Selección del Tipo de Compresor

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MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
COMPRESORES
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TITULO
SELECCION DEL TIPO DE COMPRESOR
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F.R.
APROB. APROB.
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1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 TIPOS DE COMPRESORES Y APLICACIONES . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4.1
4.2
4.3
4.4
Clasificación del Tipo de Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Selección del Tipo Optimo de Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Tipos de Compresores que Requieren Atención Especial . . . . . . . . . . . . .
Condiciones de Servicio que Afectan la Selección del Tipo
de Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Gráficos de Rango de Aplicación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Comparación de Características de Varios Tipos de Compresores . . . . .
Tipos de Compresores para Servicio en Vacío . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Tipos de Compresores para Servicio de Aire de Planta . . . . . . . . . . . . . . .
4
6
7
8
10
5 GUIA PARA LA SELECCION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
12
4.5
4.6
4.7
4.8
5.1
5.2
5.3
2
3
4
Incentivos para la Selección de Compresores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Principios de Operación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Limitaciones Críticas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
12
16
18
6 PROGRAMA DE COMPUTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
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OBJETIVO
El objetivo de este capítulo es presentar los tipos de compresores disponibles
comercialmente, sus aplicaciones y las bases para hacer la selección del mismo.
2
ALCANCE
En este capítulo se muestra la información básica y consideraciones relevantes
para la selección óptima del compresor.
Se presenta la amplia variedad de compresores disponibles, sin embargo sólo tres
de ellas son mostradas en detalles: centrífugos, flujo axial y reciprocantes.
3
REFERENCIAS
Prácticas de Diseño (versión 1986)
Vol.1, Sec. 1 “Consideraciones Económicas de Diseño”
Vol. VI, Sec. 11 “Compresores”
Normas Nacionales (USA) e Intrernacionales
API Standard 618 “Reciprocanting Compressors for General Refinery Services”
Otras Referencias
Perry, Robert H., et. al., “Chemical Engineers Handbook”, 5th ed. Mc Graw Hill
Book Company, 1983. (Subsection on Pumping of Liquids and Gases).
Gibbs, C.W. “Compressed Air and Gas Data”, Ingersoll–Rand Company, New
York, 1971.
Ludwig, E.E., “Applied Process Design For Chemical and Petrochemical Plants”,
Volume II, Gulf Publishing Company, 1983.
4
TIPOS DE COMPRESORES Y APLICACIONES
4.1
Clasificación del Tipo de Compresor
Los principales tipos de compresores se muestran en la Fig. 1; en la misma se
observan dos grandes grupos: dinámicos y de desplazamiento positivo. Los
compresores dinámicos son máquinas rotatorias de flujo continuo en la cual el
cabezal de velocidad del gas es convertido en presión. Los compresores
dinámicos se clasifican de acuerdo al flujo que manejan en centrífugos (flujo
radial), axial (flujo axial) y flujo mezclado.
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Los compresores de desplazamiento positivo son unidades de flujo intermitente,
donde sucesivos volúmenes de gas son confinados en un espacio y elevado a alta
presión. Se dividen en dos grandes grupos: reciprocantes y rotatorios. Los
primeros son máquinas en las cuales la compresión y el elemento desplazado es
un pistón con un cilindro. Los compresores rotatorios son máquinas en la cual la
compresión y el desplazamiento es afectado por la acción positiva de los
elementos que rotan.
Dentro de este capítulo nos limitaremos a estudiar los tipos de compresores más
comunes usados a nivel industrial, tales como centrífugos, axiales y reciprocantes.
4.2
Selección del Tipo Optimo de Compresor
La selección del tipo de compresor puede ser realizada por el ingeniero de
proyecto. Para lograr una selección satisfactoria se deben considerar una gran
variedad de tipos, cada uno de los cuales tiene ventajas peculiares para
aplicaciones dadas. Entre los principales factores que se deben tomar en
consideración, dispuesto hasta cierto punto en orden de importancia, se
encuentran la velocidad de flujo, la carga o presión, las limitaciones de
temperatura, el consumo de potencia, posibilidades de mantenimiento y el costo.
En la Fig. 2 se muestra el intervalo de operación de los tipos más comunes.
La selección del tipo de compresor puede ser realizada de la siguiente manera:
1.
Compare el nivel de potencia requerida con el rango de capacidad normal de
potencia incluido en este capítulo, para así eliminar algunos tipos y juzgar si
la aplicación es de rutina o si por el contrario es excepcional.
2.
Usando los criterios de la Fig. 2 de Rango de Aplicación del compresor, es
posible seleccionar el tipo de compresor “económico ó factible”. Para ello
sólo se requiere del flujo de entrada m3/s (pie3/s) y el valor de la presión de
descarga.
3.
Eliminar los tipos que resulten técnicamente inadecuados debido a los
requerimientos del servicio en particular.
4.
Para los tipos de compresores “económicos”, decida cuantas unidades y de
que capacidad serían instalados, y que equipos auxiliares principales serían
requeridos.
5.
Determine que tipos de compresores han sido aplicados a este servicio en
proyectos recientes, observando cuales han sido las variaciones de flujo en
los otros proyectos.
6.
Haga una breve comparación económica de los casos competitivos, el
procedimiento es ilustrado en las Prácticas de Diseño (versión 1986) vol I,
Sección 1, “Consideraciones Económicas de Diseño”.
7.
Si el breve estudio económico muestra una fuerte competencia entre dos o
más tipos, obtenga asesoría de un especialista en maquinarias para
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conseguir costos actuales y datos de rendimiento de por lo menos dos
suplidores de cada tipo de compresor.
La experiencia que haya adquirido una refinería en particular o un área geográfica
con un tipo particular de compresor puede influenciar la selección en casos
marginales. Experiencias previas favorable o desfavorable con un tipo de
compresor pueden estar relacionadas a:
4.3
1.
La selección del tipo de compresor apropiado para la aplicación previa.
2.
El modelo particular previamente aplicado.
3.
La proximidad de facilidades de servicio del suplidor y del personal.
4.
El tamaño y recursos especializados del personal de mantenimiento de la
planta.
5.
La disponibilidad de las herramientas adecuadas para el mantenimiento y los
servicios disponibles.
Tipos de Compresores que Requieren Atención Especial
Los siguientes tipos de compresores son rara vez usados en servicios de refinería
y en consecuencia no son cubiertos extensivamente en esta Práctica de Diseño.
La Asistencia de especialistas en maquinarias deberán en consecuencia
emplearse en la selección de estos tipos en especial:
4.4
1.
Compresores centrífugos de alta velocidad y de una sola etapa.
2.
Compresores axiales para servicios de gas.
3.
Ventiladores para servicios de gas.
4.
Compresores reciprocantes de muy alta presión (por encima de 40000 KPa
(6000 psi)).
5.
Compresores de diafragma.
6.
Compresores rotatorios diferentes al tipo de alta presión de tornillo helicoidal.
Condiciones de Servicio que Afectan la Selección del Tipo de
Compresor
Los siguientes aspectos del diseño de servicio de compresión influyen
grandemente en la Selección del tipo de compresor óptimo, estilo de construcción
y aspectos de diseño:
Disponibilidad Comercial de Modelos de Compresores
1.
Flujo volumétrico – Ver gráficos de Rango de Aplicación, Fig. 2.
2.
Presión de Descarga – Ver gráficos de Rango de Aplicación.
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Nivel de Potencia – Ver “Capacidad Normal de Potencia” en este capítulo.
Confiabilidad de los Tipos de Compresores
1.
Requerimientos de tiempo de operación entre períodos de mantenimiento.
2.
Potencial de Disponibilidad, lo cual afecta la multiplicidad seleccionada.
Este tema se cubre ampliamente en las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol.VI,
secc. “11C” “Durabilidad de máquinas compresoras y uso de auxiliares”.
Características del Gas y del Sistema de Proceso.
1.
Inyección de aceite lubricante en las corrientes de proceso – Los
compresores que requieren lubricación interna (reciprocante lubricado y el
de aletas deslizantes) son insatisfactorios para servicios de oxígeno y para
ciertos servicios de alimentación a reactores donde la formación de
depósitos de aceite contaminan seriamente a los catalizadores. La
lubricación interna al compresor no es deseable (a pesar de que es usada
frecuentemente) para servicios de aire de instrumentos y de refrigeración.
2.
Arrastre de líquido en gas de proceso – Los compresores de anillo líquido
son los menos sensibles, seguido por compresores de alta presión de tornillo
helicoidal. Los tipos más sensibles son el de aletas deslizante, los
reciprocantes lubricados, y los centrífugos de alta velocidad.
3.
Sólidos en gas de proceso – Los compresores de anillo líquido son los
menos sensibles, seguidos por los compresores a alta presión de tornillo
helicoidal. Los tipos más sensibles son los de aletas deslizante, los
reciprocantes no–lubricados, y los centrífugos de alta velocidad.
4.
Oscilaciones en peso molecular – Los compresores de desplazamiento
positivo son relativamente insensibles; los compresores dinámicos tienen
que ser diseñados anticipadamente para el rango completo, y no son
adecuados para variaciones amplias en operación normal.
5.
Sensibilidad a la temperatura de descarga del gas – Todos los tipos
pueden ser diseñados con etapas múltiples para limitar la elevación de
temperatura. Los tipos de tornillo rotativo y de lóbulo recto pueden ser
diseñados para enfriamiento por inyección de líquido.
Los compresores de anillo líquido mantienen la temperatura de descarga
cercana a la temperatura de entrada del líquido de compresión.
6.
Temperatura de entrada alta – Los compresores centrífugos y ventiladores
pueden ser diseñados especialmente para temperaturas de entrada en un
rango entre 110 y 540°C (230 y 1000°F). Los compresores de tornillo
helicoidal de alta presión pueden ser diseñados para temperaturas hasta de
230°C (450°F), por medio del uso de rotores enfriados con aceite.
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Tendencia de ensuciamiento del gas – Los compresores axiales y de alta
velocidad, y los centrífugos de etapa sencilla, no son adecuados para
servicios sucios. Un sistema de lavado permite a los compresores del tipo de
tornillo helicoidal y a los compresores centrífugos ser usados en un servicio
sucios.
Factores Técnicos que Favorecen Ciertos Tipos de Compresores
1.
Requerimiento de Cabezal – Los compresores de desplazamiento positivo
tienden a ser mas económicos que los tipos dinámicos para requerimientos
de alto cabezal.
2.
Relación de Presión – Los compresores reciprocantes de etapas múltiples
tienden a ser más económicos para altas relaciones de presión.
3.
Tipo de Elemento Motriz – Las turbinas a gas o a vapor tienden a favorecer
los tipos de compresores dinámicos y de tornillo helicoidal de alta presión
sobre los reciprocantes, porque el engranaje de trasmisión es eliminado o
simplificado.
Factores que Incluyen Directamente sobre las Comparaciones Económicas
4.5
1.
Precios de Máquina – Consulte a especialistas en maquinarias para
estimados suplementarios.
2.
Nivel de costo de instalación que resulta del tamaño físico, complejidad
mecánica y requerimiento de multiplicidad. Los compresores dinámicos y de
tornillo helicoidal de alta presión tienen costos significativamente menores
que lo compresores reciprocantes.
3.
Eficiencia – Influye en los costos de operación. Ver datos de eficiencia en
el capítulo PDVSA–MDP–02–K–04.
4.
Requerimientos de mantenimiento – Ver “Costos de Mantenimiento de
Maquinarias para compresores”, Prácticas de Diseño (versión 1986), vol.VI,
Sec. “11C” “Durabilidad de Máquinas Compresoras y Uso de Auxiliares”.
Gráficos de Rango de Aplicación
En la Fig. 2 de este capítulo se incluyen gráficos de rango de aplicación para cada
uno de los tipos principales de compresores y estilos de construcción, usando el
flujo volumétrico actual a la entrada y nivel de presión a la descarga como
parámetros distintivos. Observe que se indican dos rangos para cada tipo y estilo.
1.
El rango “Factible”, en el cual se ofrecen modelos comerciales de por lo
menos un suplidor mayor, indicando factibilidad técnica.
2.
El rango “Económico”, en el cual cerca del 90% de las solicitudes son
actualmente hechas, y para las cuales se ofrecen modelos de por lo menos
dos suplidores, indicando la competencia económica con otros tipos.
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Para el campo de aplicación que queda dentro del rango de factibilidad pero fuera
del rango económico la experiencia de operaciones a menudo muy limitada, las
fuentes de suministro usualmente son limitadas, y se requiere de algún grado de
diseño especial (en vez de normalizado) para la mayoría de los suplidores.
Para servicios donde el flujo volumétrico y la presión de descarga caen dentro del
rango económico de un tipo de compresor solamente, el proceso de selección del
tipo de compresor es directo. Para servicios donde el flujo volumétrico y la presión
de descarga caen dentro del rango económico de más de un tipo de compresor,
se requiere un estudio de selección del tipo de compresor.
4.6
Comparación de Características de Varios Tipos de Compresores
Capacidades Normales de Potencia – Las Capacidades Normales de Potencia
en kW (HP) (por carcaza o estructura) de los tipos de compresores más aplicados
comúnmente, pueden resumirse como sigue:
Tipo de
Compresor
Capacidad
Máxima Normal
de Potencia
Actualmente
Factible
Menor Capacidad
Normal de
Potencia Común
Mayor Capacidad
Normal de
Potencia
Comúnmente
Aplicada
kW (HP)
kW (HP)
kW (HP)
Centrífugo Multi
etapa
900 (1200)
15000 (20000)
26000 (35000)
Centrífugo de
Alta Velocidad
20 ( 25 )
150 ( 200)
300 ( 400 )
Axial
3750 (5000)
20000 (28000)
60000 (80000)
Reciprocante
40 ( 50 )
3000 ( 4000)
9000 (12000)
Diafragma
1 ( 1)
Tornillo
Helicoidal de
Alta Presión
225 ( 300)
Tornillo
Helicoidal de
Baja Presión
7.5 ( 10)
375 ( 500)
Tornillo Espiral
de Baja Presión
40 ( 50)
600 ( 800)
Lóbulo Recto
1 (1)
340 ( 450)
Alabe Director
Deslizante
1 ( 1)
325 ( 430)
Anillo Líquido
2 ( 3)
375 ( 500)
45 ( 60)
1100 ( 1500)
4500 ( 6000)
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Características Mecánicas – Refiérase a la Tabla 1 para una comparación de las
características mecánicas de los tipos de compresores usados más
frecuentemente en las plantas de proceso. La Tabla 2 describe las formas en que
las condiciones de servicio influyen en el diseño mecánico de los compresores.
Características de Eficiencia del Cabezal – Capacidad – Una comparación
general de las formas de las curvas características de cabezal (o relación de
presión) contra capacidad para los diferentes tipos de compresores se muestran
en la Fig. 3. Las formas de las curvas son importantes en el diseño de sistemas
de control, determinando las calibraciones de las válvulas de seguridad;
seleccionando el tamaño del elemento motriz, etc. Detalles sobre las formas de
las curvas de compresores axiales y centrífugos se incluyen en las Prácticas de
Diseño (versión 1986), vol.VI, Sec. “11E y F” “Compresores Centrífugos y
Compresores Axiales”.
4.7
Tipos de Compresores para Servicio en Vacío
Tipos Aplicables – El término “Bomba de Vacío” se refiere a cualquier tipo de
compresor con una presión de entrada por debajo de la atmosférica. Para obtener
una presión absoluta de entrada muy baja (“altos vacíos”). Por ejemplo, por debajo
del 13.5 KPa (4 pulg Hg) absoluta, se colocan en serie dos o más bombas de vacío,
con frecuencia de diferentes tipo. Por ejemplo, un equipo de bomba de vacío
comercial consiste en un eyector trabajando con aire atmosférico descargando a
un compresor de anillo líquido. La Fig. 4 muestra los rangos de presión en que los
diferentes tipos son aplicados.
Características Especiales – Los servicios al vacío tienen varias características
significativamente diferentes de otros servicios de compresión, algunas son:
1.
Los compresores son físicamente grandes para un flujo másico dado, debido
a la baja densidad del gas a las condiciones de entrada a vacío.
2.
Silenciadores a la entrada, filtros y tuberías deben ser dimensionados
holgadamente para caídas de presiones muy bajas debido al efecto
significativo de la relación de presión y el requerimiento de cabezal.
3.
Los sellos de ejes de los compresores tienen que prevenir la fuga de aire
hacia la máquina, como también prevenir la fuga de gas a la atmósfera.
4.
La masa y la inercia de las partes movibles tienden a ser altas en relación con
la capacidad normal requerida por el elemento motriz, porque la baja
densidad del gas origina que el requerimiento normal de potencia sea bajo.
Frecuentemente se requiere sobredimensionar el elemento motriz a fin de
proporcionar suficiente torque y así poder acelerar la unidad a máxima
velocidad.
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5.
Para los compresores reciprocantes, el enfriamiento de la chaqueta del
cilindro tiende a ser poco efectivo en la remoción del calor de compresión,
debido al bajo flujo másico de gas con respecto al flujo de agua de
enfriamiento.
6.
El dimensionamiento del elemento motriz tiene que permitir máxima carga
durante el período de evacuación del sistema de arranque, este período
también es conocido como “bombeo disminuido” o “barrido inicial”. A medida
que disminuye la presión de entrada durante la evacuación, el caballaje
requerido alcanza un pico entre la condición de entrada atmosférica y la
condición de entrada de operación. Esta característica de potencia contra
presión de entrada tiene que ser evaluada por el suplidor de bombas de vacío
para determinar el tamaño del elemento motriz mínimo permisible.
El servicio de evacuación para eyectores es cubierto en el documento
MDP–02–J–01 “Eyectores”
Selección del Tipo de Compresor para Servicio en Vacío – La selección del tipo
de compresor para servicios en vacío es algo más difícil que para otros servicios,
ya que existe una amplia variedad de selección entre eyectores y varios tipos de
compresores rotativos, reciprocantes y centrífugos. Los conjuntos de
equipos–paquetes normales están comercialmente disponibles para varias
capacidades y niveles de vacío. La selección final del tipo de compresor puede no
ser práctica, antes de que sean solicitadas las propuestas completas al suplidor.
El siguiente procedimiento se recomienda:
1.
Use la Fig. 4 para determinar los tipos aplicables, basados en la presión de
entrada. Para presiones de descarga mayores que la atmosférica,
seleccione los tipos de compresores aplicables, en base a la relación de
comparación de presión.
2.
Elimine tipos inadecuados técnicamente, por razones tales como:
a.
Compresores reciprocantes y los de álabe director deslizante. No son
adecuados donde el arrastre de líquido pueda ser posible.
b.
El vapor, la electricidad, o el agua de enfriamiento podrían no estar
disponibles en el sitio de instalación.
c.
El requerimiento de capacidad puede estar fuera del rango factible para
algunos tipos (ver gráficos de Rango de Aplicación).
d.
Una variación grande en el peso molecular no es adecuada para
compresores dinámicos.
e.
Características de ausencia de aceite podrán requerirse.
f.
Los eyectores multietapa no condensantes son ineficientes para servicios
continuos.
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Las características de cada tipo de compresor se presentan en detalle en las
Prácticas de Diseño (versión 1986),vol. VII 11F hasta 11J.
3.
Decida entre eyectores y compresores basandose en:
a.
Necesidades de confiabilidad y uso de auxiliares.
b.
Costos de inversión preliminar.
c.
Consumo de servicios y costos.
Los eyectores son muy confiables y tienen bajo costo inicial, pero las bombas
mecánicas de vacío, son de 3 a 10 veces más eficiente.
4.
4.8
Si la selección no resulta obvia sobre esta base, haga una comparación
económica detallada de inversión y costos de operación de los tipos que
sean aplicables.
Tipos de Compresores para Servicio de Aire de Planta
Selección del Tipo de Compresor: Debido a la amplia variedad para elegir, la
tecnología cambiante y la gran competencia entre los tipos de compresores,
usualmente resulta más ventajoso hacer la selección final del tipo de compresor
para servicio de aire de planta durante la ingeniería de detalle, basándose en las
propuestas comerciales competentes, en vez de hacerlo durante la fase de diseño
de planta. Vea los gráficos de Rango de Aplicación para determinar los tipos más
propensos a ser competitivos.
Un tipo de compresor libre de aceite es preferido al reciprocante lubricado cuando
cualquier porción del aire comprimido sea usado como aire de instrumento, de tal
manera que la limpieza del sistema de aire de instrumento de la planta no depende
del mantenimiento y del rendimiento del equipo de remoción de aceite.
Tipos Aplicables – Los siguientes seis tipos de compresores compiten ahora
para aplicaciones de servicios de planta y servicio de aire de instrumento (760 a
900 Kpa. barométrica (110 a 130 psia)) de acuerdo a los rangos de capacidad
comúnmente necesitados para grandes refinerías y plantas químicas:
1.
Reciprocantes Lubricados – Este fue por mucho tiempo el tipo más
frecuente, hasta 1965. Los modelos están bien desarrollados y altamente
normalizados; la eficiencia y la confiabilidad son altas. Las desventajas son:
a.
Las facilidades para la remoción de aceite lubricante del pistón deberán
ubicarse en la parte de la descarga, cuando se alimente el sistema de
distribución de aire para instrumentos; este equipo requiere de un
mantenimiento frecuente y no es por lo general completamente efectivo.
b.
Las paradas para mantenimiento de estos compresores son más frecuentes
que para los rotativos y centrífugos.
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c.
Los costos son elevados para flujos altos.
2.
Reciprocantes no Lubricados con Anillos de Presión de Teflón – Los
diseños de los materiales y las paredes de desgaste han mejorado a tal
punto, que el requerimiento de mantenimiento de los modelos comerciales
completamente desarrollados es moderadamente mayor que para los
modelos reciprocantes lubricados convencionales.
3.
De Tornillo Helicoidal de Alta Presión – Este tipo ha sido usado
ampliamente en Europa para plantas y servicios de aire de proceso desde
finales de la década del cincuenta . Los costos son bajos para capacidades
altas; la operación es libre de aceite.
4.
Unidad Paquete Centrífugo de Aire de Planta – Este tipo es de multietapas
y de velocidad muy alta. La mayoría de los modelos usan carcazas
separadas para cada impulsor, montadas sobre una caja de engranajes
común e impulsadas por multiples piñones.
El compresor viene en el paquete con un sistema de interenfriamiento
pre–entubado. La mayoría de los fabricantes de estos compresores tienen
modelos comerciales con un gran número de instalaciones que van desde
0.85 m3/s (1800 pie3/m) hasta 7 m3/s (15000 pie3/min). Modelos para flujos
mayores y menores se están desarrollando actualmente. Las unidades son
interenfriadas para lograr una eficiencia alta; ellas son de bajo costo para
grandes volúmenes; la operación es libre de aceite. Los registros de
confiabilidad no han alcanzado a los de los centrífugos de procesos
convencionales.
5.
Centrífugos Interenfriados de Gran Volumen – Son de carcaza sencilla
dividida horizontalmente, de baja velocidad. Desarrollados en los años
cincuenta, para la compresión de baja potencia de grandes volúmenes de
aire en los servicios de proceso (licuefacción, plantas de amoníaco, etc.),
pero aplicables y económicos para servicios de aire de planta en refinerías
grandes.
6.
Reciprocante de Pistón Tipo Laberinto (Sulzer) – Libre de aceite, de costo
más alto y eficiencia marginalmente más baja que los de estilo no lubricados
de anillo plástico; pero más bajos en requerimientos de mantenimiento. El
alto costo inicial es difícil de justificar para servicios de aire de planta, a pesar
de los bajos requerimientos de mantenimiento.
Práctica del uso de Auxiliares para Compresores de Aire de Planta – Todos
los tipos de compresores mencionados anteriormente a excepción del tipo
centrífugo interenfriador de gran volumen, requieren un mínimo de dos unidades
iguales instaladas. El centrífugo interenfriador de gran volumen, requiere de un
auxiliar parcial (con cualquier tipo de compresor) para cubrir las necesidades
mínimas de aire de planta durante las paradas poco frecuentes para
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mantenimiento. Este grado de conservacionismos en compresores auxiliares de
aire de planta se requiere a fin de proveer un suministro de aire continuo mientras
el otro compresor este recibiendo mantenimiento. Esto permite que el
mantenimiento de los compresores de aire de planta sea realizado mientras la
planta está operando, en vez de realizarse durante las paradas de planta, cuando
el consumo de aire de servicio puede estar a su máximo.
Las refinerías que son expandidas frecuentemente tendrán unidades
compresores de aire colocadas en paralelo con las unidades originales. El
dimensionamiento de las unidades incrementales esta basado en un mínimo de
100% de capacidad disponible con cualquier compresor parado.
5
GUIA PARA LA SELECCION
Los tipos de compresores usados en la industria son: Centrífugos, de flujo axial
y reciprocantes. Los compresores rotatorios sólo son usados en servicios
especiales.
A continuación se presenta una guía para la selección del tipo de compresor
basados en ventajas y desventajas, principios de operación y limitaciones críticas
de cada uno.
5.1
Incentivos para la Selección de Compresores
Compresores Centrífugos
Aunque los compresores centrífugos ocasionalmente compiten con los
compresores axiales y rotatorios, como también con los reciprocantes, los
incentivos para la selección de este tipo de compresor puede ser usualmente
relacionada a su principal o más frecuente competidor: el compresor reciprocante.
Las principales ventajas y desventajas con respecto a los reciprocantes pueden
ser sintetizadas como sigue:
Ventajas
1.
Continuos y largos tiempos de funcionamiento (típicamente 3 años) son
posibles con una alta confiabilidad, eliminando la necesidad de múltiples
compresores y la instalación de equipos de reserva.
2.
Por las mismas condiciones de operación, los costos del equipo son bajos
dado los altos flujos manejados.
3.
Los compresores centrífugos son pequeños y livianos con respecto a su
capacidad de flujo, por lo que requieren poca área para su instalación.
4.
Los costos de instalación son bajos debido a su pequeño tamaño, ausencia
de fuerzas recíprocas y porque generalmente se requiere la instalación de
una sola unidad.
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5.
Costos más bajos por atención y por mantenimiento total.
6.
Cuando se selecciona una turbina a vapor como equipo motriz, los rangos
de velocidad alcanzados permiten un acople directo (no requiere unidad
reductora) por lo tanto se minimizan los costos por equipo, reduciendo los
requerimientos de potencia e incrementando la confiabilidad de la unidad.
7.
El control de flujo es simple, continuo y eficiente en un amplio rango.
8.
No existe contaminación con aceite lubricante del gas de proceso (o aire)
como ocurre en el caso de los compresores reciprocantes.
9.
Características de flujo suave, sin pulsaciones de presión (por encima del
punto de oleaje (surge)).
Desventajas
1.
Menor eficiencia (de 7 a 13%) que la mayoría de los tipos de compresores
de desplazamiento positivo al mismo flujo y relación de presión,
especialmente con relaciones de presiones mayor que 2.
2.
La operación no es eficiente por debajo del punto de oleaje, puesto que la
recirculación es necesaria.
3.
La presión diferencial es sensible a los cambios en las propiedades del gas,
especialmente en el peso molecular. Esto hace que el diseño de
compresores sea muy crítico para corriente de gases con pesos moleculares
variables debido a que este tipo de maquinaria tiene una definida limitación
de cabezal.
4.
Para gases con bajos pesos moleculares, la relación de presión por etapa es
baja, teniendo que requerirse un largo número de etapas por maquinaria,
creando por tanto complejidad mecánica.
5.
Los modelos centrífugos convencionales generalmente no están disponibles
para manejo de flujos a condiciones de descarga bajo 0.15 m3/s (300
pie3/min), real.
Compresores Axiales
Los compresores axiales compiten directamente con los centrífugos en el rango
de 24 a 90 m3/s real (50000 a 190000 pie3/min real). Usualmente, es necesario
una comparación económica específica en dicho rango, por debajo de 33 m3/s real
(70000 pie3/min real) el compresor centrífugo es más atractivo, por encima de 61
m3/s real (130000 pie3/min real), el axial es más atractivo desde el punto de vista
económico y de experiencia de diseño. Los resultados tienden a depender de las
circunstancias específicas del caso, más que de comparaciones generalizadas de
los dos tipos de equipo. La siguiente lista de ventajas y desventajas generales
pretende servir de guía para el estudio de cada caso:
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Ventajas
1.
Capacidades muy altas de flujo por cada compresor: de 140 a 190 m3/s real
(300000 a 400000 pie3/min real). Por encima de los 61 m3/s real (130000
pie3/min real) más diseños de compresores axiales que centrífugos están
disponibles.
2.
La eficiencia puede ser hasta 10% mayor que la de los centrífugos,
resultando en menor consumo energético, al igual que el motor o turbina y
un sistema de suministro de servicios más pequeños.
3.
Menor tamaño físico y menor peso que los centrífugos, permitiendo menores
costos de instalación; por ejemplo, menor tamaño del resguardo techado,
grúas más pequeñas, menos espacio requerido, fundaciones menores,
menores esfuerzos de manejo e instalación, etc.
4.
Si se mueve con una turbina de gas o vapor, la mayor velocidad usualmente
permite acoplamiento directo (sin caja reductora) y diseños eficientes de
turbina.
5.
El diseño de rotor y carcaza puede proveer flexibilidad para hacer
modificaciones menores de comportamiento de manera un poco más
conveniente (agregando, quitando o cambiando etapas y ajustando los
ángulos de los álabes del estator) que en los compresores centrífugos.
6.
Mayor relación de compresión por carcaza debido a mayor eficiencia, según
la limitación de temperatura de descarga.
7.
Más fáciles de operar en paralelo con compresores de cualquier tipo que los
centrífugos, debido a su empinada curva cabezal–capacidad.
Desventajas
1.
Rango más estrecho de flujo para operación estable, especialmente con
impulso de velocidad constante, a menos que se use un costoso diseño de
álabes de estator de ángulo variable.
2.
Los sistemas de control de flujo y los controles de protección anti–oleaje son
más complejos y costosos que para los centrífugos. El control anti–oleaje
debe ser muy confiable, pues el oleaje puede dañar un compresor axial muy
rápidamente.
3.
El deterioro de su desempeño debido a ensuciamiento en la ruta del gas y
a erosión es más severo que en los centrífugos. Esto requiere mayor
filtración en la succión y hace a los compresores axiales no aptos para
corridas continuas largas en servicios sujetos a ensuciamiento.
4.
Los daños por objetos extraños succionados tienden a ser más extensos que
en los centrífugos.
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5.
Hasta el presente, los modelos desarrollados para la utilización en procesos
tienen generalmente un límite de presión más bajo que los centrífugos (sin
embargo, los axiales tienen el potencial para ser desarrollado para niveles
de presión por lo menos tan altos como los de los centrífugos).
6.
La experiencia en servicios diferentes al del aire es muy limitada hasta la
fecha, haciendo difícil la justificación de su utilización para un nuevo gas.
7.
Si se considera necesario un rotor completo de repuesto para el axial en lugar
de un juego de álabes sueltos del rotor, el costo de los repuestos principales
(incluyendo los álabes de estator) tiende a ser mayor en el axial que en el
centrífugo, aproximadamente 37 a 43% del precio base del equipo vs. 26 a
32% para el centrífugo. Si, por otra parte, se compran etapas sueltas del rotor
como repuestos para el axial en lugar de un rotor completo, el costo del rotor
de repuesto, y los álabes del estator totalizará sólo de 19 a 24% del costo
base del axial, con una ventaja neta sobre el centrífugo.
8.
Niveles de ruido más altos que el centrífugo, requiriendo tratamiento acústico
más extensivo y severo.
Compresores Reciprocantes
Los compresores reciprocantes compiten con el resto de los compresores excepto
con los compresores centrífugos y axiales a flujos muy grandes. Sus principales
ventajas y desventajas son las siguientes:
Ventajas
1.
Disponible para capacidades por debajo del rango de flujo económico de los
compresores centrífugos.
2.
Son económicos para altos cabezales típicos de gases de servicio de bajo
peso molecular.
3.
Disponibles para altas presiones; casi siempre son usados para presiones
de descarga por encima de 25000 KPa man. (3500 psig).
4.
Son mucho menos sensitivos a la composición de los gases y a sus
propiedades cambiantes que los compresores dinámicos
5.
Apropiado para cambios escalonados de flujo de 0 a 100%, a través del
espacio muerto y las válvulas de descarga con un mínimo desgaste de
potencia a bajos flujos.
6.
La eficiencia total es mayor que la de los compresores centrífugos para una
relación de presiones mayor que 2.
7.
La intensidad del flujo cambia para los diferentes niveles de presión de
descarga.
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8.
Presentan una temperatura de descarga menor que los compresores
centrífugos debido a su alta eficiencia y a su sistema encamisado de
enfriamiento.
9.
Son mucho menos sensitivos a desalineamiento en el acoplador y a
esfuerzos en la tubería que los compresores centrífugos, axiales y rotatorios,
los cuales operan a velocidades de rotación mayores.
Desventajas
5.2
1.
Fundaciones mucho más grande para eliminar las altas vibraciones debido
a las fuerzas reciprocantes.
2.
En servicios continuos, se requieren múltiples unidades para impedir
paradas de planta debido al mantenimiento de compresores.
3.
Los costos de mantenimiento son de 2 a 3 veces mayores que los costos para
compresores centrífugos.
4.
El potencial de funcionamiento continuo es mucho más corto que el de los
compresores centrífugos, la frecuencia de paradas es mucho mayor, debido
a fallas en las válvulas.
5.
Los compresores reciprocantes son sensitivos al arrastre de sólidos, debido
a la fricción presente de las diferentes partes del equipo.
6.
Las máquinas lubricadas son sensitivas al arrastre de líquido, debido a la
destrucción de la película lubricante.
7.
Es necesario un área de ubicación mayor que la utilizada por los
compresores de tipo rotatorio y centrífugo.
8.
Las máquinas lubricadas inyectan aceite de lubricación en la corriente de
gas; mientras que las máquinas no lubricadas requieren el cambio frecuente
de partes desgastadas.
9.
Comparado con otros tipos de compresores se requiere una inspección más
continua, debido a la susceptibilidad a fallar en las válvulas y en el sistema
de lubricación.
Principios de Operación
Compresores Centrífugos
Los compresores centrífugos generan un cabezal de descarga por desarrollar
altas velocidades del gas en un impulsor centrífugo, convirtiendo una porción de
esta velocidad en presión en el impulsor y completando la conversión en el pasaje
del difusor, este modo de operación clasifica el equipo como un compresor
“dinámico”. Los compresores y ventiladores centrífugos desarrollan la más alta
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velocidad en un plano perpendicular al eje, mientras que los compresores y
ventiladores axiales, los cuales también pueden operar según el principio
dinámico, desarrollan velocidad en la misma dirección del eje.
La cantidad de energía que un compresor es capaz de impartir a cada unidad de
masa de gas es limitada por la velocidad periférica de los álabes del impulsor. De
esta manera el compresor centrífugo tiene un máximo cabezal de capacidad,
siendo limitado por la velocidad giratoria del rotor, la cual a su vez es limitada por
el esfuerzo permisible del impulsor. Para permitir la operación de impulsores
sometidos a esfuerzos que pueden llegar tan alto como 400 a 590 MPa (60000 a
85000 psi) se utilizan aceros de alta dureza en la fabricación de éstos.
Compresores Axiales
Los compresores axiales son máquinas “dinámicas” por cuanto desarrollan
presión acelerando el gas y convirtiendo (por difusión) la alta velocidad resultante
en presión. Mientras el compresor centrífugo (que también es una máquina de tipo
“dinámico”) desarrolla velocidad por medio de “fuerza” centrífuga, con flujo en la
dirección radial, el axial emplea álabes especialmente construidos para forzar el
flujo en una dirección predominantemente axial. La energía es transmitida al gas
usando los álabes del rotor para incrementar el impulso en la dirección tangencial.
La función primaria de los álabes del estator es redireccionar el flujo de una hilera
de álabes rotatorios hacia la siguiente con un ángulo eficiente. La conversión de
velocidad a presión (difusión) es compartida entre los álabes rotatorios y los
álabes estacionarios en la mayoría de los diseños de compresores comerciales.
Máquinas de una sola etapa que aplican este principio de diseño son llamados
sopladores axiales de aspas. Las versiones multietapas son llamados
“compresores axiales”. Pueden ensamblarse hasta 17 etapas en una sola
carcaza, con colocación alternada de álabes rotatorios y estacionarios.
Los compresores axiales son enfriados sólo por radiación superficial nominal, y
este efecto menor es usualmente anulado por el aislamiento acústico.
Los compresores axiales tienen volutas grandes y de baja velocidad en los
extremos de entrada y de descarga para permitir el flujo en dirección axial hacia
y desde el rotor, así como para minimizar disturbios de flujo en cada extremo del
rotor, manteniendo bajas las caídas de presión en las boquillas. La velocidad del
gas entrando a los álabes de la primera etapa es típicamente dos veces la
velocidad comparable del gas a la entrada de la primera etapa impulsora de un
compresor centrífugo, en el orden de 120 a 150 m/s (400 a 500 pie/s). Esto resulta
en una reducción de presión estática tan significativa en el plano donde el gas
entra al rotor que la presión diferencial entre ese plano y la brida de entrada provee
un medio bastante preciso para la medición de flujo, una vez efectuada una
calibración adecuada.
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Compresores Reciprocantes
Los compresores reciprocantes son máquinas de “desplazamiento positivo” los
cuales operan mediante una reducción positiva de un cierto volumen de gas
atrapado dentro del cilindro mediante un movimiento reciprocante del pistón. La
reducción en volumen origina un alza en la presión hasta que la misma alcanza
la presión de descarga; y ocasiona el desplazamiento del fluido a través de la
válvula de descarga del cilindro.
El cilindro está provisto de válvulas las cuales operan automáticamente por
diferenciales de presión, al igual que válvulas de retención (check valves), para
admitir y descargar gas. La válvula de admisión abre cuando el movimiento del
pistón ha reducido la presión por debajo de la presión de entrada en la línea. La
válvula de descarga se cierra cuando la presión acumulada en el cilindro deja de
exceder la presión en la línea de descarga luego de completar el golpe de
descarga, previniendo de esta manera el flujo en sentido reverso.
La teoría de compresión en el cilindro de compresores reciprocantes es tratada
más a fondo en los libros técnicos. Refiérase a “Compressed Air Gas Data” para
un resumen más detallado.
5.3
Limitaciones Críticas
Compresores Centrífugos
Temperatura de Descarga – La temperatura permitida de descarga de los
compresores centrífugos está limitada de las siguientes maneras:
Temperatura permitida de descarga:
1.
Consideraciones de Proceso – Debido a que el funcionamiento del
compresor centrífugo es sensible a las restricciones de flujo, el
ensuciamiento por polimerización se debe evitar. Esto limita la temperatura
permitida a 120°C (250°F) en la descarga a aquellas corrientes ricas en
diolefinas y olefinas.
2.
Limitaciones del Material – El hierro fundido, el cual se emplea
normalmente en carcazas de baja presión, limita la temperatura del
compresor a 230°C (450°F). El plomo se usa en algunos compresores
centrífugos en los laberintos opuestos del pistón de balance, limitando así la
máquina a más o menos 195°C (380°F).
3.
Limitaciones Estructurales – Las formas complejas de carcazas usadas en
modelos de compresores centrífugos para servicios de volumen alto, presión
baja y boquillas múltiples tienden a distorsionar excesivamente cuando están
expuestos a gradiente de temperatura mayor de 175°C (350°F). Las
tolerancias muy pequeñas, radiales y axiales, que se requieren para alta
eficiencia son adversamente afectadas por las distorsiones de la carcaza.
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Los diseños especiales de compresores centrífugos están disponibles para
temperaturas a la descarga tan altas como 425 a 540°C (800 a 1000°F).
Para servicios de regeneración en caliente hasta 260°C (500°F), se usan
comúnmente construcciones de etapa simple suspendida con modificaciones solo
a los sellos de ejes y se han aplicado para servicios mayores de 425°C (800°F).
Temperatura de Entrada – Temperaturas de entrada tan bajas como –115°C
(–175°F) pueden ser manejadas por diseños convencionales con la selección de
materiales adecuados. Para servicios de más bajas temperaturas, debe
consultarse a especialistas.
Presión de Descarga – Los diseños de compresores centrífugos están
disponibles comercialmente para presiones de descarga de 38000 kPa man.
(5500 psig), y están siendo desarrollados para presiones de 48000 a 62000 kPa
man. (7000 a 9000 psig).
Cabezal – Muchos de los diseños de compresores centrífugos se limitan de 8 a
9 impulsores por carcaza. Unos pocos diseños comerciales pueden acomodar 10,
11 ó 12 etapas. El cabezal que cada etapa del compresor puede desarrollar es
típicamente de 3000 m (10000 pie) para gases cuyos pesos moleculares están en
el rango del aire, 2600 m (8500 pie) para gases con M = 55 y 3500 m (11500 pie)
para gases con M = 5. El cabezal promedio por etapa es usualmente menor que
el máximo cabezal desarrollado por etapa. El cabezal total por carcaza rara vez
excede los 30000 m (100000 pie). Muchos modelos tienen limitaciones muy por
debajo de este nivel.
Los compresores de etapa simple y alta velocidad se pueden especificar para
cabezales tan altos como 8500 m (28000 pie). Las etapas de los compresores
centrífugos, paquetes que manejan aire de planta, alcanza de 6100 a 6700
m/etapa (20000 a 22000 pie / etapa). Los impulsores especiales de alto
desempeño que se utilizan en compresores multietapas desarrollan cabezales tan
altos como 5200 m (17000 pie).
Flujo Volumétrico a la Entrada – El mínimo para máquinas convencionales está
cercano a 0.17 m3/s (350 pie3/min) real para gases limpios y 0.24 m3/s (500
pie3/min) real para gases sucios. El máximo de unos pocos fabricantes está en el
rango de 71 a 90 m3/s (150000 a 190000 pi3/min) para el aire y cerca de la mitad
de este nivel para gases. Este nivel ha sido alcanzado por arreglos tanto de flujo
sencillo como de flujo doble.
Flujo Volumétrico a la Descarga – El mínimo es ligeramente más bajo que la
limitación a la entrada, típicamente entre 0.14 y 0.19 m3/s (300 a 400 pie3/min) real,
actuando a condiciones de descarga. El máximo no es significante.
Sensibilidad Mecánica – Los compresores centrífugos son especialmente
sensibles a las siguientes condiciones mecánicas:
1.
Deficiencia de aceite lubricante en los cojinetes.
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2.
Sucio en el aceite lubricante.
3.
Desalineación del acoplamiento.
4.
Desbalanceo del rotor debido a cuerpos extraños que se alojan en el
impulsor o por pérdida irregular de metal en los impulsores.
5.
Líquido entrampado.
Compresores Reciprocantes
Sensitividad a los Líquidos – Los compresores reciprocantes están
especialmente propensos a dañarse por líquidos en la corriente de gas. Ver
Capítulo PDVSA–MDP–02–K–02
“Principiuos Básicos”, Líquidos en Corrientes
Gaseosas. El arrastre de líquido en forma de neblina tiende a quitar la película
lubricante en el cilindro y en los anillos del pistón, acortando por consiguiente
drásticamente la vida de servicio entre paradas. Una gota de líquido llevada dentro
del compresor a través de la boquilla de entrada, puede ser extremadamente
peligroso debido a que ésta es no comprimible; muchas de las explosiones e
incendios han ocurrido por la rotura de cilindros. Cilindros de compresores
horizontales deben tener descargas en el tope y en la parte inferior de la succión
cuando el gas que se maneja es saturado, según API Standar 618, de tal manera
que cualquier líquido que entre sea drenado en la menor oportunidad posible para
evitar acumulación de depósitos.
Limitaciones en la Relación de Compresión – En general la relación de presión
en compresores de aire de una sola etapa está limitada entre 4.4 y 5.0 a presiones
relativamente bajas, y de 2 a 2.5 en la succión para presiones por encima de 7000
KPa (1000 psig). La relación de compresión está limitada por el diseño mecánico
del compresor; es decir la máxima carga que un brazo puede llevar debido al
diferencial de presión que actua en el pistón y por la baja eficiencia volumétrica que
acompañan los aumentos en la relación de compresión. También, una alta relación
de compresión está normalmente acompañada por un incremento grande de
temperatura, el cual puede causar problemas de lubricación.
Como una excepción al criterio arriba indicado los compresores de una sola etapa,
de bajo costo, hasta 75 Kw (100 HP), son usados para cocientes de compresión
tan altos como 7.8 (700 KPa man. (100 psig) de descarga), aunque las altas
temperaturas y los diferenciales de presión llevan a factores de servicio más bajos
en este tipo de equipos. Estos altos cocientes no deben ser especificados cuando
el servicio es continuo y se requiere un alto grado de confiabilidad; etapas
adicionales deben agregarse para reducir la relación de compresión por etapa.
Limitaciones en la Temperatura de Descarga – Ver la Tabla 3, donde se indican
las temperaturas de descarga permitidas para compresores reciprocantes para
varios gases y diseños. Los factores que limitan la temperatura de descarga en
compresores reciprocantes son:
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1.
En todos los compresores lubricados, el mantenimiento de una adecuada
viscosidad en la película lubricante y la prevención de la degradación del
aceite lubricante en depósitos de coque.
2.
En aire y otros servicios ricos en oxígeno, la prevención de la ignición de
depósitos de aceite lubricante en el sistema de descarga.
3.
En servicios de bajo peso molecular, un valor de diseño conservador debe
usarse para permitir compensación por el deterioro debido a la inevitable
fuga en válvulas y paso de gases de combustión al pistón.
4.
En servicios de alta presión de polietileno, prevención de polimerización de
los gases.
5.
Cilindros fundidos en compresores registrados para presiones superiores a
2100 kPa man. (300 psig) y todos los cilindros forjados los cuales tienen
paredes y recubrimientos gruesos, por consiguiente un enfriamiento muy
pobre del aceite lubricante, requieren por lo tanto límites de temperatura de
descarga más bajos.
6.
La temperatura de descarga de compresores no lubricados y con sellos de
teflón, está limitada por el teflón el cual esta expuesto al calor generado por
la fricción al mismo tiempo que al calor generado por la compresión.
Pequeños compresores reciprocantes (potencias por debajo de 75 hasta 115 kW
(100 a 150 HP)), diámetro de cilindro 300 mm (12 pulg) producen temperaturas
de descarga por debajo de la isentrópica debido al alto cociente de enfriamiento
de la superficie, al flujo de enfriamiento y al flujo de la masa de gas. Por
consiguiente los mismos son aplicados a los valores de temperatura de descarga
isentrópicos por encima del valor de temperatura de descarga permitido. Se
recomienda consultar al especialista en la maquinaria.
Donde existe alarmas indicadoras de temperaturas de descarga, las mismas
deben ser calibradas a 14°C (25°F) más que la temperatura de descarga normal
(real) para iniciar la investigación. Un incremento de 22°C (40°F) sobre lo normal
garantiza una parada para inspección interna.
Diseño de Etapas para Limitar la Temperatura de Descarga – Gran parte del
enfriamiento del gas en un cilindro de un compresor reciprocante enfriado se
realiza a medida que el gas fluye hacia afuera, a través de la cámara de la válvula
de descarga, en la vía hacia la boquilla de descarga luego de que el tiempo de
compresión es completado. (Esta es la razón por la cual el enfriamiento tiene sólo
un efecto muy pequeño en el desempeño del compresor). La temperatura pico
alcanzada por el gas (y la máxima temperatura a la cual está expuesta la película
lubricante) es por consiguiente mucho más grande que la que se pueda medir a
la descarga.
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La temperatura a la cual hay un efecto adverso en el desgaste del cilindro, debido
a la reducción en la viscosidad del lubricante, es la verdadera temperatura pico,
en lugar del estimado isentrópico de la temperatura de descarga, a la temperatura
a la que el gas sale de la boquilla de descarga. Por consiguiente, cuando existe
una condición que tiende a colocar la temperatura de descarga significativamente
más alta que la temperatura isentrópica de descarga, o la temperatura pico del
cilindro significativamente mayor que la temperatura de descarga de la boquilla,
debe ponerse un especial cuidado en la realización del diseño de las etapas.
Las pruebas del suplidor, y las experiencias de servicio son los recursos más
preciados para datos sobre funcionamiento y recomendaciones para el diseño de
las etapas para el manejo de servicios donde el punto de temperatura de descarga
es crítico.
Limitaciones en la Temperatura de Entrada – La mínima temperatura
permisible para cilindros de hierro gris fundido es –45°C (–50°F). La resistencia
al impacto del hierro fundido no cambia con bajas temperaturas.
La temperatura más baja para compresores lubricados es de –48 °C (–55°F). El
aceite lubricante debe ser seleccionado muy cuidadosamente para temperaturas
de entrada bajo cero. Se requieren compresores no lubricados en el caso de que
la temperatura de succión se encuentre por debajo de –48 °C (–55°F), o si el aceite
lubricante no se tolera en el gas. El uso de compresores no lubricados para gases
se debe evitar (especialmente gases secos e inertes) cuando sea posible, ya que
los requerimientos de mantenimiento son casi el doble que para las máquinas
lubricadas.
Para temperaturas de entrada por debajo de 15°C (60°F), la temperatura mínima
de entrada debe ser especificada en el diseño.
Características de Servicio – Ver Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VI,
Secc. “11C” para datos sobre el tiempo de trabajo o tiempo entre paradas,
practicas de disponibilidad, costos de mantenimiento, y factores de utilidad.
6
PROGRAMA DE COMPUTACION
INTEVEP, S.A dispone de un programa que permite la selección de compresores
centrífugos, reciprocantes o axiales basado en la presión de descarga y el flujo que
manejan. Este programa se encuentra disponible en la base de cálculo Procalc.
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TABLA 1. CARACTERISTICAS MECANICAS DE LOS
TIPOS PRINCIPALES DE COMPRESORES
Velocidad
de rotación
Rev/min
(Rev/s)
Relación de
presión o
limitación
de cabezal
por etapa de
compresión
Rango común
de eficiencia
de comprensión
Convencional
3000–18000
(50–300)
40000 m
0.70–0.80
Alta Velocidad, Bajo
flujo
15000–
33000
(50–170)
8500 m
Tipo Com –
presores
Sensibilidad
relativa a
ensuciamiento y particulas de
solidos
niveles de
generación de
ruido relativo
Sensibilidad relativa al contenido de
humedad
Requerimientos relativos
de mantenimiento
0.99
Media
Alto
Media
Bajo
0.45–0.60
0.96
(Incluye
engranaje)
Muy alta
Muy alta
Muy alta
Muy alta
23000 m
0.75–0.85
0.99
Alta
Muy alto
Alta
Bajo
Rango
Rendicomún de
miento
eficiencia
total
mecánica
Centrifugo
3000–10000
Axial
(50–170)
Ventilador
Axial Tipo
Intercambiador de
calor
150–750
(2.5–12)
0.25 kpa
––
––
0.30–0.50
(Estático)
Baja
Medio (atenuación
impractica)
Baja
Medio
Ventilador
centrifugo
600–3600
(10–60)
7.5 kpa
––
––
0.50–0.90
(Estático)
Media
Alto
Bajo
Medio
300–1000
(5–15)
r=5
0.75–0.90
0.95
Alta
Bajo
Muy alta
Alto
0.75–0.90
0.94
Muy alta
Bajo
Alta
muy alto
Alta
Bajo
Bajo
alto
Reciprocante
Lubricado
No Lubricado
Diafragma
Rotatorio
Tornillo Helicoidal de
alta Presión
3500–9000
(60–150)
Tornillo Helicoidal de
baja Presión
Tornillo
espiral de
baja presión
r=4a5
0.74–0.78
0.96
Bajo
Muy alto
Bajo
Media
1750–3500
(30–60)
r=2a3
0.70–0.78
(Aumenta a
medida que r
decrece)
0.95
Media
Alto
Media
Medio
1600–4500
(25–75)
r = 30
0.7
0.95
Media
Alto
Media
Medio
r = 1.7
0.66–0.70
0.95
Media
Alto
Media
Medio
Muy alta
Alto
Muy alta
Muy alto
Baja
Medio
Ninguna
Medio
Lóbulo
Recto
Alabe
Directo
Deslizante
450–1800
(7–30)
r = 4.4
0.90
0.95
Anillo
Líquido
200–3500
(3–60)
r = 2.5
Diseño especial para servicio de aire
(r=8.0)
––
––
0.35–0.50
NOTA:
Factores de conversión de m a pie, multiplique por 3.2808 de kpa a pulg H2O multiplique por 4.0161.
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TABLA 2. SIGNIFICADO DE LOS PARAMETROS DE RENDIMIENTO
EN EL DISEÑO DE MAQUINAS COMPRESORAS
Parámetro
Compresores Dinámicos
Compresores
Reciprocantes
Compresores
Rotatorios
Tamaño del rotor,
velocidad
Velocidad
de flujo
volumétrico
Dimensionamiento de
cacaza y boquilla,
selección de impulsor
Diámetro interior del cilindro,
recorrido y velocidad,
volumen de espacio muerto
provisto; dimensionamiento
de válvula
Presión de
Entrada
Diseño del sistema de
sellado de eje
Diseño de válvula; factibilidad Diseño de sistema de
de válvulas des cargadoras a sellado de eje
la entrada y cavidades de
espacio muerto accionadas
por vástagos de válvulas
Aumento de Carga del cojinete de
Presión
empuje
Tensión del vástago del
pistón
Presión de
Descarga
Estilo de conexión de la
descarga, clasificación de
boquillas
Material de cilindro y métodos Selección entre varios
tipos rotativos
de fabricación; diseño del
empaque del vástago del
pistón
Cabezal
Número de etapas.
Diámetro de rotor,
velocidad
No significativo
No significativo
Mantenimiento de la película
lubricante; tendencia del
lubricante a la formación de
Coque y a la combustión;
mantenimiento del espacio
muerto adecuado entre el
pistón y el cilindro con
características de expansión
térmica diferente
Juegos de punta del
rotor; necesidad para
enfriamiento del rotor
Temperatura Fuerzas resultantes sobre
de
tuberías y momentos sobre
Descarga
boquillas; juegos internos;
arreglos para conservar la
alineación de
acoplamiento; distorsión de
carcazas de forma irregular
Empuje axial, longitud de
tornillo doblamiento de
rotores
Requerimie
nto de
Potencia
Diámetro de eje
Clasificación del bastidor
(Carter)
Clasificación de
bastidores estandard
Tipo de
Accionador
El accionamiento de
turbina normalmente
permite pulsión directa; la
velocidad óptima de turbina
puede influenciar la
optimización de velocidad /
diámetro / etapas del
compresor
La propulsión de motores a
gas permite la construcción
integral; la propulsión del
motor permite montaje del
rotor del motor directamente
sobre una extensión del
cigüeñal
La propulsión de la
turbina normalmente
permite la propulsión
directa; la velocidad
óptima de la turbina
puede influir en la
optimización de:
velocidad / diámetro de
rotor del compresor
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TABLA 3. TEMPERATURAS DE DESCARGA PERMISIBLES PARA
COMPRESORES RECIPROCANTES (1)
Gas
Presión de
Descarga(6)
Método de
Lubricación
Temperatura de Descarga
Permitida °C (7)
Máxima
(2)
Simple predicción
Isentrópica (3)
aire
< 2100 kPa
aceite de
hidrocarburo
175
160
Aire
> 2100 kPa
aceite de
hidrocarburo
160 (5)
150 (5)
Aire
< 2100 kPa
aceite sintético
190
175
Cualquiera
< 7000 kPa
no lubricado
200 (4)
–––
Hidrógeno
rico M 15
cualquiera
aceite de
hidrocarburo
150
135
Gas
Síntesis
amoníaco
cualquiera
aceite de
hidrocarburo
150
135
Etileno
> 140000
kPa
aceite de
hidrocarburo
120
–––
NOTAS:
1. Por encima de 75 KW (100 HP), compresores por debajo de 75 KW (100 HP) requieren atención
especial, se deberán utilizar los consejos del suplidor.
2. Real, en una situación de operación; o predicción basada en el trabajo de enfriamiento del modelo
específico del cilindro, si los datos están disponibles; o la predicción isentrópica, usando el cociente
total de presiones, incluyendo las pérdidas de presión en las válvulas (asumiendo que los detalles
de diseño de la máquina están disponibles).
3. Excluyendo las pérdidas permitidas en válvulas.
4. Ver el contenido del texto en lo referente a limitaciones en el diseño de anillos de teflón para
compresores.
5. 14°C (25°F) menos para cilindros de acero forjado, debido al deficiente enfriamiento de las paredes
del cilindro.
6. Para convertir KPa en psig, multiplique por el factor 0.14504.
7. Para convertir °C a °F = °C x 1.8 + 32
HACIA ADELANTE
ALABES INCLINADOS
UNA SOLA ETAPA
DE AIRE
DE PROCESO
(2) CONFIGURACION DE LA CARCAZA COMO EN LOS CENTRIFUGOS
PAQUETE
TIPO PLANTA
2–4 ETAPAS
(HASTA 100 kPa man
15 psig)
ALTA PRESION
(ROTORES FUNDIDOS)
LUBRICADO *
PISTON
(250 psig)
(PERFIL DEL ROTOR ”SRM”)
(HASTA 1725 kP man)
HELICOIDAL
BAJA PRESION *
(ROTORES FUNDIDOS)
CUADRADO)
ENGRANAJE INTEGRAL)
TIPO
TORNILLO
ESPIRAL AXIAL
(FILETE DE BORDE
DE LOBULOS)
(ROTORES AXIALES
TIPO LOBULAR
(RAICES)
TIPO MULTIETAPA
(ROTOR MULTIPLE/
ALTA VELOCIDAD
ANILLO DE LIQUIDO
( o PISTON DE LIQUIDO)
DOS ROTORES
man (570 A 1000 psig)
DIAFRAGMA
(50000 A 100000 psig)
350000 A 700000 kPa man
EXTREMADA
ALTA PRESION DE
ACCION)
EMBOLO BUZO
(DE UNA SOLA
ALTA PRESION *
(DE 40000 A 70000 kPa
NO LUBRICADO
ACCION DIRECTA
Indice volumen
(1) UN ASTERISCO (*), INDICA LOS TIPOS MAS FRECUENTEMENTE USADOS EN LAS PLANTAS DE PROCESOS.
ALABES
RADIALES
VENTILADORES
CENTRIFUGOS
VENA
DESLIZANTE
UN SOLO ROTOR
RECIPROCANTES
SELECCION DEL TIPO DE COMPRESOR
NOTAS:
HACIA ATRAS
ALABES INCLINADOS
TIPO MULTIETAPA
DOBLE CARCAZA (BARRIL)
TIPO EN VOLADIZO
UNA SOLA
ETAPA
TIPO TUBERIA
MULTIETAPA
CARCAZA CON DIVISION
VERTICAL
MULTIETAPA
ROTATORIOS
DESPLAZAMIENTO
POSITIVO
Indice manual
UNA SOLA ETAPA
(DOBLE SUCCION)
CARCAZA CON DIVISION
HORIZONT AL
AXIAL
MAYOR QUE LA ATMOSFERICA)
COMPRESORES TERMICOS
(PRESION DE SUCCION
.Menú Principal
TIPO DE ALABE
AXIAL
VENTILADORES DE
UNA SOLA ETAPA
FLUJO MEZCLADO
(UNA SOLA ETAPA)(2)
EYECTORES
DE VACIO
EYECTORES
PDVSA
TIPO DE PROPELA
CENTRIFUGOS
(FLUJO RADIAL)
DINAMICO
MECANICOS
COMPRESORES
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Fig 1. CLASIFICACION DE LOS TIPOS DE COMPRESORES(1)
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Pie3/min
Fig 2. GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES CENTRIFUGOS
ROTATIVOS Y DE PAQUETES
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Fig. 2 (cont.) GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES
CENTRIFUGOS ROTATIVOS Y DE PAQUETES
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Pie3/min
Fig. 2 (cont.) GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES Y
VENTILADORES CENTRIFUGOS DE DIAFRAGMAS Y CONVENCIONALES
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Fig. 2 (cont.) GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES
CENTRIFUGOS DE ALTA VELOCIDAD AXIALES Y RECIPROCANTES
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Fig 3. COMPARACION DE LAS CURVAS CARACTERISTICAS DE CABEZAL /
CAPACIDAD DE LOS TIPOS PRINCIPALES DE COMPRESORES
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Fig 4. RANGO DE APLICACION DE VARIOS TIPOS DE BOMBAS DE VACIO