DISEÑO Y CALCULO DE COMPRESORES AUTOR INGENIERO INDUSTRIAL PEDRO A GOMEZ RIVAS
Compresor. Es una máquina que fundamentalmente se utiliza para elevar la presión de un gas pasando de presión baja a otra más alta. Una variante de ésta máquina sirve tambien para producir vació; sin embargo, no estudiaremos esta variante porque la demanda para ésta utilización es muy escasa. Grupo de compresor autónomo. Es un grupo completo montado en un patín y está formado por el accionamiento primario, compresor, aparatos necesarios para la refrigeración, depuradores, colectores de humedad, mandos de seguridad y tuberías. O sea, un grupo completo para conectarlo con las tuberias de aspiración o descarga. Usos de un compresor. Un compresor se utiliza en: 1. Transferencia de gas desde pozos productores de baja presión hasta las Plantas de Procesamiento. 2. Comprimir gas para devolverlo a la formación petrolífera con el objetivo de mantener presión o aumentar la presión del yacimiento. 3. Devolver el gas a la formación cuando el propietario desea reducir la proporción gas-petroleo. Algunos estados limitan la cantidad de gas que se puede producir o vender por barril de petroleo producido. Por lo tanto, el propietario de los pozos que producen demasiado gas por barril de petróleo tiene que devolver parte del gas al yacimiento para obtener más petróleo. 4. Transferir gas para llevarlo al punto de consumo. 5. Aumentar presión en tubería de almacenamiento. 6. Comprimir aire para distintos usos en todas las industrias.
Compresor reciprocante Compresor reciprocante es una máquina que comprime el gas mediante el desplazamiento de un piston dentro de un cilindro. A continuación describiremos el ciclo ideal y el real en un compresor reciprocante.
CICLO D
P2
IDEAL C
P R E S I O N
P1
A
B V2
V1
VOLUMEN
En el ciclo ideal de la compresión, la descarga del gas comprimido es 100%. El vector A-B representa el movimiento del stroke o carrera de succión en el cual el gas empieza a ingresar al cilindro a travez de la válvula de succión hasta el volumen V1 que es el volumen total del cilindro de compresión, durante éste movimiento la presión P1 permanece constante y es igual a la presión en la succión o tubería de carga al compresor. En el punto “B”, la fuerza desarrollada por el motor del compresor actua positivamente y comprime el gas hasta el punto “C” en el cual se alcanza la presión deseada de descarga P2 y es éste el momento en el cual la válvula de salida se abre permitiendo la transferencia total del gas del cilindro de compresiónal sistema en el punto D. Como asumimos que estamos operando un compresor ideal o perfecto que nos permite hacer una compresión ideal, el punto “D” corresponderá a un volumen de cero cuando se cierran las válvulas de salida. Aquí empieza el retorno del pistón, pasando del punto “D” al punto “A” y de la presión P2 a la presión P1 idealmente, ya que al llegar al punto “D”, como el volumen es cero, no habrá moléculas remanentes de gas y la presión, en éste instante, no tendrá ningún valor,
luego tan pronto se abran las válvulas de entrada de gas en el punto “A” la presión será la de carga o succión al compresor, “P1”, iniciándose nuevamente el ciclo de compresión. En la realidad los equipos de compresión no son perfectos, ni se puede pensar en una compresión ideal, por lo que es mejor analizar el ciclo real que sucede en un compresor reciprocante, modelo más conocido en el campo petrolero.
CICLO 6 P R E S I O N
REAL
3
2
CLEARANCE
4
0
VOLUMEN
5
1
CICLO REAL
DE
COMPRESION
Posición 1 INICIO DEL STROKE O CARRERA DE COMPRESIÓN VÁLVULAS DE SUCCIÓN Y DESCARGA CERRADAS
Posición 2 APERTURA DE VÁLVULA DE DESCARGA
Posición 3 INSTANTE FINAL DEL STROKE O CARRERA DE COMPRESIÓN E INICIO DEL STROKE O CARRERA DE DE SUCCIÓN. VALVULAS DE SUCCIÓN O CARGA Y DESCARGA CERRADAS.
Posición 4 VÁLVULAS DE SUCCIÓN O CARGA ABIERTAS
En las figuras de los ciclos ideal y real se puede observar claramente las diferencias en diagramas. Complementamos la explicación con el gráfico de posición del pistón en cada uno de los puntos del ciclo real de compresión que podemos observar en cualquier comprsor reciprocante. Posición 1 Este es el inicio del stroke o carrera de compresión. El cilindro está lleno de gas a la presión de succión. El pistón empieza a desplazarse para llegar a la posición 2, el gas es comprimido por éste desplazamiento del pistón y está representado por el tramo curvo 1-2.
Posición 2 En éste punto la presión del cilindro supera en un diferencial a la presión existente en la tubería de descarga. Este diferencial origina la apertura de la válvula de la descarga. La descarga o transferencia de gas continúa hacia la tubería . Esta acción está representada por el tramo 2-3 en el diagrama y por el cambio de posición del pistón desde la posición 2 a la posición 3. Posición 3 En ésta posición, el pistón completó toda la descarga o transferencia del gas desde el cilindro de compresión hasta la tubería ó linea de descarga. En éste instante termina el stroke o carrera de descarga. Es obvio que el diseño de un compresor no pueda lograr un acoplamiento perfecto de las superficie circular del pistón y el extremo del cilindro, éste es el origen del volumen remanente de gas, el cual recibe el nombre de CLEARANCE VOLUMEN 0 VOLUMEN MUERTO. Al empezar el retorno del pistón, la presión dentro del cilindro será mayor que la presión de succión, porque el volumen muerto o volumen clearance está a la presión de descarga, y se irá expandiendo (Ley de Boyle) con la consecuente disminución de presión a lo largo de la curva 3-4, hasta llegar a la presión de succión en el punto 4. Posición 4 En éste punto, al estar la presión del cilindro igualizada con la presión de succión o de carga al compresor, y empezar el stroke o carrera de succión, se produce la apertura de la válvula de succión permitiendo el ingreso del gas al cilindro. Esta acción está representada por el tramo 4-1. La compresión del gas natural origina tambien incremento de temperatura, éste incremento de temperatura hace necesario enfriar el gas para que pase a la siguiente etapa de compresión a la temperatura adecuada.
Despues de la exposición de los ciclos ideal y real de compresión pasamos a conocer otros conceptos necesarios para poder calcular un compresor de gas. Desplazamiento del pistón: “PD” Es el volumen de gas natural desplazado por el pistón en su desplazamiento desde la Posicion 1 (botton dead center) hasta la posición 3 (top dead center). El “PD” se expresa normarmente en pies cubico por minuto, PCM. En el caso de los cilindros de doble acción se incluye el barrido de la otra superficie del cilindro descontando el volumen del eje (Piston Rod Displaces). Su ecuación es: AHE x S x RPM PD = --------------------1728 donde: AHE = S = RPM = PD =
Area HE del pistón Stroke, inches Revoluciones x minuto PCM, pies cubicos por minuto
Para un cilindro de Doble Acción, el PDDA es: PDDA
ACE x S x RPM AHE x S x RPM = --------------------- + --------------------1728 1728
Esta ecuación podemos reducirla: PDDA
S x RPM x 2 AR = ------------------- x [ AHE - ----- ] 1728 2
donde
AR = Area Rod HE = Head End CE = Crank End
Los valores PD vienen tabulados en función de los otros parámetros, S, RPM, Areas. PISTON DE
HEAD END
COMPRIME A LA IDA
DOBLE
ACCION
CRANK END
COMPRIME A LA VUELTA
Relación de compresión. Llamada tambien THE COMPRESSION RATIO, (R) se define como la relación de la presión absoluta de descarga entre la presión absoluta de la succión o carga de un cilindro compresor. En el gráfico del ciclo real de compresión, el trazo 2-3 representa la presión de descarga y el trazo 4-1 representa la presión de succión o carga al cilindro compresor. Espacio muerto Llamado tambien CLEARANCE VOLUMEN, (CL) es el volumen remanente en el cilindro compresor al final del stroke o carrera de descarga. En el gráfico del ciclo real el punto 3 el volumen del espacio muerto. Este incluye el espacio entre el final del pistón y el cabezo del cilindro, el espacio libre en las válvulas de succión y descarga, entre estas y sus respectivos asientos. Porcentaje de espacio muerto Llamado tambien PERCENT CLEARANCE, (% CL) es el volumen de espacio muerto, pero expresado como porcentaje del desplazamiento del pistón. Por ésta razón el término por ciento del espacio muerto está representado así:
Vc (Espacio muerto en inch3) % CL ( % Espacio muerto) = ----------------------------------------PD (Despzmto del pistón en inch3) En los cilindros de Doble Acción el porcentaje de Clearance para cada lado de la acción del pistón es diferente y el porcentaje final será igual a la suma de los espacios muertos, entre la suma de los PD ( descontando el volumen del ROD o barra del pistón. Para el cálculo indpendiente utilizaremos: % CLHE
% CLCE
VcHE (ida) = ------- x 100 PDHE
VcCE (vuelta) = ------- x 100 PDCE
Las unidades en estas ecuaciones están en pulgadas cúbicas y pies cúbicos por minuto. Constante K de los gases. Es un valor adimensional que se obtiene de la relación entre calores específicos: Cp K = ---------Cv Donde Cp = Calor específico a presión constante Cv = Calor específico a volumen constante Esta ecuación permite la igualdad PVK = Constante
Eficiencia volumétrica Se representa por “Ev” y como su nombre lo indica sirve para medir la eficiencia volumétrica de un cilindro compresor. La Eficiencia Volumétrica es afectada por el Espacio Muerto (CL). El efecto está en función de la Razón de Compresión (R) y de las carácterísticas del gas que dependen de la conastante K La formula para encontrar el porcentaje de la Eficiencia Volumétrica es: P2 % Ev = 100 – R - %CL ( (----)1/K - 1) P1 esta ecuación puede ser derivada del diagrama “PV”
DIAGRAMA
PV
3
P2 , P3
2
P R E S I O N
4
1
P1 , P4 V3
V4
V2
VOLUMEN
Volumen Desplazado……………… VD = V1 – V3 Volumen inducido dentro del cilindro = V1 – V4
V1
V1 – V4 Entonces: Ev = --------VD V3 Si => CL = ---- (expresado como fracción) VD Entonces -----> V3 = CL x VD De la ecuación VD = V1 – V3, despejamos V1 = VD + V3 Y en ésta ecuacion reemplazamos V3. V1 = VD + CL x VD =
P3 x V3k
P4 x V4K
P3 V4k ---= ----K P4 V3 Elevamos los dos términos de la ecuación a 1/k V4 ---V3
P3 = ( ----- )1/K P4
Pero , en el diagrama PV podemos ver lo siguiente P2
=
P3
y
P1
=
P4, entonces
P2 V4 = V3 ( ----- )1/K P1 Reemplazamos el valor de V3 V4
= CL x VD
P2 ( ----- )1/K P1
La Eficiencia Volumétrica es : Ev
=
V1 - V4 ----------VD
En ésta ecuación reemplazamos el valor de V1 y V4 y tenemos: (VD + (CL x VD)) - (CL x VD x (P2/P1)1/K ) Ev = -------------------------------------------------------VD Eliminando VD, nos queda: Ev = 1 + CL
-
(CL x (P2/P1)1/K )
Ordenamos para sacar el factor CL y tenemos Ev = 1 - (CL x (P2/P1)1/K ) + CL Sacamos el factor común CL y la Eficiencia Volumétrica es: Ev = 1- CL ( (P2/P1)1/K - 1 ) Ecuación basada en el diagrama PV no toma encuenta los factores que afectan la Eficiencia Volumétrica del cilindro compresor, por debajo de las reales condiciones de operación. No debemos olvidar que en la práctica, las presiones dentro del cilindro son ligeramente mayores que las presiones de succión y descarga en las bridas por efectos de “▲ Ps” (caida de presión). La linea de reexpansión real, tiene un poco más de pendiente que la linea de compresión y el calor residual dentro del cilindro tiende a transferirse al gas de succión. Por ésta razón se adiciona el factor “RC” (razón de compresión a la ecuación ideal, calculada anteriormente, con la finalidad de compensar los efectos de los factores de variación mencionados antes.
En consecuencia, la ecuación final de porcentaje de eficiencia volumétrica se convierte en: % EV = 100 – R - %CL ( R1/k - 1 ) Potencia (Horsepower) La potencia requerida para un cilindro compresor depende de la cantidad neta de trabajo que se necesita durante un ciclo completo de compresión. Las pruebas reales efectuadas en talleres y laboratorio, permiten preparar, curvas de potencia por unidad de volumen. Estas curvas tienen como entradas la Relación de compresión RC y el valor “K” del gas natural comprimido. Leyes de los Gases Ideales Las leyes de los gases ideales nos permiten analizar el comportamiento de los Gases Ideales. Concepto de Presión Absoluta La Presión Absoluta es igual a la suma de la Presión Manómétrica más la Presión Atmosférica tomada a nivel del mar, es decir 14.73 PABS = Pman + 14.73 Concepto de Temperatura Absoluta La temperatura absoluta se expresa en grados Rankine y se calcula sumando 460º a la temperatura real medida en grados Fahrenheit. TABS RANKINE = Treal en Fahrenheit + 460º Ley de Boyle “A temperatura constante ( en termodinámica se conoce como proceso isotérmico) el volumen de un gas es inversamente porporcional a la presión absoluta”.
Ley de Boyle
V1 P2 --- = ----V2 P1
Ley de Charles “A presión constante ( en termodinámica se conoce como proceso adiabático) el volumen de un gas es directamente proporcional a la temperatura absoluta: V1 T1 --- = --V2 T2
Ley de Charles
Ley combinada de de las Leyes de Boyle y Charles P1 V1 ------T1
P2 V2 = -------T2
Ecuación Característica de un gas perfecto Esta ecuación es necesaria para las conversiones entre pesos y volúmenes de los gases. PV = WRT
Donde:
Presión Absoluta en PSIA Volumen en Pies cúbicos Libras Temperatura Absoluta ºR 1545 R = --------------------------Peso molecular del gas P = V = W = T =
Calculo de la constante K El valor K de un gas está en función de la relación de los calores específicos a presión constante y a volumen constante. K = CP / CV
De la ecuación anterior tenemos:
K = MCP / MCV
Por otro lado recordamos que para todos los hidrocarburos gaseosos tenemos: MCV = MCP - 1.986 Este valor de MCV lo reemplazamos en la ecuación de K y tenemos: MCP K = -----------------MCP - 1.986 Donde: M = Peso Molecular MCP = Capacidad Molar calórica a presión constante MCV = Capacidad Molar calorica a volumen constante 1.986= Constante para todos los hidrocarburos gaseosos Con ésta ecuación es posible calcular el valor K conociendo sólo la Capacidad Calórica a presión constante, (MCP). Existen tablas, como la siguiente, donde figuran los valores de MCP correspondiente a la temperatura asumida durante la compresión de 150 ºF.
Nombre Metano Etano Propano I Butano N Butano I Pentano N Pentano Hexano Heptano
Formula MCP a 150 ºF CH4 C2H6 C3H8 C4H10 C4H10 C5H12 C5H12 C6H14 C7H16
8.97 13.78 19.58 25.82 26.16 32.20 32.39 38.70 45.00
Ejemplo del valor K par una mezcla gaseosa Encontrar el valor de la constante K para la siguiente mezcla
Nombre
Símbolo
%
Metano Etano Propano I Butano N Butano I Pentano TOTAL
C1 C2 C3 i - C4 n -C4 I - C5
92.16 4.88 1.85 0.39 0.55 0.17 100.00
Solución:
Tabla para cálculo de constante K A Nombre Metano
% 92.16
B B=A/100 Fracción molar 0.9216
Etano Propano
4.88 1.85
0.0488 0.0185
13.78 19.58
0.672 0.362
I Butano N Butano
0.39 0.55
0.0039 0.0055
25.82 26.16
0.101 0.144
I Pentano N Pentano
0.17 0.00
0.0017 0.0000
32.2 32.39
0.055 0.000
Hexano Heptano
0.00 0.00
0.0000 0.0000
38.7 45
0.000 0.000
100.00
1.0000
Total
valor K =
MCp/ (MCp - 1.986) =
C
D D=BxC
MCp a 150 ºF 8.97
8.267
9.6008
1.260809133 1.26
Tipos de Compresores Existen cuatro tipos de compresores conocidos. -
Axiales Rotativos Centrífugos Reciprocantes
Compresores Axiales Estan compuestos por dos grupos de hojas axiales, un grupo axial rota mientras el otro permanece estacionario. El gas circula en forma paralela al eje de rotación del compresor. En precio, estos equipos son mas económicos que los centrífugos cuando su aplicación se hace para transferir caudales mayores a 70 MPC (mil pies cúbicos por minuto). Son compresores de tamaño pequeño pero su eficiencia es ligeramente mayor que las centrífugas. Eficiencia de compresión: Entre 75 y 82 % . Compresores rotativos Existen dos tipos de compresores rotativos: 1.- Compresores rotativos de alta presión. 2.- Compresores rotativos de baja presión. Compresores rotativos de alta presión (mas de 125 psig) Están conformados por dos hélices rotativas que giran dentro de un ambiente cerrado sin entrar en contacto. Son compresores de bajo costo y tiene una eficiencia mayor que los compresores centrifugos equivalentes tipo centrífugos. No son muy sensitivas a las propiedades del gas, pueden comprimir gas ligeramente sucio. La desventaja más notoria pero que la tecnología está logrando controlar es el ruido que hacen al funcionar. Eficiencia de compresión: Entre 75 y 80 %.
Compresores rotativos de baja presión (hasta 125 psig) Difieren de los anteriores en el diseño mecanico de las hélices rotativas. El costo es menor que los de alta presión por la metalurgia de los materiales. La eficiencia de compresión varía entre 75 y 80 %. Compresores centrífugos Están compuestos por uno o varios impulsores que giran a altas revoluciones (+ de mil RPM) dentro de la caja de impulsores (casing). El caudal que circula dentro de la caja de impulsores es de tipo continuo. La alta velocidad, típica en éstos compresores, hace posible comprimir volúmenes de gas natural superiores a los 100 mpcd y el tamaño del equipo no requiere gran espacio en planta. Se caracterizan por operar durante periodos largos de operación (+ de 18000 horas de trabajo) sin requerir Reparación Mayor. La alta velocidad de trabajo hace sensible a la densidad del gas, peso molecular y a la constante politrópica del gas. El efecto más significativo es el incremento de la constante politrópica del gas originado por la disminución en la densidad o disminución en el peso molecular. La consecuencia inmediata es la variación de la Relación de compresión (R). La Eficiencia de compresión varía entre 70 y 78 %. Compresores reciprocantes. Los compresores reciprocantes tienen ventajas operativas que los han ubicado como los más conocidos en el campo de la Industria del crudo y del gas natural. Están compuestos por pistones que se desplazan dentro de los cilindros hasta que las válvulas de descarga y de succión actúen de acuerdo con el diseño. Este tipo de compresor es de menor precio y de mayor eficiencia que los otros modelos en las operaciones de campo. En el campo de Talara y Selva del Perú se utilizan desde 1960 los compresores reciprocantes.
Ventajas de un compresor reciprocante Las ventajas de un compresor reciprocante siguientes:
son
las
- Capacidad adaptable en la industria petrolera - No son muy sensibles a las cambios de las características del gas. - Permite controlar cargas intermitentes. - Son económicos para operaciones de alta presión. Capacidad adaptable a requerimientos. Se adaptan facilmente a los requerimientos de Refinerias, Plantas de proceso de gas natural y sistemas de recolección de gas en campo, en función de los volúmenes de gas disponibles pueden diseñarse con cilindros de diferente tamaño y de 1,2 ó 3 etapas. Son accionados por motor a gas o motor eléctrico acoplados directamente. Tambien hay modelos integrales (un sólo cigueñal mueve a motor y compresor. El diseño de cada etapa permite intercalar enfriadores y separadores de condensado cuyo valor es significativo. No son muy sensibles a las cambios de las características del gas. El compresor reciprocante es de desplazamiento con simple o doble acción, este desplazamiento de ir y venir origina un caudal constante pero no continuo como los centrífugos. Comprimen el mismo volumen de gas a los mismos niveles de presión independiente si lo que comprimen es hidrógeno o butano. Esta característica es de importancia fundamental en los campos de petróleo porque permite comprimir gas aunque la composición del gas sufra alguna variación en su composición y porque permite reubicar físicamente el equipo de un lugar a otro según la producción de gas natural. Si comparamos con un centrifugo, el diseño y tamano del centrifugo requería mayor número de impulsores para llegar a igual descarga que un reciprocante.
Pero tambien debemos señalar que la tecnología continúa con los avances y está logrando acortar las diferencias entre uno y otro modelo. Permite controlar cargas intermitentes. El diseño de cada etapa permite manejar manual y eficientemente las cargas intermitentes. Esta ventaja es significativa considerando que la producción de gas en los reservorios es constante pero el caudal no es continuo. Se usan Bolsillos ( Clearance pockets o válvulas aliviadoras de succión), que minimizan las pérdidas de potencia. Son económicos para operaciones de alta presión. Existe la tendencia a no usar los centrífugos en sistemas de alta presión porque los caudales en alta presión son bajos y los centrífugos tiene impulsores que mueven caudales altos. La aplicación de los reciprocantes en los sistemas de alta presión es muy apropiada en rangos de 2500 hasta 50000 psig. Desventajas de los compresores reciprocantes - Periodos cortos de operación continua. - Problemas de pulsación y vibración. - Factor de servicio menor al 100 %. Periodos cortos de operación continua. Si los compresores reciprocantes usan válvulas de metalurgia antigua, los mantenimientos de operación se incrementan. SERVICIO
Gas sucio Gas limpio Aire
MESES ENTRE PARADAS
2a3 4a6 6 a 10
Estos periodos se acortan si el motor es de combustión interna y no se hace mantenimiento predictivo.
En algunas empresas para superar este cuadro, se opta por compresores SPARE ( de repuesto o de reemplazo ). Actualmente los grandes avances en investigaciones de metalurgia y en modelos de válvulas, hacen posible la fabricación de válvulas termoplasticas y por otro lado el analisis predictivo aplicado en los motores de combustión interna han revolucionado los tiempos de parada de los equipos. Problemas de pulsación y vibración. Los movimientos de los pistones en los cilindros originan caudales constantes pero no continuos, además los caudales de succión en algunos casos no son continuos originan vibraciones que incrementan el desgaste de las piezas. Los avances en análisis de esfuerzos y vibraciones permiten diseñar bases con perfiles de acero rellenados parcialmente con concreto armado principalmente debajo del motor y compresor. Estos equipos ya no necesitan construir bases profundas y costosas. Se puede completar, si el caso lo requiere, con instalación de botellas de pulsación (DAMPERS). Factor de servicio menor al 100 %. El origen del factor de servicio menor al 100 % se origina por los tiempos de parada para mantenimiento, teniendo en cuenta que una reparación mayor se hace en un periodo de 5 a 14 días en función de la potencia del equipo. Los porcentajes del factor de servicio varían de 93 % en equipos que comprimen gas sucio hasta 98 % en equipos que comprimen gas limpio. El uso de gas combustible que viene directamente de los separadores de las baterías de producción origina carbonización rápida en las válvulas de los motores de combustión interna. El uso de este gas representa un ahorro para el área operativa pero incrementa los costos de mantenimiento. Costos que afectan la rentabilidad de las compañías dedicadas al mantenimiento de los equipos. Por ésta razón es recomendable utilizar gas comprimido, filtrado y enfriado, para que la combustión sea lo más limpia posible.
Diseño de compresores Para diseñar un compresor un comprsor se requiere básicamente conocer la composición, volumen, temperaturas de entrada, presiones de succión y descarga, y altura sobre nivel del mar. Consideraciones Generales Las siguientes son las consideraciones básicas: Presion Temperatura Motores Sobrecargas Relación de compresión Enfriamiento interetapas (intercooler) Aire de arranque Presión En la tabla siguiente podemos observar la presión de trabajo y el tipo de material para gas no corrosivo. Tipo de cilindro Cast iron (hierro colado o fundido) Cast iron nodular Cast Steel (acero fundido) Refined Steel (acero refinado) Se aplican aleaciones.
Presión de trabajo (Psig) Hasta 1000 Hasta 1500 HastA 2500 Encima de 2500
Para seleccionar el tipo de material cuando estamos en la presencia de gas corrosivo, se hace tratamiento químico del gas o se slecciona material de acuerdo con las normas de AGA y API. Es indispensable instalar una válvula de seguridad en cada etapa, previendo la generación de altas presiones no controlables. El diseño de cada válvula implicará calibración con un valor de asentamiento de 10 % como mínimo. Por
ejemplo, si un etapa está descargando a 300 psig, la válvula de seguridad debe actuar a 330 psig, caso contario se pone en peligro inicialmente el motor porque generará mayor potencia si es que su caballaje lo permite o puede fallar quebrando brazos de biela. Por ejemplo si tenemos un compresor de 6 etapas diseñado con 15 psig de succión y 5000 de descarga, pero lo hacemos trabajar con 20 psig de succión, estaremos sobrecargando el motor en un 25 % , lo que significa riesgo alto para el motor. La posible rotura pone en peligro no sólo el motor sino las instalaciones cercanas. Si se trata del cilindro de primera etapa debemos cuidar que la presión no supere la calidad del material, es posible que se originen recalentamientos que posteriormente produzcan fallas por fatiga de material. La válvula de seguridad en el cilindro de descarga debe estar calibrada con 25 psig encima de la presión de descarga. En algunos casos por necesidades de operación se asienta a mayor presión, lo cual origina riesgos que no deberían presentarse. Temperatura Si la potencia requerida supera los 100 HP , no debe superar los 350 ºF porque encima de ésta tempertura se alteran las propiedades de los lubricantes y es temperatura crítica para los cilindros de hierro fundido. La temperatura mínima para los lubricantes es –40 ºF, porque si se trabaja con temperaturas más frias se requiere compresores sin lubricación. Las temperaturas de descarga de cada etapa debe especificarse en función de las condiciones de operación, ésta especificación influye en el diseño del enfriador del gas. Motores Los compresores reciprocantes operan entre 350 y 950 rpm, velocidad que hace posible acoplar directamente los compresores a motores de combustión interna o a motores eléctricos con reductor de velocidad. Las turbinas no son recomendables por la alta velocidad que desarrollan.
BHPs mínimos requeridos por un motor (BHP Normal del compresor) (Factor de carga) BHP (mín requeridos) = ----------------------------------------------------------Eficiencia mecánica de la transmisión
Sobrecargas Cualquier incremento en la presión de succión o de carga al compresor resulta en sobrecarga al motor. Por ésta razón debe operarse el compresor con un regulador de presión en muy buen estado y con filtro (gorro de bruja) instalado en la tubería o línea de carga. Relación de compresión En general la relación de compresión recomendada es de 5.0. sin embargo algunos fabricantes aplican mayores relaciones de compresión porque tienen materiales y diseños patentados que les permite aplicarlas. Se llega algunas veces a encontrar Relaciones de Compresión de hasta 7.8 en compresores de aire que cargan con cero psig y descargan 100 psig. La Relación de compresión va ligada directamente al diseño de resistencia de la barra del piston (ROD) Enfriamiento interetapas ( intercooler ) El enfriamiento es necesario siempre y cuando la temperatura no exceda los 350 º F porque si es mayor definitivamente el conjunto motor compresor no podrá trabajar por los peligros que representa en el material del cilindro de la primera etapa y en la estructura de los componentes de los lubricantes. El diseño de los enfriadores implica un sistema cerrado con agua tratada químicamente y de radiadores con tubos por donde circulan gas calente y tubos por donde circula agua caliente que se enfriarán por la acción de los ventiladores movidos por el mismo motor del compresor o por motores auxiliares. Es importante la dirección del viento para que los ventiladores trabajen adecuadamente en campo. El enfriamiento interetapas origina condensación de hidrocarburos como propano, butano, pentano, hexano y
gasolina liviana y agua cuyo valor por barril supera los 10 dólares. El tratamiento del agua de enfriamiento es muy importante porque incide directamente en el tiempo de vida util de los tubos del enfriador. El costo de un panel radiadores supera los mil dólares. Algunos equipos necesitan varios paneles de tubos aleteados. Si se enfría correctamente el gas se puede ahorrar entre 3 y 5 % de los BHPs requeridos. Requerimientos para el arranque de un compresor Las investigaciones científicas y los avances tecnológicos en el diseño de los arrancadores han hecho posible que las presiones de gas o de aire para arranque de los motores de combustión interna baje de 250 psig hace unos 15 años hasta 150 psig actualmente. Algunas empresas utilizan gas comprimido, pero la tendencia es a eliminarlo por los riesgos que respresenta. Es obvio que el adecuarse a las normas actuales implica inversiones adicionales que cada empresa debe evaluar debidamente. Es importante que el aire o gas utilizados no tengan presencia de líquidos. En otros casos se utilizan un conjunto de baterías para arranque de los motores de combustión interna Fórmulas auxiliares Determinar la temperatura del gas en la descarga. Se utiliza la siguiente fórmula: K-1 T2 = T1 x Rc( -------) K Donde:
T2 = Temperatura de salida ºRanquine T1 = Temperatura de entrada ºRanquine Rc = Relación de compresión (sin unidad) K = Constante del gas ( sin unidad )
Determinar el número de etapas de un compresor. Para determinar el número de las etapas de un compresor multicilindrico se utiliza la siguiente ecuación:
n
Pn Po
Donde: Re n Pn Po
= = = =
Relación de compresión Número aproximado de etapas Presión final de descarga Presión inicial de succión
Cálculo de un compresor de etapa simple de etapa simple Información: 1.- Capacidad requerida: 10,500 MSCFD (medidos a 14.7 psig y 60 ºF 2.- Condiciones de presión: Presión de succión = 5 Psig Presión de descarga = 40 Psig 3.- Temperatura de Succión = 90 ºF 4.- Constante del gas K = 1.25 5.- Locación: 3000 pies de altura sobre el nivel del mar. Calcular: I .- Tipo, caballaje, y número de compresores requeridos II.- Tamaño, clase y número de cilindros de compresión para cada máquina. III.- Capacidad controlada. Solución Necesitamos la presión atmosférica a 3000 pies de altura. Revisamos gráfico y encontramos que a 3000 pies de altura , la presión atmosférica es 13.1 psig, entonces: 5 + 13.1 = 18.1 psig P1 = P2 = 40 + 13.1 = 53.1 psig
La relación de de compresión será: 53.1/18.1 = 2.93 y con el dato de Rc, calculamos la temperatura final aplicando la ecuación: K-1 T2 = T1 x Rc( -------) K Aplicamos el programa y tenemos Cálculo de temperatura de descarga Temperatura de succión 90 Relación de compresión Constante del gas Constante menos uno (K menos 1) / k Rc elevado a { (k - 1)/K } T2 = T1 por Rc elevado a {(k-1)/k} T final
F
= = 460 550 Rankine = 2.9337 = 1.25 = 0.25 = 0.200 = 1.24018 = Grados Rankine 682 = Grados F 222
BHP requeridos por Millón de pies cúbicos Revisamos la curva respectiva y encontramos que para Rc igual a 2.93 y Constante del gas K = 1.25 se necesitan 64.9 BHP por cada MMCFD. Debemos encontrar el volumen a 14.4 psig (presión en curva revisada) y a la temperatura de succión. Aplicamos el programa Cálculo del volumen a la temperatura de succión Volumen a las condiciones de medición Temperatura de medicion del gas. F 60 Temperatura de succión del gas F 90 Presión atmosférica de medición del gas, psig Presión atmosférica (curva BHP) Volumen a 14.4 psig y temperatura de succión
= = = = = =
10500000 520 550 14.7 14.4 11337139 14.4 y tempert
PCD Rankine Rankine psig psig PCD a psig. 90 F
Cálculo de la potencia requerida BHP requeridos = BHP / MMPCD = BHP requeridos =
(BHP/MMPCD) * (Capacidad/1000000) 64.9 736 BHP
Según el manual que dispongamos, es posible ajustar la cifra de la potencia requerida. En la marca Cooper bessemer el equipo que más se acerca a 736 HP es el de 800 hps y considerando que el equipo trabajará en una locación ubicada a 3000 pies sobre el nivel del mar, para esa altura Coper Bessemer recomienda ajusta la potencia con el factor 0.934. Aplicamos el programa y tenemos: Cálculo de la potencia requerida HPS equipo mas cercano factor a los 3000 pies BHP disponibles
800 0.93 747
Selección de los cilindros compresores En la selección de los cilindros compresores debemos tener en cuenta lo siguiente: 1.- Si la presión de succión no excede las 10 psig. Se aplica la ecuación: BHP x 104 PD x EV = ------------------------------( BHP/MMPCD ) * (P1 – 0.5) 2.- Igualmente, si la presión de succión no excede la presión de 10 psig, la eficiencia volumétrica se determina con los gráficos EV y además se usa la ecuación:
Rc2 La selección de requerimientos:
P2 = -----------P1 - 0.5 cilindros
debe
cumplir
los
siguientes
- La presión de trabajo permisible para cualquier cilindro seleccionado no debe estar en exceso. los cilindros de - Verificar que compresión puedan operar dentro de todos los parámetros. - Las cargas sobre las barras del pistón no deben exceder las recomendaciones del fabricante. - La carga efectiva nunca debe exceder más arriba del 3% de los BHPs disponibles en el motor. Calculo del PD x EV requerido por Eficiencia Volumétrica)
(Desplazamiento del pistón
BHP x 104 PD x EV = ------------------------------( BHP/MMPCD ) * (P1 – 0.5) Aplicamos el programa
Cálculo del producto PD x Ev BHP X 10000 P1 - 0.5 BHP / MMPCD (BHP/MMPCD)*(P1 - 0.5) BPHx10000) / PRODUCTO ANTERIOR
PD x Ev
=
6542 CFM
7472000 17.6 64.9 1142.24 6542
Si deseamos trabajar con un sólo cilindro, el PD x Ev de 6542 es alto razón por la cual es mejor utilizar dos cilindros. Entonces tenemos 6542/2 = 3271 volumen con el que se va al manual de la marca y si se trata de un compresor Cooper Bessemer GMVA de 300 rpm, evaluamos la Rc con la fórmula: P2 Rc2 = -----------P1 - 0.5 Aplicamos el program y tenemos Cálculo de la Rc P2 P1 - 0.5 Rc = P2 / (P1-0.5)
= = =
53.1 17.6 3.02
De donde Rc = 3.02 Entonces ya tenemos PD x Ev = 3271 Rc = 3.02 K = 1.25 Con estos datos revisamos el manual de la marca y encontramos: Diámetro 32”
Clase CF5 - 14
% Clearance 8.4
PD 3980
EV 0.846
=
PD x Ev 3365
Podemos concluir que es el cilindro apropiado para nuestro requerimiento. Si no disponemos del manual es posible solicitar al fabricante una lista de los cilindros que fabrica y en base a nuestros cálculos seleccionar el apropiado. No debemos olvidar que cada fabricante tiene patentes de la metalurgia que utiliza en sus cilindros.
Evaluación de los cilindros seleccionados Primero, debemos evaluar la máxima presión permisible. La presión de descarga es de 40 psig y generalmente la metalurgia de los cilindros de primera etapa soporta hasta 150 psig. Podemos afirmar que no tendremos dificultades para trabajar con el primer cilindro. Segundo, verificar si los cilindros son afines. Cada fabricante tiene carácterísticas singulares para sus cilindros, en éste caso son cilindros iguales para la primera etapa y pueden trabajar en paralelo sin ningún problema por ser iguales. Tercero, verificar si la tensión de la barra, está dentro de los límites permisibles. Por ejemplo, si el fabricante nos informa que la máxima tensión que soporta su material de barra (Rod) es: Tensión = 52500 libras Compresión = 76000 libras Entonces para la carga de tensión aplicamos: T.L. = (CE * Area P2) - (HE area x P1) ó la siguiente fórmula T.L. = (P2 - P1) AHE - AR x R Para la carga de compresión, utilizamos C.L. = (P2 – P1) AHE + AR x P1 Las unidades son PSIG Aplicamos el programa para calcular la tensión: Cálculo de las cargas a la barra (rod) = P2 (psig) 40 = P1 (psig) 5 = P2 -P1 (psig) 35 = Area HE ( área HE del cilindro) 804 = Area rod (área sección barra 3" ) 7.07 = (P2-P1) * Area HE 28140 Area rod * P2 = 283 = Tensión en la barra (libras) 27857
Ahora aplicamos el programa para calcular la carga de compresión:
Cálculo de las cargas compresión = P2 (psig) 40 = P1 (psig) 5 = P2 -P1 (psig) 35 = Area HE ( área HE del cilindro) 804 = Area rod (área sección barra 3" ) 7.07 = (P2-P1) * Area HE 28140 = Area rod * P1 35 = Carga compresión en barra (libras) 28175 Ahora procedemos a calcular la carga real en BHP. Se usa la siguiente fórmula: BHP = PD x Ev x P1 x BHP/MMPCD x 10-4 Aplicamos el programa y tenemos:
Cálculo de las carga real en BHP Número de cilindros = 2 PD ( manual del fabricante) = 3980 PD * # de cilindros = 7960 Ev = 0.846 sobrecarga en psig = 0.5 P1 - 0.5 ( psia ) = 17.6 BHP X 10 a la menos 4 = 0.00649 Carga real BHP = 769 100 % carga % que representa 0.5 psig
= =
18.1 2.8
La carga real es 769 BHP con 2.8 % de sobrecarga.
Capacidad real en PCD. La capacidad real se encuentra aplicando la siguiente fórmula con los BHP disponibles QR = (BHP x 106) / (BHP/MMPCD) Aplicamos el programa y tenemos: Cálculo de la capacidad real en CFD = BHPs disponibles 747 = 10 a la 6 1000000 = BHPs por MMPCD 64.9 = BHPs disponibles x 10 a la 6 747200000 = Capacidad real Qr 11513097.1 = Presión (curva de BHPs) 14.4 = Presión standard 14.7 Temperatura de succión F = 90 Temperatura de succion (Rankine) = 550 Temperatura standard F = 60 Temperatura standard Rankine = 520 Capacidad real a condiciones Std = 10662965
El resultado es 10 662 965 CFD a 14.7 psig y 60 F.
