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.

n el ciclo ideal de la compresión, la descarga del gas

esarrollada por el motor del

PRESION

VOLUMEN

C I C L O I D E A L

A B

CD

P1

P2

V1V2

Ecomprimido 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 dcompresor 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.

PRESION

VOLUMEN

C I C L O R E A L

0

4

3

1

26

5

CLEARANCE

Posición 1INICIO DEL STROKE O CARRERA DE COMPRESIÓNVÁLVULAS DE SUCCIÓN Y DESCARGA CERRADAS

Posición 2

APERTURA DE VÁLVULA DE DESCARGA

Posición 3INSTANTE FINAL DEL STROKE O CARRERA DE COMPRESIÓNE INICIO DEL STROKE O CARRERA DE DE SUCCIÓN.VALVULAS DE SUCCIÓN O CARGA Y DESCARGA CERRADAS.

Posición 4

VÁLVULAS DE SUCCIÓN O CARGA ABIERTAS

C I C L O R E A L D E C O M P R E S I O N

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 = Area HE del pistón S = Stroke, inches RPM = Revoluciones x minuto PD = PCM, pies cubicos por minuto Para un cilindro de Doble Acción, el PDDA es: AHE x S x RPM ACE x S x RPM PDDA = --------------------- + --------------------- 1728 1728 Esta ecuación podemos reducirla: S x RPM x 2 AR

PDDA = ------------------- 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.

P I S T O N D E D O B L E A C C I O N

HEAD END CRANK END

COMPRIME ALA IDA

COMPRIME ALA 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) = ----------------------------------------- h3)

ara cada lado de la acción del pistón es diferente y el

pendiente utilizaremos:

% CLHE (ida) = ------- x 100

VcCE % CLCE (vuelta) = ------- x 100

están en pulgadas cúbicas pies cúbicos por minuto.

s un valor adimensional que se obtiene de la relación entre

K = ----------

fico a presión constante lor específico a volumen constante

ante

% PD (Despzmto del pistón en inc

En los cilindros de Doble Acción el porcentaje de Clearance pporcentaje 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 ind VcHE PDHE PDCE Las unidades en estas ecuaciones y Constante K de los gases. Ecalores específicos: Cp

Cv Donde Cp = Calor especíCv = Ca Esta ecuación permite la igualdad PVK = Const

Eficiencia volumétrica

e representa por “Ev” y como su nombre lo indica sirve para étrica de un cilindro compresor.

rácterísticas del gas que dependen de la conastante K

- %CL ( (----)1/K - 1)

del diagrama “PV”

Smedir la eficiencia volumLa Eficiencia Volumétrica es afectada por el Espacio Muerto (CL). El efecto está en función de la Razón de Compresión (R) y de las caLa formula para encontrar el porcentaje de la Eficiencia Volumétrica es: P2

% Ev = 100 – R P1

esta ecuación puede ser derivada

PRESION

VOLUMEN

D I A G R A M A P V

V3

4

3

1

2P2 , P3

P1 , P4

V4 V2 V1

Volumen Desplazado……………… VD = V1 – V3 Volumen inducido dentro del cilindro = V1 – V4

V1 – V4

ntonces: Ev = ---------

i => CL = ---- (expresado como fracción)

spejamos V1 = VD + V3

VD

---- = -----

ción a 1/k

---- = ( ----- )1/K

P4

er lo siguiente

nces

V4 = V3 ( ----- )1/K

P2 V4 = CL x VD ( ----- )1/K

E VD V3 S VD Entonces -----> V3 = CL x VD De la ecuación VD = V1 – V3, de Y en ésta ecuacion reemplazamos V3. V1 = VD + CL x P3 x V3k = P4 x V4K

V4k P3 V3K P4 Elevamos los dos términos de la ecua V4 P3 V3 Pero , en el diagrama PV podemos v P2 = P3 y P1 = P4, ento P2 P1 Reemplazamos el valor de V3 P1

La Eficiencia Volumétrica es : V1 - V4 Ev = -----------

or de V1 y V4 y nemos:

+ (CL x VD)) - (CL x VD x (P2/P1)1/K ) v = --------------------------------------------------------

(CL x (P2/P1)1/K )

métrica es:

o toma encuenta los ctores que afectan la Eficiencia Volumétrica del cilindro

de compresión y el calor residual dentro del

n la finalidad

VD En ésta ecuación reemplazamos el valte (VD E VD Eliminando VD, nos queda:

Ev = 1 + CL - 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 Volu Ev = 1- CL ( (P2/P1)1/K - 1 ) Ecuación basada en el diagrama PV nfacompresor, 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 lineacilindro tiende a transferirse al gas de succión. Por ésta razón se adiciona el factor “RC” (razón de compresión a la ecuación ideal, calculada anteriormente, code compensar los efectos de los factores de variación mencionados antes.

En consecuencia, la ecuación final de porcentaje de eficiencia volumétrica se convierte en:

- %CL ( R1/k - 1 )

a potencia requerida para un cilindro compresor depende de ajo que se necesita durante un ciclo

potencia por unidad de

as leyes de los gases ideales nos permiten analizar el Ideales.

a Presión Absoluta es igual a la suma de la Presión sférica tomada a nivel del

ABS = Pman + 14.73

a temperatura absoluta se expresa en grados Rankine y se atura real medida en

ahrenheit + 460º

temperatura constante ( en termodinámica se conoce como ico) el volumen de un gas es inversamente

% EV = 100 – R Potencia (Horsepower) Lla cantidad neta de trabcompleto de compresión. Las pruebas reales efectuadas en talleres y laboratorio, permiten preparar, curvas devolumen. Estas curvas tienen como entradas la Relación de compresión RC y el valor “K” del gas natural comprimido. Leyes de los Gases Ideales Lcomportamiento de los Gases Concepto de Presión Absoluta LManómétrica más la Presión Atmomar, es decir 14.73 P Concepto de Temperatura Absoluta Lcalcula sumando 460º a la tempergrados Fahrenheit. TABS RANKINE = Treal en F

Ley de Boyle “Aproceso isotérmporporcional a la presión absoluta”.

V1 P2 ey de Boyle --- = -----

Ley de Charles presión constante ( en termodinámica se conoce como

co) el volumen de un gas es directamente

ey de Charles --- = ---

s de Boyle y Charles

------- = --------

ca e un s perfecto sta ecuación es necesaria para las conversiones entre pesos

WRT onde:

en PSIA V = Volumen en Pies cúbicos

45

gas

l valor K de un gas está en función de la relación de los sión constante y a volumen

LV2 P1

“Aproceso adiabátiproporcional a la temperatura absoluta:

V1 T1 L

V2 T2 Ley combinada de de las Leye P1 V1 P2 V2 T1 T2 Ecuación Característi d gaEy volúmenes de los gases. PV = D

P = Presión Absoluta

W = Libras T = Temperatura Absoluta ºR 15R = ---------------------------

Peso molecular del

Calculo de la constante K Ecalores específicos a preconstante. K = CP / CV

D e c anterior teneme la cua ión os: K = MCP / MCV

carburos aseosos tenemos:

cuación de K y nemos:

K = ------------------

ond :

CP = Capacidad Molar calórica a presión constante r calorica a volumen constante

on ndo ólo la Capacidad Calórica a presión constante, (MCP).

ante la

Nombre Formula MCP a 150 ºF

Por otro lado recordamos que para todos los hidrog MCV = MCP - 1.986 Este valor de MCV lo reemplazamos en la ete MCP MCP - 1.986D e

M = Peso Molecular M MCV = Capacidad Mola 1.986= Constante para todos los hidrocarburos gaseosos

C ésta ecuación es posible calcular el valor K conociesExisten tablas, como la siguiente, donde figuran los valores de MCP correspondiente a la temperatura asumida durcompresión de 150 ºF.

Metano CH4 8.97 Etano C H2 6 13.78 Propano 1C3H8 9.58 I Butano C4H 01 25.82 N Butano C4H10 26.16 I Pentano C5H12 32.20 N Pentano C5H12 32.39 Hexano C6H14 38.70 Heptano C7H16 45.00

Ejemplo del valor K par una mezcla gaseosa

iente mezcla Encontrar el valor de la constante K para la sigu

Nombre Símbolo % Metano C 92.16 1

Etano C2 4.88 Propano C3 1.85 I Butano i - C4 0.39 N Butano n -C4 0.55 I Pentano I - C5 0.17 T O T A L 100.00

Solución:

A B C DB=A/100 D = B x C

Nombre % Fracción molar MCp a 150 ºFMetano 92.16 0.9216 8.97 8.267Etano 4.88 0.0488 13.78 0.672Propano 1.85 0.0185 19.58 0.362I Butano 0.39 0.0039 25.82 0.101N Butano 0.55 0.0055 26.16 0.144I Pentano 0.17 0.0017 32.2 0.055N Pentano 0.00 0.0000 32.39 0.000Hexano 0.00 0.0000 38.7 0.000Heptano 0.00 0.0000 45 0.000Total 100.00 1.0000 9.6008

valor K = MCp/ (MCp - 1.986) = 1.2608091331.26

Tabla para cálculo de constante K

Tipos de Compresores

xisten cuatro tipos de compresores conocidos.

- Rotativos gos

tes Compresores Axiales

stan compuestos por dos grupos de hojas axiales, un grupo otro permanece estacionario. El gas

rir

xisten dos tipos de compresores rotativos: de alta presión.

as de 125 psig) stán conformados por dos hélices rotativas que giran dentro

n

hacen al funcionar.

E

- Axiales

- Centrífu- Reciprocan

Eaxial rota mientras elcircula 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 transfecaudales 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 E1.- Compresores rotativos2.- Compresores rotativos de baja presión. Compresores rotativos de alta presión (mEde un ambiente cerrado sin entrar en contacto. Socompresores 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 Eficiencia de compresión: Entre 75 y 80 %.

Compresores rotativos de baja presión (hasta 125 psig) ifieren de los anteriores en el diseño mecanico de las hélices

la

gos stán compuestos por uno o varios impulsores que giran a

il RPM) dentro de la caja de

ral superiores a los 100

n (+ de 18000 horas de trabajo) sin requerir

y a la constante politrópica del gas.

n la

os compresores reciprocantes tienen ventajas operativas que s conocidos en el campo de la

descarga y de succión

las operaciones de campo.

Drotativas. El costo es menor que los de alta presión por metalurgia de los materiales. La eficiencia de compresión varía entre 75 y 80 %. Compresores centrífuEaltas revoluciones (+ de mimpulsores (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 natumpcd y el tamaño del equipo no requiere gran espacio en planta. Se caracterizan por operar durante periodos largos de operacióReparación Mayor. La alta velocidad de trabajo hace sensible a la densidad del gas, peso molecularEl efecto más significativo es el incremento de la constante politrópica del gas originado por la disminución edensidad 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. Llos han ubicado como los máIndustria del crudo y del gas natural. Están compuestos por pistones que se desplazan dentro de los cilindros hasta que las válvulas deactúen de acuerdo con el diseño. Este tipo de compresor es de menor precio y de mayor eficiencia que los otros modelos enEn 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 son las iguientes:

uy sensibles a las cambios de las características el gas.

e adaptan facilmente a los requerimientos de Refinerias, antas de proceso de gas natural y sistemas de recolección

volúmenes de gas

l compresor reciprocante es de desplazamiento con simple o

nstante pero no continuo como los centrífugos.

l en

s - Capacidad adaptable en la industria petrolera - No son md- Permite controlar cargas intermitentes. - Son económicos para operaciones de alta presión. Capacidad adaptable a requerimientos. SPlde gas en campo, en función de los 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. Edoble acción, este desplazamiento de ir y venir origina un caudal coComprimen 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 fundamentalos 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 ficientemente las cargas intermitentes. Esta ventaja es

ión de gas en los

istemas de lta presión porque los caudales en alta presión son bajos y

altos.

ntajas de los compresores reciprocantes

Periodos cortos de operación continua.

Factor de servicio menor al 100 %.

ua. n válvulas de metalurgia

ntigua, los mantenimientos de operación se incrementan.

esignificativa considerando que la produccreservorios 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 salos centrífugos tiene impulsores que mueven caudales La aplicación de los reciprocantes en los sistemas de alta presión es muy apropiada en rangos de 2500 hasta 50000 psig. Desve - - Problemas de pulsación y vibración. - Periodos cortos de operación continSi los compresores reciprocantes usaa

SERVICIO MESES ENTRE PARADAS Gas sucio 2 a 3 Gas limpio 4 a 6 Aire 6 a 10 Estos periodos se acortan si el motor es de combustión

a y no se hace mantenimiento predictintern ivo.

En algunas empresas para superar este cuadro, se opta por compresores SPARE ( de repuesto o de reemplazo ).

ctualmente los grandes avances en investigaciones de

o lado el

mientos de los pistones en los cilindros originan audales constantes pero no continuos, además los caudales

n continuos originan

or al 100 % se origina por s tiempos de parada para mantenimiento, teniendo en

ace en un periodo de 5

Ametalurgia y en modelos de válvulas, hacen posible la fabricación de válvulas termoplasticas y por otranalisis predictivo aplicado en los motores de combustión interna han revolucionado los tiempos de parada de los equipos. Problemas de pulsación y vibración. Los movicde succión en algunos casos no sovibraciones 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 menlocuenta que una reparación mayor se ha 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

succión y descarga, y altura sobre

son las consideraciones básicas:

Motores gas

mpresión nto interetapas (intercooler)

que Presión

n la tabla siguiente podemos observar la presión de trabajo el tipo de material para gas no corrosivo.

de entrada, presiones de nivel del mar. Consideraciones Generales Las siguientes

Presion Temperatura

SobrecarRelación de coEnfriamieAire de arran

Ey Tipo de cilindro Presión de trabajo (Psig) Cast iron (hierro colado o Hasta 1000fundido)

Cast iron nodular Hasta 1500 Cast Steel (acero fundido) HastA 2500 Refined Steel (acero refinado)

es. Encima de 2500

Se aplican aleacion Para seleccionar el tipo de ma amos en la

sivo, se hace tratamiento químico del as o se slecciona material de acuerdo con las normas de

. El diseño de cada válvula implicará calibración con un valor de asentamiento de 10 % como mínimo. Por

terial cuando estpresencia de gas corrogAGA y API. Es indispensable instalar una válvula de seguridad en cada etapa, previendo la generación de altas presiones no controlables

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

requerida supera los 100 HP , no debe superar s 350 ºF porque encima de ésta tempertura se alteran las ropiedades de los lubricantes y es temperatura crítica para

hierro fundido.

rga de cada etapa debe

los ompresores a motores de combustión interna o a motores

con reductor de velocidad. Las turbinas no son recomendables por la alta velocidad que desarrollan.

presentarse. Temperatura Si la potencialoplos cilindros deLa temperatura mínima para los lubricantes es –40 ºF, porque si se trabaja con temperaturas más frias se requiere compresores sin lubricación. Las temperaturas de descaespecificarse 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 directamenteceléctricos

BHPs mínimos requeridos por un motor (BHP Normal del compresor) (Factor de carga) BHP (mín requeridos) = ----------------------------------------------------------- Eficiencia mecánica de la transmisión obrecargas S

Cualquier incremento en la presión de succión o de carga al

uy buen estado y con filtro (gorro de bruja) instalado en la

de carga.

nen materiales y diseños patentados ue les permite aplicarlas. Se llega algunas veces a encontrar

de hasta 7.8 en compresores de

ando la

presor no podrá abajar por los peligros que representa en el material del

estructura de los

l compresor o por motores

compresor resulta en sobrecarga al motor. Por ésta razón debe operarse el compresor con un regulador de presión enmtubería o línea Relación de compresión En general la relación de compresión recomendada es de 5.0. sin embargo algunos fabricantes aplican mayores relaciones de compresión porque tieqRelaciones de Compresiónaire 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 cutemperatura no exceda los 350 º F porque si es mayor definitivamente el conjunto motor comtrcilindro de la primera etapa y en la 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 deauxiliares. 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

teados.

s avances tecnológicos en el

para arranque de los motores de ombustión interna baje de 250 psig hace unos 15 años

o gas utilizados no tengan

eterminar la temperatura del gas en la descarga.

2 = T1 x Rc( -------)

ida ºRanquine 1 = Temperatura de entrada ºRanquine = Relación de compresión (sin unidad)

K = Constante del gas ( sin unidad )

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 aleSi 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 lodiseño de los arrancadores han hecho posible que las presiones de gas o de aire chasta 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 airepresencia de líquidos. En otros casos se utilizan un conjunto de baterías para arranque de los motores de combustión interna Fórmulas auxiliares DSe utiliza la siguiente fórmula: K-1 T K Donde: T2 = Temperatura de sal T Rc

Determinar el número de etapas de un compresor. Para determinar el número de las etapas de un compresor

Donde: Re = Relaci n = Núme Pn = Presión Po

ple de etapa simple

(medidos a 14.7 psig 60 ºF

Presión de descarga = 40 Psig a de Succión = 90 ºF

ción: 3000 pies de altura sobre el nivel del mar.

alcular: resores requeridos

cilindros de compresión para

I.- Capacidad controlada.

co y encontramos que a 3000 pies de altura , .1 psig, entonces:

P1 = 5 + 13.1 = 18.1 psig P2 = 40 + 13.1 = 53.1 psig

multicilindrico se utiliza la siguiente ecuación:

n Pn

Po

ón de compresión ro aproximado de etapas

final de descarga = Presión inicial de succión

Cálculo de un compresor de etapa sim Información: 1.- Capacidad requerida: 10,500 MSCFD y2.- Condiciones de presión: Presión de succión = 5 Psig 3.- Temperatur4.- Constante del gas K = 1.25 5.- Loca CI .- Tipo, caballaje, y número de compII.- Tamaño, clase y número de cada máquina. II Solución Necesitamos la presión atmosférica a 3000 pies de altura. Revisamos gráfila presión atmosférica es 13

La relación de de compresión será: 53.1/18.1 = 2.93 y con el dato de inal aplicando

programa y tenemos

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 4.4 psig (presión en curva revisada) y a la temperatura de

Rc, calculamos la temperatura fla ecuación: K-1 T2 = T1 x Rc( -------) K Aplicamos el

BHP requeridos por Millón de pies cúbicos

1succión. Aplicamos el programa

Temperatura de succión 90 F = 460 = 550 Rankine= 2.9337

Constante del gas = 1.25Constante menos uno = 0.25(K menos 1) / k = 0.200Rc elevado a { (k - 1)/K } = 1.24018T2 = T1 por Rc elevado a {(k-1)/k} = Grados RankineT final = 222 Grados F

álculo de temperatura de descargaC

Relación de compresión

682

Volumen a las condiciones de medición = 10500000 PCDTemperatura de medicion del gas. F

Cálculo del volumen a la temperatura de succión

60 = 520 RankineTemperatura de succión del gas F 90 = 550 RankinePresión atmosférica de medición del gas, psig = 14.7 psigPresión atmosférica (curva BHP) = 14.4 psigVolumen a 14.4 psig y temperatura de succión = 11337139 PCD a

14.4 psig.y tempert 90 F

Según el manual que dispongamos, es posible a ar la cifra de la potencia requerida.

n la marca Cooper bessemer el equipo que más se acerca a 36 HP es el de 800 hps y considerando que el equipo abajará en una locación ubicada a 3000 pies sobre el nivel

del mar, para esa altura Coper Bessemer recomienda ajusta

xcede las 10 psig. Se aplica la

PD x EV = 2.- Igualm a presión e 10 psig, la eficiencia volumétrica se determina con los ráficos EV y además se usa la ecuación:

BHP requeridos = (BHP/MMPCD) * (Capacidad/1000000)BHP / MMPCD = 64.9BHP requeridos = 736 BHP

Cálculo de la potencia requerida

just

E7tr

la potencia con el factor 0.934. Aplicamos el programa y tenemos:

HPS equipo mas cercano 800000 pies 0.93

BHP disponibles 747

Cálculo de la potencia requerida

factor a los 3

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 eecuación:

BHP x 104

------------------------------- ( BHP/MMPCD ) * (P1 – 0.5)

ente, si la presión de succión no excede ldg

P2

a selección de cilindros debe cumplir los siguientes

- La presión de trabajo permisible para cualquier cilindro seleccionado no

en exceso. los cilindros de

perar dentro de todos los parámetros.

el fabricante. arga efectiva nunca debe exceder

iba del 3% de los BHPs les en el motor.

lumétrica)

PD x EV = ------- ( BH / Aplicamos el programa

BHP X 10000P1 - 0.5BHP / MMPCD 64.9

TERIOR 6542

Cálculo

Rc2 = ------------ P1 - 0.5 Lrequerimientos:

debe estar - Verificar que

compresión puedan o

- Las cargas sobre las barras del pistón no deben exceder las recomendaciones d

- La cmás arrdisponib

Calculo del PD x EV requerido (Desplazamiento del pistón por Eficiencia Vo

BHP x 104

------------------------ P MMPCD ) * (P1 – 0.5)

PD x Ev = 6542 CFM

747200017.6

(BHP/MMPCD)*(P1 - 0.5) 1142.24BPHx10000) / PRODUCTO AN

del producto PD x Ev

Si deseamos trabajar con un sólo cilindro, el PD x Ev de 6542 s alto razón por la cual es mejor utilizar dos cilindros.

/2 = 3271 volumen con el que se va al manual de la marca y si se trata de un compresor Cooper

fórmula:

Apli

c = 3.02 1.25

el manual de la marca y

Ev

eEntonces tenemos 6542

Bessemer GMVA de 300 rpm, evaluamos la Rc con la

P2

Rc2 = ------------ P1 - 0.5

camos el program y tenemos

De donde Rc = 3.02 Entonces ya tenemos PD x Ev = 3271 R K =

on estos datos revisamos Cencontramos:

Diámetro Clase % Clearance PD EV PD x 32” CF5 - 14 8.4 3980 0.846 = 3365

requeriSi no dis te

na lista de los cilindros que fabrica y en base a nuestros el apropiado. No debemos olvidar que

etalurgia que utiliza en

Cálculo de la Rc

P2 53.1P1 - 0.5 = 17.6Rc = P2 / (P1-0.5) = 3.02

=

Podemos concluir que es el cilindro apropiado para nuestro miento.

ponemos del manual es posible solicitar al fabricanucálculos seleccionar cada fabricante tiene patentes de la mus c indr s. s il o

Evaluación de los cilindros seleccionados Primero, debemos evaluar la máxima presión permisible. La p d scarg 40 psig y generalmente la

etalu de ndro e pri op hasta

ercero, verificar si la tensión de la barra, está dentro de los

que la máxima

area x P1)

programa para calcular la tensión:

40

ndro) 804rra 3" ) 7.07

Area rod * P2 283Te 7

==

=

=

resión e de a es de m rgia los cili s d mera etapa s orta 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 er iguales. s

Tlímites permisibles. or ejemplo, si el fabricante nos informa P

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) - (HEó 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

plicamos elA

P2 (psig)Cálculo de las cargas a la barra (rod)

P1 (psig) 5P2 -P1 (psig) 35

==

Area HE ( área HE del ciliArea rod (área sección ba(P2-P1) * Area HE 28140=

nsión en la barra (libras) 2785=

Ahora aplicamos el programa para calcular la carga de compresió

Ahor P. Se usa la siguiente fórmula:

BHP = PD x Ev x P1 x BHP/MMPCD xAplicamos el programa y tenemos:

La

405

P2 -P1 (psig) 35Area HE ( área HE del cilindro) 04Area rod (área sección barra 3" ) .07(P2-P1) * Area HE 0Area rod * P1 3Carga compresión en barra (libras) 28 5

==

====

sión=

n:

P2 (psig)Cálculo de las cargas compre

P1 (psig) =

87

28145

17

a procedemos a calcular la carga real en BH

10-4

Número dCálculo de las carga real en BHPe cilindros 2

PD ( manual del fabricante) 398060

6

P1 - 0.5 ( psia ) 17.6BHP X 10 a la menos 4 0.00649Carga real BHP 769

100 % carga% que representa 0.5 psig 2.8

==

=

==

==

PD * # de cilindros 79=Ev 0.84

0.5==

sobrecarga en psig

18.1

carga real es 769 BHP con 2.8 % de sobrecarga.

Capacidad real en PCD. siguiente

rmula con los BHP disponibles R = (BHP x 106) / (BHP/MMPCD) plicamos el programa y tenemos:

747

64.974720000011513097.1

Presión (curva de BHPs) 14.4Presión standardTemperatura de succión FTemperatura de succion (Rankine)Temperatura standard FTemperatura standard Rankine 520Capacidad real a condiciones Std 10662965=

=

=

==

===

=

Cálculo de la capacidad real en CFD=

=

La capacidad real se encuentra aplicando la fóQA

BHPs disponibles10 a la 6 1000000BHPs por MMPCD

=

BHPs disponibles x 10 a la 6Capacidad real Qr

14.79055060

El resultado es 10 662 965 CFD a 14.7 psig y 60 F.