene cerrada gracias al resorte que tiene, y cuando la presión vence la tensión del resorte, la válvula se abre y el aceite

regresa al cárter, Fig. 2-145.


DE RELEVO.

Con la válvula, de seguridad cerrada, el aceite después del filtro pasa por un enfriador con agua, Fig. 2-146, donde la temperatura se controla entre 50 y 65 °C. El aceite a temperaturas inferiores a 50 °C, produce condensación de agua dentro del carter, lo que da lugar a la formación de lodos y sedimentos.

FIG. 2-146. ENFRIADOR

DE ACEITE DE UN SISTEMA DE LUBRICACIÓN FORZADA.

Por su parte las temperaturas superiores a 65 °C pueden hacen disminuir la resistencia mecánica del material de las chumaceras y hacerlas fallar bajo carga normal. Cuando se tapa un filtro, la presión después de él disminuye, lo que puede dar como resultado la destrucción de las chumaceras, por lo tanto, se instalan dispositivos de alarma y disparo por baja presión de aceite a las chumaceras.

Otro tipo de sistema de lubricación usado en la actualidad es por medio de bloques distribuidores que reemplazan al sistema convencional de lubricadores individuales, Fig. 2-147.


POR BLOQUES.

Este tipo de distribuidores puede ser ajustado para entregar cada uno la cantidad necesaria de aceite en cada parte a lubricar. En el sistema de lubricación forzada, el cabezal de aceite limpio y a la temperatura adecuada distribuye el aceite a los puntos de lubricación según el diseño de la máquina, ver Fig. 2-148.

FIG. 2-148. PUNTOS

DE LUBRICACIÓN.

Esta figura muestra los puntos de lubricación de un compresor con motor integral y la Fig. 2-149 muestra la forma en que se lubrican los pernos del cigüeñal a través de orificios dentro del propio cigüeñal.


DE UN COMPRESOR CON MOTOR INTEGRAL.

Cabe mencionar que el aceite sirve como medio refrigerante dentro del pistón.

En los sistemas de lubricación forzada accionados por la flecha del compresor, la bomba de lubricación no descargará aceite hasta que la compresora esté arrancada. Sin embargo lleva tiempo llenar todos los conductos y eleva la presión de aceite, mientras tanto la lubricación a las partes móviles no es suficiente y se pueden dañar las chumaceras. Para resolver este problema algunos compresores están equipados con bombas de prelubricación para presionar el sistema antes de ser arrancada la máquina. Estas bombas están conectadas en paralelo con la bomba principal y normalmente están accionadas con un pequeño motor eléctrico. Muchos compresores utilizan diferentes tipos de aceite para lubricar los cilindros y la empaquetadura, por lo cual, se usan lubricadores de alimentación forzada independientes. Cada lubricador está equipado con una o varias pequeñas bombas de pistón, Fig. 2150.

FIG. 2-150. LUBRICADORES

DE UN SISTEMA DE LUBRICACIÓN A CILINDROS.

La flecha de la bomba puede ser movida por la flecha del compresor o por un motor independiente, y el aceite bombeado pasa a través de un tubo de vidrio (para verificar que el lubricador esta trabajando) y va a los puntos de lubricación, Fig. 2151. En esta figura se muestra una conexión para la caja de empaques y otra para el cilindro.

Los lubricadores deben llevar válvulas check en sus líneas para evitar que se regrese el gas del compresor hacia el lubricador.

FIG. 2-151. PUNTOS

DE LUBRICACIÓN EN EL CILINDRO.

En otros compresores la lubricación a los cilindros es a través de la succión de los mismos, donde se atomiza el aceite, pero mucho aceite a altas temperaturas puede carbonizar y calzar las válvulas. Esto hace necesario la inspección y limpieza periódica de las mismas. Por otro lado, el aceite convencional no debe ser usado en compresores de aire, ya que el oxígeno presente y la temperatura al final de la compresión pueden causar la ignición del aceite. Aquí debe ser usado un aceite resistente al fuego (silicón). 2.3.3.3Sistema de enfriamiento. Conforme un gas es comprimido, éste se calienta. Este calor debe ser eliminado por un sistema de enfriamiento. En los compresores pequeños como el de la Fig. 2-152, el cilindro está construido con aletas de enfriamiento, los cuales aumentan la superficie en contacto con el aire que es el que elimina el calor del cilindro. En compresores grandes, de servicio pesado, el enfriamiento con aire no es suficiente, por lo que el cilindro y sus tapas están enchaquetadas para permitir la circulación de agua o líquido de enfriamiento por ellas, Fig. 2-153.


DE BAJA CAPACIDAD CON ALETAS DE ENFRIAMIENTO EN EL CILINDRO.

FIG. 2-153. CARCAZA

DE UN COMPRESOR CON CHAQUETAS DE ENFRIAMIENTO.

En compresores con relaciones de compresión superiores a 3 se utilizan varias etapas de compresión y entre cada una de ellas se instalan interenfriadores de gas, Fig. 2-154.

FIG. 2-154. INTERENFRIADOR

DE GAS.

A la salida del último paso de compresión también se instalan generalmente enfriadores con agua (postenfriadores) para enfriar el gas después de que fue comprimido.

2.3.3.4Sistema de seguridad. 

DISCOS DE RUPTURA Y VÁLVULAS DE RELEVO.

Si una válvula en la línea de descarga de un compresor reciprocante en operación, se cierra accidentalmente, el gas dentro de la línea y cámara de descarga creará una presión cada vez mayor que sobrecargará el compresor o romperá la tubería. Los discos de ruptura evitan las presiones excesivas en la descarga de un compresor. Estos discos son de lámina de espesor calibrado que se rompen cuando la presión sube en la línea de descarga al punto de calibración, Fig. 2-155.

FIG. 2-155. DISCO

DE RUPTURA INSTALADO Y ACTUADO.

La descarga de los discos de ruptura se conecta a la línea de desfogue. Se deben instalar dispositivos de seguridad por sobre presión entre la salida y la entrada de dos diferentes pasos, en caso de que el compresor sea multietápico. En la Fig. 2-156 se muestra una válvula de relevo, en ellas, la presión necesaria para abrir la válvula depende de la compresión del resorte. Estas válvulas al contrario de los discos de ruptura no necesitan ser cambiados después de un desfogue por sobrepresión, pero si necesitan ser verificadas periódicamente para comprobar su hermeticidad y calibración.


DE RELEVO.

La calibración tanto de los discos de ruptura como de las válvulas de relevo se hace de tal forma que sea aproximadamente un 10% arriba de la presión máxima de operación normal.

2.4 DESCRIPCIÓN DE LOS COMPRESORES ROTATORIOS. Estos compresores son llamados a veces sopladores cuando se usan para mover grandes volúmenes de gas a bajas relaciones de compresión.

2.4.1 Compresores de lóbulos. Como se mencionó anteriormente los compresores que operan por desplazamiento volumétrico son llamados compresores de desplazamiento positivo. La mayoría de estos compresores son de movimiento reciprocante, pero hay algunos que son de movimiento rotatorio. Un soplador de lóbulos tiene 2 impulsores y cada impulsor 2 ó más lóbulos, Fig. 2157. Estos impulsores lobulados giran dentro de una carcasa en direcciones opuestas y desplazan el gas de la succión hacia la descarga. Conforme es desplazado el gas, éste aumenta de presión, y sale del soplador cuando su presión sea superior a la presión en la línea de descarga.


DE LÓBULOS.

En un compresor rotatorio o soplador, la parte que desplaza el gas gira, mientras que en uno reciprocante se desplaza hacia adelante y hacia atrás. En este tipo de sopladores existe una pequeña tolerancia entre los lóbulos y la carcasa no necesitándose lubricación interna, por lo que algo de gas se regresa por este pequeño espacio hacia el lado de la succión. Por esta razón los sopladores de

lóbulos no se usan para desarrollar altas presiones de descarga.

2.4.2 Compresores de aspas deslizantes. Este tipo de compresores consta de una serie de aspas o placas montadas en unas ranuras que tiene el rotor, y que pueden deslizarse hacia adentro y hacia fuera, Fig. 2-158.


DE ASPAS DESLIZANTES.

El rotor está montado excéntricamente dentro de la carcasa, y la fuerza centrífuga forza a las aspas a deslizarse hacia afuera y hacer contacto con la carcasa mientras gira el rotor. El gas es atrapado en los espacios entre cada par de aspas deslizantes, pero debido a la excentricidad del rotor, el tamaño de estos espacios se hace cada vez menor conforme se acerque a la descarga, obligando al gas a ocupar un volumen menor aumentando con esto su presión. En algunos casos las placas deslizantes tienen resortes que las obligan a hacer contacto con la carcasa efectuándose un mejor sello. Este tipo de compresores requiere lubricación interna para disminuir la fricción producida por el rozamiento de las placas sobre la carcasa.

2.4.3 Compresores de tornillo. En este tipo de compresores el gas es desplazado por rotores lobulados,

helicoidalmente, y se llaman frecuentemente compresores de tornillo por su semejanza con ellos. El gas entra por el puerto de succión y es atrapado entre los lóbulos y la carcasa para ser desplazado por la rotación de los lóbulos, Fig. 2-159.

FIG. 2-159. DISTRIBUCIÓN

DE GAS EN EL COMPRESOR.

Aquí el gas disminuye de volumen conforme se acerque a la descarga debido a la construcción de los lóbulos, y por lo tanto aumenta su presión. Puesto que los lóbulos están movidos por engranes no existe contacto entre ellos, no necesitándose la lubricación interna del compresor, este tipo de compresores se usa cuando se requiere un gas de descarga absolutamente libre de aceite o lubricante.

2.4.4 Compresores de pistón líquido. En este tipo de compresores existen aspas curvas montadas sobre un rotor que gira dentro de una carcasa parcialmente llena con algún líquido. Examinando la forma del rotor y la carcasa vemos que el rotor es circular mientras que la carcasa es elíptica, el líquido usado en estos compresores es normalmente agua pero se pueden utilizar otro tipo de líquidos según las necesidades. Cuando el compresor está parado el líquido reposa en el fondo de la carcasa, pero cuando gira, la fuerza centrífuga obliga al líquido a estar pegado a las paredes internas de la carcasa, cerca del centro del rotor hay una cámara estacionaria con cuatro compartimentos, dos de los cuales están conectados a la succión y dos a la

descarga. Cuando el rotor gira, el gas entra por los dos puertos de los compartimientos de succión y es atrapado entre las aspas curvas del rotor y la capa de agua, Fig. 2-160, las aspas desplazan al gas hacia los puertos de los compartimientos de descarga, y debido a la forma del líquido, el gas es comprimido.

FIG. 2-160. FLUJO

DE GAS EN EL INTERIOR DE UN COMPRESOR DE PISTÓN LÍQUIDO.

El compresor de pistón líquido comprime dos corrientes de gas al mismo tiempo por separado, y debido al líquido interno no se necesita lubricación interior, pero como siempre arrastra algo de líquido es necesario poner un separador a la descarga.

2.5 PROCEDIMIENTOS GENERALES DE OPERACIÓN DE LOS COMPRESORES RECIPROCANTES. Esta sección del manual proporciona las instrucciones generales de operación y mantenimiento de un compresor. Para la operación de los compresores específicos, se debe consultar el manual de instrucciones de cada compresor. Se debe leer y entender esta sección del manual antes de la operación y mantenimiento del equipo. Los compresores son diseñados para una operación segura y confiable cuando se usen y mantengan apropiadamente de acuerdo con las instrucciones del fabricante.

Un compresor es un equipo a presión con piezas móviles que pueden ser peligrosas. Los operadores y el personal de mantenimiento deben darse cuenta de esto y seguir las medidas de seguridad.

2.5.1 Operación normal. El operador continuamente debe revisar e inspeccionar sus compresores para asegurarse de que están trabajando normalmente. Tomar periódicamente las lecturas de sus instrumentos que le registran o indican las condiciones de operación del compresor y equipos auxiliares. Si todas las condiciones se mantienen constantes, se puede decir que el compresor está trabajando normalmente. Pero si alguna varía, es síntoma de que algo anda mal y debe ser corregido de inmediato. Así por ejemplo, la temperatura del aceite de lubricación debe mantenerse entre 50 y 65 °C, si se sale de este rango, quiere decir que el enfriador de aceite no está trabajando apropiadamente. Una caída de presión en el sistema de lubricación puede ser ocasionada por que el filtro esté tapado, y se debe verificar con la diferencia de presión a través de él, para reemplazar el elemento filtrante o limpiarlo. Si una chumacera está gastada o quemada, puede producir también una caída de presión. Las válvulas check en las líneas de los lubricadores pueden taparse, y se detecta este problema en las mirillas del lubricador. La temperatura del agua de enfriamiento de un cilindro puede variar, esto representa una operación defectuosa del sistema de enfriamiento. Los cambios por pequeños que sean, en la relación de compresión de un cilindro provocan el aumento de temperaturas en el gas de descarga y dentro del cilindro y puede causar que la vida de las válvulas de descarga disminuye drásticamente. El aumento en la relación de compresión puede ser causado por la mala operación de las válvulas de un cilindro. Los sonidos extraños en el compresor o el elemento motriz, indican el rompimiento de alguna pieza o cualquier otra falla mecánica. La operación segura de un compresor depende de los conocimientos que se tenga

del equipo y del comportamiento del gas que se comprime. Para evitar la formación de mezclas explosivas con el aire, no se debe permitir que los hidrocarburos se fuguen a la atmósfera, ni que entre aire dentro del compresor. Si llega líquido a un compresor puede romperse debido a que los líquidos no son compresibles. Además de que las partículas pequeñas de líquidos producen erosión en las válvulas y cilindro. Un operador que realiza inspecciones periódicas y observa su equipo cuidadosamente, actuando rápidamente y realizando prontas correcciones mantendrá su compresor trabajando con eficiencia, economía y seguridad. Un operador necesita conocer los procedimientos de arranque y paro de cada compresor que opere, y estas, no son iguales para todos los compresores aunque sean del mismo tipo. En los manuales de operación y mantenimiento vienen instrucciones para cada compresor y su elemento motriz. El operador debe estudiarlas y memorizarlas antes de arrancar un compresor. Un operador que está familiarizado con el manual de operación y equipo de sus compresores generalmente puede detectar el mal funcionamiento de ellos y corregirlo antes de que sea un problema serio.

2.5.2 Procedimientos de arranque y paro. El procedimiento será ejecutado por el operador de los compresores (compresorista). En la descripción del procedimiento se usan textos de Advertencia, Precaución y Nota, para indicar las situaciones que requieran atención especial por el operador. ADVERTENCIA: Se usa la ADVERTENCIA (con texto en mayúscula, negritas y doble borde) para indicar la presencia de un peligro que puede causar lesiones personales severas, la muerte o daños substanciales al equipo si se ignora la advertencia. PRECAUCIÓN:

Se usa la Precaución (con texto en minúsculas, negritas y borde sencillo) para indicar la presencia de un peligro que causará o puede causar lesiones personales menores o daños al equipo si se ignora la precaución. NOTA: Se usan las Notas (con texto normal en cursivas, sin bordes) cuando se hace referencia a otro procedimiento de operación, condición, etc. que es esencial observar o aclarar. 2.5.2.1Precauciones generales. ADVERTENCIA RESULTARÁN LESIONES PERSONALES SI NO SE SIGUEN LOS PROCEDIMIENTOS INDICADOS EN EL MANUAL DE INSTRUCCIONES DEL FABRICANTE. 

NUNCA opere un compresor por encima de las condiciones de régimen para las que fue diseñado. 



NUNCA arranque el compresor sin alinearlo.

SIEMPRE corte el suministro de energía eléctrica al motor antes de realizar trabajos de mantenimiento al compresor. 

NUNCA opere el compresor sin los dispositivos de seguridad instalados.



NUNCA opere el compresor con la válvula de descarga cerrada.

2.5.2.2Procedimiento de arranque. Actividad

Revise el compresor y equipos auxiliares.

Desarrollo

Verif.

PRECAUCIÓN: La falta de piezas en el compresor o alguna partes de su sistema de control y protecciones puede provocar fallas en el equipo y daños materiales y/o personales. 29.

Revise y siga las recomendaciones de seguridad establecidas para la operación del compresor.

30.

Verifique se halla instalado completamente el compresor, sus sistemas auxiliares y de seguridad.

____

____

Actividad

Desarrollo 31.

Asegure la disponibilidad del gas a comprimir. Purgue el gas del compresor.

32.

Verifique se encuentren completos y operables los instrumentos, válvulas, accesorios y equipos auxiliares del compresor.

____

Asegúrese de que se tiene la disponibilidad del gas a comprimir con las condiciones de operación requeridas.

____

PRECAUCIÓN: El gas atrapado en el compresor puede provocar sobrecargas al momento del arranque dañando sus partes mecánicas. 33.

Arranque el sistema de lubricación.

Purgue el gas atrapado en el compresor para asegurarse que se mantenga descargado como sigue: 5.1. Verifique se encuentren bloqueadas las válvulas de succión y descarga.

____

5.2. Abra las purgas y venteos al desfogue.

____

PRECAUCIÓN: Las fallas de operación en el sistema de lubricación ocasionan daños a las partes mecánicas del compresor. 34.

Verifique el nivel de aceite en el cárter del compresor, y en caso necesario adiciónelo hasta el nivel normal de operación. 35.

37. 38. 39. 40.

____

Alinee agua de enfriamiento al enfriador de aceite.

____

Alinee el sistema de lubricación para ponerlo en operación.

____

Energice el motor de la bomba auxiliar de lubricación en el CCM.

____

Arranque la bomba auxiliar de aceite lubricante, mínimo 15 min antes de arrancar el compresor.

____

Verifique las condiciones de operación del sistema de lubricación.

____

Cuando alcance las condiciones normales de operación y no se detecten anomalías, continúe con el procedimiento.

____

36.

Ponga en operación el sistema de enfriamiento.

Verif.

ADVERTENCIA: LAS FALLAS EN LA OPERACIÓN DEL SISTEMA DE ENFRIAMIENTO OCASIONAN CALENTAMIENTO EXCESIVO EN LAS PARTES DEL COMPRESOR, ASÍ COMO EN EL GAS QUE MANEJA, CON RIESGO DE EXPLOSIÓN CUANDO SE MANEJAN HIDROCARBUROS. 41. Alinee al agua de enfriamiento a las chaquetas de los cilindros del compresor, a los interenfriadores y enfriadores del sistema de compresión. En caso de sistemas de enfriamiento con soloaires, póngalos en operación.

____

Actividad Gire el cigüeñal.

Desarrollo 42.

Gire el cigüeñal a través del volante de inercia utilizando una palanca para verificar que gire libremente.

Alinee el gas al compresor.

43. 44. 45.

Verif. ____

Coloque el control de capacidad en 0%.

____

Abra la válvula de descarga del compresor.

____

Abra la válvula de succión del compresor.

____

Nota: En caso de compresores multietápicos, se debe abrir la válvula de descarga del cilindro de mayor presión y al final la succión de la primera etapa. Arranque el motor del compresor.

46. 47. 48.

Después de haber mantenido la lubricación del compresor por un tiempo mínimo de 15 min, energice el motor del compresor en el CCM.

____

Arranque el motor del compresor presionando el botón del arrancador.

____

En casos de que el elemento motriz sea un motor de combustión interna o una turbina, deben ser calentados antes de cargar el compresor y arrancados de acuerdo a su procedimiento específico.

49. 50. De carga al compresor.

Espere a que el compresor alcance su velocidad de operación y verifique las condiciones normales de operación. Si hay alguna anomalía en la operación del compresor, pare el motor y corrija la falla. 51.

52. 53. 54.

____

____ ____

Cierre las purgas y venteos del compresor.

____

Ajuste el control de capacidad al 25% y verifique que aumenta la presión en la descarga del compresor.

____

Si se mantienen las condiciones normales de operación, del proceso y del compresor, incremente la capacidad, ajustando el control en 50%.

____

Si se mantienen las condiciones normales de operación, incremente la capacidad, ajustando el control en 75% y posteriormente en 100%, según lo requiera el proceso.

____

Nota: En caso de que el compresor no cuente con control de capacidad, esta se controla abriendo lentamente la válvula de succión y si se tiene un bypass cerrándolo lentamente. Verifique la operación del compresor.

55.

56.

Una vez que el compresor está totalmente cargado, revise los sellos para detectar posibles fugas. Verifique las temperaturas de la descarga del compresor, salida de agua de enfriamiento, aceite y caja de empaques, estas deben de conservarse dentro del rango establecido.

____

____

Actividad

Desarrollo 57.

Registre las lecturas de las variables de operación en la bitácora correspondiente del compresor.

Verif. ____


2.5.2.3Procedimiento de paro. Actividad Suspenda la carga al compresor.

Desarrollo 14.

Suspenda gradualmente la carga al compresor bajando el ajuste de carga del 100% al 75%, posteriormente al 50%, luego al 25% y finalmente al 0% de capacidad.

Verif. ____

Nota: En caso de que el compresor no cuente con control de capacidad, cierre lentamente la válvula de succión y abra la válvula del desfogue. Si el compresor tiene bypass, ábralo lentamente. En compresores multietápicos con válvulas de bloqueo intermedias descárguese primeramente la primera etapa (la de menor presión), y continúes e descargando la 2a, 3a, etc. hasta descargarlo totalmente. Pare el motor.

15.

Pare el motor del compresor, presionando el botón de paro.

____

Nota: En compresores movidos por turbina o motor de combustión interna, pare el elemento motriz de a cuerdo a su procedimiento específico de paro. 16.

Si el compresor cuenta con sistema de lubricación forzada, mantenga la lubricación por lo menos durante 15 min, para enfriar las chumaceras 17.

Depresione el compresor.

18. 19. 20.

21. 22. Entregue a mantenimiento

23.

____

Desenergice el motor del compresor en el CCM.

____

Cierre la válvula de descarga del compresor.

____

Cierre la válvula de succión del compresor.

____

Abra las válvulas de las líneas de desfogue y purgas del compresor, para eliminar el gas que quede atrapado en los cilindros y cámaras de succión y descarga.

____

Pare el sistema de lubricación, después de que pasen los 15 min del paro del motor.

____

Si el paro del compresor es por tiempo prolongado, pare el sistema de enfriamiento.

____

Si el compresor o alguno de sus equipos va a recibir mantenimiento, ejecute los procedimientos necesarios para entregar el equipo a mantenimiento.


____

2.6 ASPECTOS DE SALUD OCUPACIONAL, SEGURIDAD Y PROTECCIÓN AMBIENTAL. 2.6.1 Precauciones para compresores de aire El aire comprimido es muy útil en el área de trabajo pero puede ser muy peligroso si no se maneja con la debida precaución. Riesgos al manejar aire a presión. 1. A menos de 40 psig y a una distancia de 4 pulgadas del oído puede causar daños al cerebro. 2. Tan poco como 12 psig puede sacar un ojo de la cuenca. 3. Aire puede entrar al ombligo por la ropa y puede inflar y romper el intestino. 4. Dirigido hacia la boca, el aire comprimido puede reventar a los pulmones. Las siguientes recomendaciones pueden reducen el riesgo al manejar aire comprimido. 1. Examine siempre las mangueras, conexiones y equipos antes de levantar la presión en un sistema de compresión 2. Nunca apunte la boquilla de la manguera de aire al cuerpo de una persona o a si mismo. 3. Nunca mire adentro de una manguera de aire comprimido. 4. Nunca use el aire comprimido para sacudirse a si mismo o a su ropa. 5. Con las mangueras no se juega. 6. Nunca doble la manguera para cortar la presión del aire, mejor cierre la válvula. 7. Cuando está usando el aire para la limpieza, asegúrese que la presión no mida más que 30 psig. 8. Siempre use protección del ojo en el uso del aire comprimido.

3 CALCULO, ESPECIFICACIÓN, SELECCIÓN Y EVALUACION DE COMPRESORES EN PLANTAS DE PROCESOS Y REFINACION.

3.1 CLASIFICACIÓN DE COMPRESORES. La compresión adiabática sigue las leyes adiabáticas de compresión sin importar la naturaleza del compresor, aunque la eficiencia puede variar substancialmente de uno a otro tipo de compresor. Sin embargo, cada tipo de compresor tiene su propia característica lo cual determina entre otras cosas, el cómo deben de ser controlados. Clasificación y descripción funcional de los Compresores: Los diferentes tipos de compresores se clasifican de la manera siguiente: a) Compresores Reciprocantes. b) Compresores Rotatorios. c) Compresores Centrigugos. d) Compresores Reciprocantes: El compresor reciprocante es una unidad donde la presión sobre el fluido se desarrolla dentro de un cilindro, por la acción de un pistón en movimiento, sin embargo, no todo el volumen interno es desplazado, ó sea, un cierto “espacio” permanece sin desplazar. Son los equipos más eficientes para muchas aplicaciones. éstos compresores cubren un rango de lo más pequeño hasta 3,000 SCFM; generalmente se utilizan para altas presiones y bajos flujos volumétricos; los tamaños pequeños de cerca de 100 HP

tienen cilindros de acción simple, son enfriados por aire y permiten que el aceite se mezcle con el aire ó gas comprimido.; en algunos otros (pequeños), tienen cilindros enfriados por agua, el pistón de doble acción puede ser ó nó lubricado, aplicándose para aire de instrumentos ó para pequeños usos de gas de proceso. Los compresores grandes requieren dos ó más cilindros, acomodados horizontalmente y en serie, formando dos ó más etapas de compresión. El número de etapas de compresión es principalmente una función del aumento de temperatura y a través de cada etapa, la relación total de compresión es determinante para una primer aproximación del número de etapas. Si la relación es alta para una etapa ( 3 a 3.5 ) entonces se deberán utilizar dos ó más etapas. Las presiones Interetapas y relaciones de presión real, serán modificadas cuando se usen Interenfriadores, tubería interetapa, separadores y amortiguadores de pulsación. De acuerdo a Evans, F.L., la eficiencia volumétrica será de 2 a 5 % abajo del teórico, para compresores lubricados por aceite y de, 4 a 10 % para diseños no lubricados, debido a pérdidas en la entrada y por fugas. La eficiencia volumétrica sencillamente describe la capacidad del compresor actual comparado con su desplazamiento nominal. Muchos compresores reciprocantes tienen ‘espacios embolsados’ que pueden ser abiertos automáticamente para cambiar la eficiencia volumétrica y por lo consiguiente alterar la proporción del gas descargado, aunque también las pérdidas en las válvulas a la entrada y a la salida, en la práctica tiene sus efectos. a) Compresores rotatorios.Los compresores rotatorios son elementos de desplazamiento positivo sin válvulas, donde el gas es movido desde la entrada a la salida por deslizamiento de aspas, engranes ó lóbulos. Otro diseño usa un sello líquido para minimizar desgaste cuando maneje gases sucios. Los compresores rotatorios se asemejan a los reciprocantes al requerir regulación de la velocidad ó una válvula de reciclo para control de presión ó de flujo –ellos no pueden ser de cabeceo estancado. Son usados básicamente para presiones cercanas ó debajo de la atmosférica –el servicio de vacío es común. El compresor de lóbulos tiene una eficiencia politrópica de 55 % arriba de 60 mm Hg; su eficiencia adiabática alcanza 42 % a 120 mm, cayendo un poco a mayores presiones (vacío).

b) Compresores Centrífugos. Los Compresores Centrífugos son elementos dinámicos, el impulsor o rodete gira dentro de una caracaza creando una cabeza de presión por impartición de un momentum de un impulsor al gas. Sus dos estilos principales son el Centrífugo y el Axial. El compresor centrífugo opera similar al principio de operación de la bomba centrífuga, dándole al fluído un empuje radial hacia la pared de la carcaza. Un compresor axial maneja el gas paralelo a la flecha a través de una serie de aspas de turbina como una máquina de propulsión. Los dos estilos de compresor tienen substancialmente diferentes características de flujo. El compresor centrífugo es el mejor aplicado en donde se requiere una cabeza constante, mientras una unidad axial es más confiable en donde se necesita un flujo constante bajo condiciones de presión variables. El rango de flujo del compresor centrífugo excede al axial pero ambos están limitados por la ‘región surge’, la cual es un área de operación inestable creada cuando el flujo es reducido. Cuando el flujo es reducido, cae la presión de descarga y se reduce el flujo y cuando cae la presión rebasando un determinado punto de su curva de operación, ocurre momentáneamente un flujo inverso, creado por una demanda de mayor flujo causando pulsaciones que continuarán hasta que la acción de control se aplique y fuerze al compresor a salir de la región ‘Surge’ ó se cause daños; esto puede ser evitado ó controlado por retorno de gas enfriado a la succión a través de una válvula de control puente. Un operador de velocidad variable alarga el rango de operación de un compresor considerablemente y debe usarse cuando se prevée un rango amplio de las condiciones de operación. La relación máxima de presión por etapas, está limitada por la temperatura de descarga, el límite para los centrífugos es de 400 a 450°F, la ventaja es que requieren menos mantenimiento que los reciprocantes. Generalmente hablando, el flujo varía linealmente con la velocidad para una cabeza fija, sin embargo en el régimen de turbulencia, la cabeza varía con el cuadrado del flujo y además con el cuadrado de la velocidad.

H  Q 2  rpm 2 Esta relación limita el rango de velocidad de un compresor hasta más de un 20 a 30 %. Si la eficiencia adiabática de un compresor fuera constante, la Potencia variaría simplemente con el producto del flujo y la cabeza pero, la potencia actual, usada como una función de carga del proceso, depende de la naturaleza del mismo proceso y sus requerimientos de control, por ejemplo, presión constante, flujo constante ó alguna combinación de los dos. Capacidades de operación: RESUMEN DE RANGOS DE CAPACIDADES TIPICAS: TABLA 3-1. TABULACIÓN GENERAL DE LOS COMPRESORES. TIPO

PRESION DE DESCARGA

REL. MAX. DE

REL. MAX. DE

MAX.COMERCIALMENTE

COMPRESION

COMPRESION

USADA, psia

POR PASO

POR CAJA ö MAQUINA.

RECIPROCANTES

35,000 - 50,000

10

Como se requiera

CENTRÍFUGOS

3,000 - 5,000

3 - 4.5

8 - 10

DESPLAZAMIENTO

100 – 130

4

4

80 – 130

1.2 - 1.5

5 - 6.5

ROTATORIO FLUJO AXIAL

Comportamientos de Operación de los Tipos de Compresores mas comunes:

Rangos de operación:

CABEZA C. Axial

C.Centrífugos C.Reciprocantes

ICFM

Termodinámica de la compresión.1) Compresión adiabática de un gas ideal: Si la compresión fuese realizada isotérmicamente, el producto presión-volúmen de un gas ideal debiera ser el mismo, tanto a las condiciones de entrada como de salida

p1V1  p 2V2 

FRT w

-------------------------- ( 1 )

donde, p = presión absoluta V = Proporción de flujo volumétrico. F = Proporción de flujo másico. R = Constante universal de los gases.

T = Temperatura absoluta ‘w = Peso molecular del gas. Sin embargo, las condiciones isotérmicas no pueden ser mantenidas en la mayoría de los compresores debido a la falta de suficiente superficie de transferencia de calor; pero con condiciones adiabáticas es más posible aproximarse, entonces el exponente de la relación presión-volúmen se incrementa desde la unidad ( en el caso isotérmico ) a la relación de calores específicos del gas, si la compresión se realiza reversiblemente ( isentrópicamente ) :

p 2  V1    p1  V2 



----------------------------------- ( 2 )

donde  es la razón de calor específico a presión constante a ese de volumen constante, Cp/Cv. La temperatura absoluta del gas descargado es elevado arriba del de la entrada en relación a la razón de compresión,

T2  p 2    T1  p1 



--------------------------------- ( 3 )

1  donde,  = 1 en la compresión adiabática, esencialmente toda la potencia introducida es convertido a un incremento de entalpía del fluido, prescindiendo de la irreversibilidad de la operación. Para el sistema fluyendo, W representa la potencia aplicada y F el flujo másico del fluido, entonces, T2

F  CdT -W = F H =

T1

------------------------- ( 4 )

donde, C es el calor específico del fluido y T su temperatura. La potencia utilizada es tambien igualable con el producto del flujo másico y la ‘cabeza adiabática’ ha, un parámetro comúnmente usado por los fabricantes de compresores :

-W = Fha / a ------------------------ ( 5 ) aquí la eficiencia adiabática a indica que no toda la potencia es convertida en cabeza. Con el flujo expresado en libras/ minuto, y la cabeza en pies, la potencia está presentada en pies-libras/minuto. La cabeza adiabática puede también ser calculada de la elevación de la temperatura, usando el factor de conversión de 778.3 ft-Lb / Btu, T2

ha  778.3 a  CdT T1

---------------------------- ( 6 )

la entalpía de un gas ideal es independiente de la presión tal que el calor específico usado en la ecuación (4) y (6) es a presión constante, C p, con la temperatura en ascenso generalmente encontrado en la compresión, C p puede considerarse constante, en cuyo caso la ecuación (6) se reduce a

ha  778.3 a C p (T2  T1 ) ---------------------------- ( 7 ) usando la relación, R = Cp - Cv = 1987 Btu / Lb-mol

--------- ( 8 )

y substituyendo presiones por temperaturas de la ecuación (3) permite que la cabeza adiabática sea evaluada en términos de razón de compresión p 2/p1 a 100 % de eficiencia, lo que dividiendo por el peso molecular del gas se convierte de unidades libra-mol a libras, convirtiendo la cabeza adiabática en pies,

 1546T1   ha    w  

 p   2   p1









  1 

----------------------- ( 9 )

en la tabla siguiente se lista el peso molecular y las funciones  (gamma) y  (fi) para los gases comunes. La serie parafina y sus mezclas siguen una razonable relación consistente entre esas funciones y el peso molecular,

TABLA 3-2. PESOS

MOLECULARES Y FUNCIONES DE CALOR ESPECÍFICO DE GASES COMUNES

GAS

PESO MOLECULAR

FUNCIONES DE CALOR ESPECIFICO

W

 = Cp / C v

 = 1- 1/

AIRE

29

1.40

0.286

AMONIA

17

1.31

0.237

n-BUTANO

58

1.09

0.083

DIÓXIDO DE

44

1.30

0.231

28

1.40

0.286

CLORO

71

1.36

0.265

ETANO

30

1.19

0.160

ETILENO

28

1.24

0.194

HIDRÓGENO

2

1.41

0.291

METANO

16

1.31

0.237

NITROGENO

28

1.40

0.286

OXIGENO

32

1.40

0.286

PROPANO

44

1.13

0.115

PROPILENO

42

1.15

0.130

DIÓXIDO DE AZUFRE

64

1.24

0.194

AGUA

18

1.33

0.248

CARBONO MONÓXIDO DE CARBONO

2) Eficiencias adiabáticas y politrópicas: La eficiencia adiabática puede ser calculada por comparar la cabeza producida a la correspondiente temperatura elevada, igualando las ecuaciones (7) y (9) :

a 

 p2   p1  T2   T1



 

1   

  1 -------------------- ( 10 )

lo cual indica que para cualquier valor de a, menor de 100 %, las ecuaciones (2) y (3) ya no son válidas, de hecho, sólo son válidas para compresión isentrópicas y deben ser corregidas para condiciones reales de compresión ‘politrópicas’. La relación Temperatura-Presión puede ser corregida simplemente por aplicación del factor de eficiencia politrópica p para el compresor,  / p

T2  p 2    T1  p1 

------------------------------ ( 11 )

la ventaja de usar eficiencia politrópica es que es constante para un compresor dado,sin hacer caso del gas ó de la razón de compresión. La Compañía Elliot por ejemplo, lista la eficiencia politrópica para sus compresores multipasos, estando entre 76 y 78 %. La eficiencia adiabática puede ser calculada a partir de la eficiencia politrópica nominal al substituir la ecuación (11) en (10) :

a 

 p2   p1  p2   p1





 

1 

 / p



1 

------------------------------- ( 12 ) la eficiencia adiabática siempre será menor que la politrópica para cualquier compresor. Para una máquina teniendo p = 78 %, comprimiendo aire (  = 0.286 ) adiabáticamente a una razon de 5, a calculado es 72.7 %. Altas razones de compresión y altas razones de calor específico conduce a más bajas eficiencias adiabáticas. La cabeza politrópica ocasionalmente usada por los fabricantes de compresores, puede ser calculado de la cabeza adiabática y los dos factores de eficiencia,

 p  a

h p  ha 

3) Gases reales.

 

 ----------------------- ( 13 )

Un diagrama de presión-entalpía se puede usar para comparar las condiciones de entrada y salida de aquellos fluidos cuyas propiedades termodinámicas exactas están disponibles. Se inicia al encontrar el punto de intersección de la presión y la temperatura de entrada, (p1,T1), después seguir la curva de la entropía constante hasta la presión de salida, p2, con lo cual se localiza la entalpía H2s con la que el gas debería ser descargado bajo condiciones isentrópicas, con esto, la cabeza adiabática puede ser calculada con la ecuación, Ha = 778.3 ( H2s – H1 )

------------------- ( 14 )

Dada la eficiencia politrópica del compresor, la razón de compresión, y la razón de calor específico para el gas, a puede ser calculada usando la ecuación (12). La entalpía H2 a la descarga es también calculada del incremento de la entalpía isentrópica dividida por la eficiencia adiabática,

H2 = H1 + ( H2s – H1 ) / a

-------------------------------

( 15 )

Localizando H2 y p2 en el diagrama, define el estado del gas descargado. Si no se cuenta con el diagrama de presión-entalpía, entonces el promedio aritmético del factor de supercompresibilidad de entrada y salida deben ser multiplicados por la ecuación (9) para determinar la cabeza adiabática. Puesto que la supercompresibilidad en las condiciones de salida puede variar con la temperatura de salida, una segunda aproximación puede ser necesario después determinar la temperatura de salida de a por medio de la ecuación (7). Para mezcla de gases, soluciones ideales se pueden asumir, donde los calores específicos y sus relaciones están basadas en los valores promedios molares. Algunos fabricantes como Elliot generan propiedades termodinámicas de mezclas gaseosas por modelos en computadoras.

CALCULOS DE EQUIPOS. Los Compresores Reciprocantes son ampliamente usados en la Industria del Gas Natural. Varían en tamaño, desde pequeñas unidades arrendadas hasta grandes unidades integrales en el campo de los oleoductos. El Ingeniero de procesos ó el Ingeniero de operación es frecuentemente requerido para:

1. Determinar la potencia aproximada para manejar un cierto volumen de gas a ciertas condiciones de entrada a una presión de descarga determinada y 2. Estimar la capacidad de cierto compresor existente bajo condiciones de succión y descarga especificadas. Estimación de parámetros, gráficamente.

I) Relación de capacidad Calorífica. Existen dos maneras en las cuales los cálculos termodinámicos para compresión pueden ser realizados: a) Asumiendo una compresión adiabática reversible ( Isentrópica ) ó b) Asumiendo una compresión politrópica reversible. En el primer caso, un valor ‘k’ es usado, el cual es la relación de las capacidades de calor molares del gas. En el segundo caso un Coeficiente politrópico ‘n’ es usado. La práctica general de usar ‘k’ y ‘n’ los hacen intercambiables y esto no es correcto porque no hay relación específica entre el exponente politrópico ‘n’ y el coeficiente adiabático ‘k’; ya que ‘n’ puede ser más grande ó más pequeño que ‘k’.

Para todos los gases ideales, para calcular ‘k’ se usa, M*Cp – M*Cv = 1.99

--------------------- ( A )

Si k = Cp / Cv, entonces, Cv = Cp / k Si substituímos Cv, en la ecuación ( A ), obtenemos,

k

M * Cp M * Cp  1.9 ---------------------------- ( B )

donde, M = Peso molecular del gas. Cp = capacidad calorífica del gas a presión constante, Btu / lb°F.

Cv = Capacidad calorífica del gas a volumen constante, Btu / lb°F. con el fin de calcular ‘k’ para un gas, solo necesitamos conocer la capacidad calorífica molar ( M*Cp ), y usar la FIG: 4-1 (la cual relaciona M y Cp de varios gases.) la capacidad calorífica varía grandemente con la temperatura, también la temperatura del gas se incrementa al pasar de la succión a la descarga del compresor, la ‘k’ es normalmente determinada a la temperatura promedio de la succión y la descarga. Para una mezcla de gases, tal como el gas natural, se debe determinar la capacidad calorífica molar media en función de todos los componentes, por ejemplo Ver la FIG:4-2 ( y/ó FIG.4-1) para la determinación de ‘k’, con la ecuación (A). II) Estimación de la Potencia del Compresor.Para obtener una rápida y razonable estimación de la potencia del compresor, se usa la siguiente ecuación: BHP = 22 (No. Pasos) (razón de pasos) 1/2(flujo MMcfd) F ----- ( C ) En donde, Flujo MMcfd = flujo de gas referido a la Temp.. y presión abs. De 14.4 psia de entrada. F = es la caída de presión permisible entre los pasos. F = 1.0 para compresión de un solo paso. F = 1.08 para compresión de 2 pasos. F = 1.10 para compresión de 3 pasos. La ecuación ( C ) provee una estimación aproximada de la potencia requerida para gases con una gravedad específica de 0.65 y una relación de compresión arriba de 2.5. Para gases con un rango de gravedad específica de 0.8 @ 1.0 el factor de multiplicación será 20. Para relaciones de compresión entre 1.5 @ 2.0 el factor será de 16 @ 18.

Cuando se usen bajas relaciones y/ó gases de alta gravedad específica, la potencia estimada con la ecuación ( C ) tenderá a estar en el lado alto. Existen curvas típicas disponibles que permiten estimar fácilmente los requerimientos de Potencia-Compresión. Ejemplo 1) Comprimir 2 MMcfd de gas a la temperatura de entrada y 14.4 psia, a traves de una relación de compresión de 9 en un compresor de 2 pasos. Calcule la potencia? Solución.Datos.Relación de pasos = 9 No. De pasos de compresión =2 Flujo = 2 MMcfd En base a esto, el factor, F = 1.08 Usando la ecuación, BHP = 22 (No. Pasos) (razón de pasos) 1/2(flujo MMcfd) F Substituyendo datos, tenemos,

22 * 9 BHP =

*2*2*1.08 = 285

Gráficamente, si usamos la FIG.4-4 y estimamos un valor de k = 1.15, usando la curva de 2 pasos, y la relación de compresión 9, encontramos una potencia de 137 BHP/MMcfd ó (137*2=) 274 BHP, y para un valor de k = 1.40 la potencia resultante es de 148 BHP/MMcfd ó (148*2=) 296 BHP totales. Como se puede observar los dos procedimientos son razonablemente aceptables y particularmente reducen los procedimientos de cálculo. Cálculo detallado.Hay muchas variables que entran en los cálculos más exactos para la valoración de un compresor reciprocante, tales son:

A. Capacidad.La capacidad del compresor puede ser expresada de varias maneras, la única medida independiente de capacidad es el volumen de entrada del gas, expresada en pies cúbicos por unidad de tiempo, a las condiciones de temperatura y presión de succión. Este volumen puede ser calculado por el desplazamiento del pistón ( ft3/ mín.) multiplicado por la eficiencia volumétrica. El desplazamiento del pistón, PD, es igual al área neta del pistón multiplicado por la longitud del pistón en un período de tiempo. Para un pistón de acción única comprimiendo en el extremo externo solamente,

 carrera  r. p.m.D 2 PD =

4 * 1728

 4.545 x10  4 (carrera ) r. p.m. D 2

Para un pistón de acción única comprimiendo en el extremo de la armazón solamente,

 carrera  r. p.m. ( D 2  d 2 )  4.545 x10 4 (carrera ) r. p.m. ( D 2  d 2 ) PD =

4 *1728

Para un piston de doble acción (diferente al tipo de vástago guía),

 carrera  r. p.m.  2( D 2  d 2 )  4.545x10 4 (carrera ) r. p.m.  2( D 2  d 2 ) PD =

4 * 1728

En donde, PD = desplazamiento del pistón, ft3/ mín. Carrera = longitud que recorre el pistón, pulg. D = diámetro del cilindro, pulg. ‘d = diámetro de la varilla del pistón, pulg. r.p.m. = revoluciones por minuto del cigueñal.

En un compresor reciprocante, el pistón no viaja completamente al extremo del cilindro ó al extremo de la carrera de la descarga, algo de ‘espacio’ es necesario desde el punto de vista mecánico. El efecto del volumen de gas contenido en éste espacio sobre la capacidad del compresor es representado por la ecuación, de Eficiencia volumétrica, VE,

 Z s 1/ k  r  1  Zd 

96  r  C  VE =





En donde, VE = eficiencia volumétrica expresada en por ciento.

presiónded esc arg a, psia presióndes ucción , psia ‘r = la relación de compresión = Zs = Factor de compresibilidad a la temperat. Y presión de succión. Zd = Factor de compresibilidad a la temperat. Y presión de descarga. C = Espacio del cilindro como porcentaje del volumen del cilindro. ‘k = relación de capacidad calorífica del gas a la Temp.. prom. Del cilindro. 96 = 100 %, menos un factor de ajuste encontrado por experimentación. Cuando se usa un compresor no lubricado, la eficiencia volumétrica debe de ser corregida quitando un 5 % adicional por fricción del gas; esto es una corrección por capacidad solamente y no debe ser considerada cuando se calcule la potencia del compresor; la energía de compresión es usada por todo el gas, aún cuando una parte del gas se introduzca a los anillos y no se descargue por el cilindro. Si el compresor da el servicio para Propano, un 4 % adicional deberá ser substraído de la eficiencia volumétrica. La FIG.4-5, es una carta que provee la función (r 1/k). Las relaciones de compresión pueden ser obtenidas por interpolación, el valor ‘k’ más cercano puede ser utilizado con seguridad sin una segunda interpolación.

Las eficiencias volumétricas para compresores de ‘alta velocidad’ tienden a ser ligeramente más bajas de las estimadas en la ecuación de VE; esto puede ser calculado con la ecuación de VE modificada, como sigue,

 Z s 1/ k  r 1   Zd 

VE  96  2r  C 





los factores de compresibilidad para mezclas de gases pueden ser determinadas de las cartas de propiedades físicas. Para componentes como el Propano, los factores de compresibilidad pueden ser determinados del Diagrama de Mollier. B. Capacidad equivalente.La capacidad neta de un compresor en ft3/ mín., puede ser determinada como el producto del desplazamiento del pistón y la eficiencia volumétrica. Similarmente la capacidad del compresor generalmente considerada en MMcfd debe ser convertida, Para convertir a MMcfd referido a la temperatura de entrada y 14.4 psia, usar la ecuación siguiente,

MMcfd 

CFM Ps x10  4 Zs -------------------- ( P )

donde, Ps = presión de succión en psia Zs = Factor de compresibilidad a la Temp. y presión de succión. Por ejemplo, un compresor con 200 cfm de capacidad, una compresibilidad de 0.9 a la presión de succión de 75 psia, debería tener una capacidad de 1.67 MMcfd. Si la compresibilidad no es usada como un divisor al calcular la CFM, entonces la frase “No corregido por compresibilidad” deberá siempre añadirse. El valor de ‘14.4 psia’ es usado en la ecuación ( P ), porque esta es la presión base común para la mayoría de las Cartas de Potencia a la Compresión. En muchos casos de Contrato de Ventas ó de Regulaciones, se especificarán algunos otros estándares de medida para el volumen de gas. Para convertir volúmenes de 14.4 psia y temperatura de entrada a otra Temp. y presión, usar la ecuación siguiente,

MMcfd 

 14.4   TL  CFM    Ps x10  4 x Zs  PL   Ts 

en donde, PL = Presión base usada en el contrato ó regulación, psia. TL = Temperatura base usada en el contrato ó regulación, °R. Ts = Temperatura de entrada, °R. C. Temperatura de descarga.La temperatura del gas descargado por el cilindro puede ser calculado de la ecuación siguiente,



Td  Ts r   k 1 / k 



en donde , Td y Ts están en °R. D. Barras de carga.Cada fabricante de compresores tiene disponibles un número de estructuras estándar y cada uno tiene definidos sus limitaciones como la velocidad máxima y la capacidad de carga de transporte; la capacidad de carga de transporte de una armadura incluye 2 consideraciones primarias: La potencia y la Barra de carga. El rango de potencia de una estructura de un compresor es la medida que el fabricante hace de la habilidad de soporte de una estructura y el cigüeñal de resistir el torque ó el esfuerzo de giro y la habilidad de los rodamientos de disipar el calor friccional. Las varillas de carga son establecidas para limitar las cargas estáticas e inerciales en el cigüeñal, varillas de conexión, estructura, pistón, pernos y orientación de los rodamientos. Las varillas de carga pueden ser calculados por las ecuaciones, Carga en compresión = PdAp- Ps(Ap – Ar ) = (Pd- Ps)Ap +PsAr

Dirección del movimiento

P

P

Ar Ap

Carga en extensión = Pd(Ap- Ar ) – PsAp = (Pd- Ps) Ap- PdAr Dirección del movimiento

P

P

Ar A p

En donde, Pd = presión de descarga, psig Ps = presión de succión, psig Ar = Area transversal de la varilla del pistón, pulg 2

Ap = Area transversal del pistón, pulg2

E. Potencia.Para estimar la potencia del compresor se deben usar las FIG.4-7 @ fig-4-10. estas figuras dan la potencia neta, incluyendo eficiencia mecánica y pérdidas de gases. Las FIG.4-11 y 4-12 se usan para modificaciones de potencia en casos especiales. El uso adecuado de éstas cartas son confiables y sirven para comparaciones con los datos de potencia del fabricante. Cuando se usen las cartas de potencia, cada paso de compresión debe ser calculado separadamente y los totales añadidos para obtener el BHP total requerido. El volumen manejado en cada paso debe ser corregido a la temperatura actual y al contenido de humedad a la entrada a ese paso. Cuando se usen interenfriadores, se deben considerar las caídas de presión. Las presiones interpasos pueden ser calculados para: 1. Obtener la relación de compresión total, rt

rt 2. Obtener la calculada relación por paso, al tomar S como , donde S es el número de pasos de compresión. 3. Multiplicar ‘r’ por la presión absoluta de entrada de el paso que se esté considerando. Este procedimiento da la presión de descarga absoluta de éste paso y la presión de entrada absoluta de el siguiente paso. La presión de entrada del paso superior puede ser corregida para la caída de presión del interenfriador por reducir la presión un 3 %. La Potencia para la compresión es calculada usando las FIGS.4-7 hasta FIG.4-10 y la ecuación siguiente,

BHP/MM =

bhp PL Ts MM 14.4 TL

Zave (MMscf)

-------------- ( R )

Donde, bhp/MM es leída en las FIG.4-7 hasta 4-10 14.4 = presión base, psia, para la FIG.4-7 hasta 4-10. PL = presión base usada en el contrato ó regulación, psia. Ts = Temperatura de entrada, °R. TL = Temperatura base usada en el contrato ó regulación, °R. MMscf = Millones de pies cúbicos estándar de gas (porcentaje por día) medida a PL y T L Zave = Factor de compresibilidad promedio en el cilindro del compresor =

 Zs  Z p  2    

la FIG.4-7 hasta FIG.4-11, son para cilindros estándares valvulados. La FIG:4-11, provee una corrección para la presión de entrada. El factor de corrección como se lee en la curva es usado como un multiplicador en la ecuación ( R ) para obtener la BHP corregida. La FIG:4-12, provee un factor de corrección para la gravedad específica del gas, el factor se usa como un multiplicador por el lado derecho de la ecuación ( R ) para obtener la Potencia corregida. Los datos presentados en la FIG.4-7 hasta 4-10 son para velocidad integral baja ó unidades compresoras separables de alta velocidad, para esto los valores obtenidos en dichas figuras deben incrementarse por los siguientes porcentajes: Gravedad específica del gas

% de incremento de la Potencia

0.05 - 0.80

4

0.90

5

1.0

6

1.1

8

1.5 y unidades de Refrig.. Propano.

10

Ejemplo 2) Comprimir 2 MMscfd de gas medido a 14.65 psia y 60°F, la presión de entrada es de 100 psia y la temperatura de entrada es 100°F. La presión de descarga es de 900 psia. El gas tiene una gravedad específica de 0.80. ¿Cuál es la potencia requerida ? SOLUCION.Datos.Flujo = 2 MMscfd, Grav. Espec. = 0.80,

Pd = 900 psia,

Ts = 100°F,

Ps = 100 psia.

Pm = 14.65 psia.

A) Rel. De compresión = 900 psia / 100 psia = 9 En base a esto, el Compresor puede ser de = 2 pasos, entonces la Proporción por paso = ( 9 )1/2 = 3 B) Presión del 1er.paso de desc.= 100 psia x 3 = 300 psia Presion de succión del 2º.paso = 300 psia x 97 % = 291 psia Relacion de Compresión para 2º. Paso = 900 psia / 291 psia = 3.09 C) De la FIG.4-3 con la grav. Esp. =0.80 y el P. molc. Se podría tener un valor de ‘k = 1.21 (para la mayoría de las aplicaciones, la curva de 150° F es adecuada, lo cual deberá verificarse después de calcular la Temp. prom. Del cilindro, para ver si lo estimado fue lo correcto). Usar la FIG:4-6 y resolviendo con la ecuación de, Td, para una Relación de comp.. = 3 Temp.. de descarga = 220° F D) de igual manera, para el 2º. Paso con r = 3.09 Y asumiendo interenfriamiento a 120°F Temp.. de descarga del 2º. Paso = 246° F

E) de la sección de propiedades físicas, Usted puede estimar los factores de compresibilidad a la presión y Temp.. de descarga de cada paso. Para 1er.paso

para 2º. Paso

Zs = 0.98

Zs = 0.95

Zd = 0.97

Zd = 0.93

Zave= 0.975

Z ave = 0.94

G) De la FIG.4-8, bhp/MM = 63.5, a una razón de 3 y k = 1.21, para el 1er. Paso. De la FIG.4-8, bhp/MM = 65.2, a una razón = 3.09 y k = 1.21, para el 2º. Paso. H) substituyendo en la ecuación de BHP/MM,

BHP/MM =

bhp PL Ts MM 14.4 TL

Zave MMscf

Para el 1er. Paso BHP/MM = 63.5 X (14.65/14.4)((460+100)/(460+60))x0.975 = 67.83 BHP = 67.83 bhp/MM X 2 MMscfd = 135.66 Para el 2o. Paso, BHP/MM = 65.2 X (14.65/14.4)((460+120)/(460+60))x0.94 = 69.54 BHP = 69.54 bhp/MM X 2 MMscfd = 139.09 Potencia total BHP, para ésta aplicación , BHP = 135.66 + 139.09 = 274.75

3.2 EVALUACIÓN DE LOS COMPRESORES CENTRÍFUGOS.Probablemente los fundamentos más importantes para los equipos de compresión centrífugos es el entendimiento de las características de operación básicas. Aunque hay algunas relaciones matemáticas que se deben de recordar, la representación gráfica lo hace más entendible. Análisis de la curva de funcionamiento.Prescindiendo de las características calculadas para los compresores centrífugos, la máquina operará sobre ó a lo largo de su propia curva de operación. Esta operación es bastante similar a la operación de una bomba centrífuga, en donde las caídas de presión , las pérdidas por fricción, con las condiciones de operación determinan el funcionamiento. Vea las siguientes figuras: La FIG. ilustra un sistema con toda su línea de fricción.

P, %, Cntrada

100

100% rpm

90% rpm

Curva del sistema

92 0

%, CFM de entrada

100

La FIG. presenta un sistema comprimido y todas sus resistencias al fluido, en donde se puede observar que una caída de velocidad de un 10 % por ejemplo, crea una caída de flujo de un 15 %.

P, %, Cntrada

100% rpm 90% rpm

100

Curva del sistema

50

0

Leyes de afinidad.-

%, CFM de entrada

100

Las leyes de afinidad expresan la relación entre la cabeza, la capacidad y el tamaño de los sopladores y compresores. En general estas relaciones pueden ser aplicadas a las Condiciones de entrada como un buen diseño preliminar pero es válido finalmente aplicar éstas leyes a partir del volumen de descarga actual a la velocidad del impulsor. A. Velocidad. A1) La Capacidad varía como la velocidad

  rpm  2   rpm  1

V2  V1 

  

donde, V = capacidad, pies cúbicos/ minuto

A2) La cabeza adiabática varía como el cuadrado de la velocidad

 rpm 2 H 2  H 1   rpm1

2

  

A3) La potencia varía como el cubo de la velocidad

 rpm 2 BHP2  BHP1   rpm1

3

  

Un punto calculado ó nuevo de comportamiento no es suficiente hasta que los tres factores se han determinado. No es suficiente determinar un punto y hacer conclusiones, deben evaluarse todos los efectos del cambio. B. Diámetro del impulsores ( Similares ). Para ruedas impulsoras de la misma velocidad específica y operadas a las mismas r.p.m.: B1) La cabeza varía con el diámetro del impulsor al cuadrado

H2 = H1(D2/ D1)2 , pies B2) La capacidad CFM varía con el diámetro del impulsor al cubo

V2 = V1( D2/ D1 )3 B3) La potencia BHP varía con el diámetro del impulsor elevado a la quinta potencia BHP2 = BHP1 ( D2/ D1 )5 C. Para diámetros de impulsores diferentes Cuando el diámetro del impulsor se reduce pero, la velocidad se mantiene constante. C1) la cabeza disminuye con diámetro al cuadrado. H2 = H1(D2/ D1)2 , pies Note que el D2 = siempre es el diámetro más pequeño. C2) Los CFM disminuyen con la razón de los impulsores

V2 = V1( D2/ D1 ) C3) Los BHP disminuyen con el diámetro del impulsor al cubo.

BHP2 = BHP1 ( D2/ D1 )3 D. Efecto de la temperatura. Para un volumen de entrada, velocidad y eficiencia constante constante y sin válvula reguladora, BHP2 = BHP1 (T1/ T2 ) *el subíndice 2 se refiere siempre al impulsor más pequeño. Análisis gráfico de los comportamientos de los compresores centrífugos.Las Figuras 5-5, 5-6, 5-7, 5-8, 5-9, y 5-10, son confiables para estimaciones de funcionamiento sin pretender reemplazar la selección de los fabricantes.

3.3 CALCULO DETALLADO.Cuando un cálculo más exacto sea requerido para la cabeza del compresor, potencia del gas y temperatura de descarga utilizar las siguientes ecuaciones.:

Este método aplica a una mezcla de gases y si no se tiene una Carta de Mollier, además para calcular las propiedades de éste gas usar las FIGS. 4-1 y 4-2.

Q1 

( w)(1545)(T1 )( Z 1 ) ( MW )( P1 )(144) ,

ICFM

en donde, w = flujo , lb/mín. T1 = Temp.. de entrada, (460+°F = °R) Z1 = Factor de compresibilidad a la cond. De entrada. MW = Peso molecular. P1 = Presión de entrada, psia. 1) Si asumimos la compresión isentrópica (adiabática reversible, entropía constante ), entonces:

H ad

ZRT   k  1 / k

Z avg 

H ad

 P   2   P1 

 k 1 / k

  

  1 

, pie-lb/ lb

Z ent.  Z sal. 2

1544 Z avg T1  MW  k  1 / k

la potencia del gas es,



 P   2   P1

 k 1 / k







  1 

, pie-lb / lb

Ghp 

w1 xH ad  ad x33,000

si se estima una pérdida por sello y chumaceras = 50 HP BHP = Ghp + 50 Con la FIG.5-1.

Cabezarequerida  No. pasos 10,000 pies  libra / libra  Velocidad = Veloc. X Temperatura.-

Tideal

 P  T1   2   P1

 k 1 / k

  

  1 

T2 = T1 + Tideal Temperatura descarga actual.-

Tactual

T  1  ad

 P   2   P1 

 k 1 / k

  

  1 

T2 = T1 + Tactual 2) Cuando se usan pasos politrópicos (reversibles) en vez de Isentrópicos, tenemos, La eficiencia politrópica es,

n  k   p n  1  k  1

también ver la FIG.5-11 para convertir da a p

la Cabeza y el BHP para compresión politrópica es,

1544 Z avg T1   Hp  MW  n  1 / n  

 P2     P1 

 n 1 / n

  1 

,pie-Lb / Lb.

w1 xH p

Ghp 

 p x33,000

BHP = Ghp + 50 La cabeza politrópica y adiabática se relacionan por la ecuación,

Hp 

H ad  p

 ad , pie-lb / lb

**Cuando se tiene un Diagrama de Mollier se realiza lo siguiente, h = h2ad – h1, Btu / lb Had = had x 778 pies-libra / Btu Para encontrar la entalpía de descarga,

had  h1  ad H2 =

w1 H ad  ad 33,000 Ghp = BHP = Ghp + 50 Con la FIG.5-1, y la ecuación tenemos,

Cabezarequerida  No. pasos 10,000 pies  libra / libra  Velocidad = Veloc.frame X

Hp 

H ad  p

 ad

cuando un diagrama de Mollier está disponible el método es más rápido y más exacto.

Otras Consideraciones en la Capacidad y potencia de los compresores.1. Límites en la razón de compresión por paso.La máxima razón de compresión permisible en un paso está normalmente limitada por la temperatura de descarga. Cuando se usa una operación de varios pasos, iguales razones de compresión por paso se usan ( más una tolerancia en pérdidas por el enfriador y la tubería si es necesario ), a menos que se requiera otra cosa por diseño. Para dos pasos de compresión la razón por paso sería igual a la raíz cuadrada de la razón de compresión total. Para tres pasos, la raiz cúbica; etc. En la práctica, especialmente en trabajo de alta presión, disminuye la razón de compresión en los pasos mayores y así reducir las cargas excesivas al brazo del pistón, lo que sería una ventaja. 2. Reducción de la capacidad por altitud y temperatura ambiente.Los fabricantes de máquinas de alta velocidad turbocargados ó no turbocargados generalmente balancean su equipo a nivel del mar, por cada 1000 pies arriba del nivel normal, la reducción de capacidad normal es de 3%, para máquinas no turbocargadas y 2 % para máquinas turbocargadas. Uno por ciento adicional se aplica por cada 10°F arriba de 60°F de temperatura ambiente es normalmente usado. Tales máquinas se ajustan acorde a los estándares de la ICEI (Instituto de Máquinas de Combustión Interna). 3. Necesidades de agua de enfriamiento.-

Las necesidades de agua en las camisas varían con, el calor desprendido del encamisado, el enfriador de aceite, el manifold de gases de venteo, el postenfriador de aire del turbo ( para unidades turbocargadas), camisas del cilindro del compresor y con la elevación de la temperatura del agua de entrada y de salida. Normalmente, los fabricantes recomiendan una T = 10 a 15°F a través del encamisado de la máquina; T = 5 a 10 °F, en el postenfriador del aire del turbo; T = 10 a 15 °F, en el enfriador de aceite y T = 5°F a 20°F a través de la camisa del cilindro del compresor. Una relación de calores desprendidos se muestran en la Fig.4-13 anexa para máquinas típicas usadas en aplicaciones de proceso y de aceite. 4. Las dos condiciones asociadas con los compresores centrífugos son , el Surge ( Cavitación) y el Golpeteo. La condición Surge ocurre cuando el compresor no tiene la suficiente capacidad de vencer las resistencias impuestas y/ó por falta de aprovechamiento del flujo disponible del mismo. La condición de Golpeteo ó de Choque es un punto en el cual el flujo del compresor no puede ser alcanzado 5. Controles de los compresores.El control de los compresores puede variar desde un control manual de recirculación básica hasta controladores relacionadores, dependiendo además del equipo motriz utilizado ya sea un motor ó una turbina de velocidad variable. Es recomendable que el Usuario, el Fabricante y el Contratista del trabajo determinen juntos los sistemas mínimos de control de la unidad, en las diversas fases de operación requeridas, tales como, Arranque, Paro, Corrida inicial y Corrida normal. Evaluación del Funcionamiento del compresor.Una vez que el compresor ha sido instalado es recomendable verificar su comportamiento. Debiéndose utilizar la misma información utilizada en su evaluación, tales como, 1.- Condiciones de entrada

1a) flujo ( scfm, icfm, ó libras ) 1b) análisis del gas 1c) presión, psia 1d) temperatura, °F 2.- Condiciones intermedias 2ª) Presión en la tub. Intermedia, psia. 2b) Temperatura en la tub. Intermedia, °F 3.- Condiciones de descarga.

3ª) Presión, psia. 3b) Temperatura, °F 4.- Velocidad del compresor, rpm. 5.- Necesidades de energía para el Driver ( vapor, amperajes, etc.). siendo recomendable que el punto de prueba sea repetido varias veces, para observar, si los resultados son duplicados, verificando la correcta calibración de la instrumentación involucrada para mejor confiabilidad de los datos de las pruebas. Normatividad.1. El Estándard API 617, Compresores Centrífugos, para servicio de la industria del petróleo, química y gas. 2. El Estándard API 618, Compresores reciprocantes para servicio de la Industria del petróleo, química y gas. 3. El Estándard API 619, Compresores de desplazamiento positivo tipo rotatorios para servicio de la industria del petróleo, química y gas. Concepto

Descripción

Certificado

Es aquel documento emitido por una entidad certificadora, que generalmente es independiente tanto del comprador como del contratista o proveedor.

Condición normal.

Es el punto en el cual se espera la operación a la eficiencia óptima en función de la potencia Requerida, velocidad y flujo manejado a condiciones de operación normales. La garantía del compresor deberá hacerse en este punto.

Concepto

Descripción

Condiciones de diseño.

Es el conjunto de conceptos usados únicamente para el diseño del compresor; cuando se trate de especificaciones para adquisición, se evitarán los términos siguientes: potencia de diseño, velocidad de diseño, temperatura y presión de diseño, etc.

Contratista o Proveedor

La persona que celebra con PEMEX contratos en cuyo alcance se incluye el suministro de los compresores centrífugos, y todos sus servicios y accesorios, y es responsable de hacer cumplir todas las obligaciones del fabricante.

Equivalente

Significa aquella Norma, Código, Especificación o Estándar propuesto por el Contratista, Proveedor o Fabricante, que cumple con los requisitos establecidos en el Anexo 12.1 “Presentación de documentos equivalentes”, de esta Norma de Referencia.

Examen boroscópico

Inspección visual mediante un equipo óptico que permite ver el interior de lugares inaccesibles con la finalidad de identificar problemas potenciales en las áreas revisadas.

Factor de compresibilidad (Z)

Es un factor adimensional que corrige el comportamiento de gas ideal al del gas real, en cuanto a su compresibilidad

Factor de compresibilidad.

Es un factor adimensional que corrige el comportamiento de gas ideal al del gas real, en cuanto a su compresibilidad.

Factor K

Es un factor adimensional que resulta de dividir el calor especifico a presión constante entre el calor especifico a volumen constante y se emplea en el diseño termodinámico de la máquina (K= Cp/Cv).

Factor K (Relación de calores específicos).

Es un factor adimensional que resulta de dividir el calor específico a presión constante entre el calor específico a volumen constante, y se emplea en el diseño termodinámico de la máquina K= Cp /Cv.

Hoja de datos

Es el formato en el cual se especifican una o varias condiciones de operación de la máquina, así como otras características especiales que deben tomarse en consideración para su diseño y construcción.

Hoja de datos.

Es el formato en el cual se especifican las condiciones de operación de la máquina, así como Otras características especiales que deberán tomarse en consideración para su diseño y construcción.

Inestabilidad o “surge”

Es una condición durante la cual la carga (presión) desarrollada por el compresor (o un impulsor) es menor que la carga (presión) o resistencia presentada por el sistema a la descarga del compresor.

Operación continua

Es la operación en condiciones normales, sin interrupción alguna del compresor y equipo auxiliar a plena carga.

Operación normal

Es el funcionamiento del compresor dentro de las variaciones previstas a las condiciones de operación, capacidad y eficiencia especificadas en la hoja de datos y garantizadas por el contratista o proveedor.

Concepto

Descripción

Requisitos adicionales

Son aquellos que no están incluidos en la ISO 10439 y son requeridos por PEMEX.

Servicio continuo

Es la operación en condiciones normales, sin interrupción alguna, del compresor y equipo auxiliar a plena carga.

Velocidad 100%.

Es la velocidad correspondiente a la condición nominal del compresor”, esta velocidad puede ser igual o mayor que la velocidad normal. El 100% velocidad para un compresor accionado por motor eléctrico es igual a la velocidad del motor a plena carga, multiplicada por la relación de engranes del incrementador o reductor de velocidad.

Velocidad crítica

Es toda velocidad de rotación que tiene la misma frecuencia que alguna frecuencia natural del sistema rotor-chumacera.

Velocidad de disparo en turbinas de vapor.

Esta deberá ser 105% de la velocidad máxima continua, (110.25% de la velocidad en la condición nominal).

Velocidad máxima continúa.

Es el límite superior de la velocidad de operación el compresor. En compresores de velocidad variable, esta velocidad será 105% de la velocidad nominal.

Velocidad normal.

Es la velocidad correspondiente a la condición normal.

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Catálogos varios en línea.

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Compresores Dinamicos.

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