compresores y expansores

COMPRESORES Y EXPANSORESIngeniería del GasNaydú Yesenia Rico Serrano Código: 2052321Martha Cecilia Navarro Macana Código: 2053022Fabián Rodríguez Duarte Código:

UNIVERSIDAD INDUSTRIAL DE SANTANDERESCUELA DE INGENIERÍA DE PETRÓLEOS2011

CONTENIDO

CONCEPTOS PREVIOS

CÓMO TRABAJA UN COMPRESOR

COMPRESORES RECIPROCANTES

TIPOS DE COMPRESORES

INTRODUCCIÓN

COMPRESORES CENTRÍFUGOS

COMPRESORES ENGRANADOS INTEGRALMENTE

COMPRESORES AXIALES

COMPRESORES DE TORNILLO

EYECTORES

COMPRESORES DE PALETAS DESLIZANTES

CONCLUSIÓN

INTRODUCCIÓNLos compresores utilizados en las plantas de la

industria de procesos químicos suelen ser precisos y costosos. Por ello, su selección, operación y mantenimiento deben ser cuidadosos.

A continuación se presentan los tipos de compresores según su aplicación, cálculos de rendimiento, de potencia, entre otros, con el fin de proporcionar información que permita el entendimiento de la estructura y características de funcionamiento de los compresores.

Tipos de CompresoresCOMPRESORES

TIPO DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Reciprocante

Una etapa

Multi etapa

Accionado por el motor-Gas integral

Separable

Balanceado/ Opuesto

Diafragma

Rotatorio

Lóbulo derecho

Lóbulo helicoidal (tornillo)

Paletas deslizantes

Pistón líquido

TIPO DINÁMICO

Flujo Radial (Centrífugo)

Una etapa

Multi etapa

Divididos horizontalmente

Divididos verticalmente

Engranaje integral

Flujo Axial

Multi etapa

Paletas del estator fijas

Paletas del estator variables

Flujo mixto

TIPO TÉRMICO

Eyectores

Una etapa

Multi etapa

Fuente: ENGINEERING DATA BOOK, Pág. 2

PR

ES

IÓN

DE D

ES

CA

RG

A,

psig

FLUJO DE ENTRADA, acfm

Gráf. 2. Rango de aplicación para compresores

VentajasCompresor centrífugo sobre uno reciprocante. Bajo costo de la primera

instalación. Bajo costo de

mantenimiento Mayor continuidad de

servicio y confiabilidad. Menos atención de

funcionamiento. Mayor capacidad de

volumen. Adaptabilidad a los

conductores de alta velocidad.

Compresor reciprocante sobre uno centrífugo. Mayor flexibilidad en el

rango de capacidad y temperatura.

Mayor eficiencia del compresor y menor costo de energía

Capacidad de suministrar presiones más altas,

Capacidad de manejo de volúmenes más pequeños.

Menos sensible a los cambios en la composición y densidad del gas.

COMPRESORES RECIPROCANTES

CÓMO TRABAJA UN COMPRESOR

Pre

sión

Volumen del stroke

Vol.

esp

aci

o

libre

P2

P12

C34

1

P1: Presión de SucciónP2: Presión de Descarga

Posición 1.

Posición 2.

Posición 4.

Posición 3.

Diagrama del Ciclo de un Compresor

Fuente: Surface Production Operations Vol.2. Pág. 237

Diagrama PV para un compresor de dos etapas

CONCEPTOS BÁSICOS

• Cada vez que una cantidad de un tipo de energía desaparece, un total equivalente exacto de otros tipos de energía debe producirse.

1. La primera ley de la termodinámica.

• La energía existe en varios niveles y se encuentra disponible para emplearse sólo si puede moverse de un nivel alto a otro más bajo.

2. La segunda ley de la termodinámica.

• Ley de Boyle, Ley de Charles, Ley de Amonton, Ley de Dalton, Ley de Amagat, Lay de Avogadro, La Fórmula del gas perfecto.

3. Ley de los gases ideales

• Es la única presión a la cual un líquido puro y su vapor coexisten.

4. Presión de Vapor

CONCEPTOS BÁSICOS

• Para la determinación de los volúmenes o pesos de las mezclas que se manejarán en la aspiración de cada etapa de compresión.

5. Presiones parciales.

• Relación entre el calor específico a un volumen cte y el calor específico a una presión cte.

6. Relación de calores específicos k.

• La compresión isotérmica. La compresión adiabática.

7. Ciclos de compresión

• Se relaciona con un ciclo teórico mediante la eficiencia de compresión, (relación de lo s hp teóricos del gas sobre los reales y no incluye las pérdidas por fricción mecánica.

8. Requisito de potencia real.

cteVpVp 2211 cteVpVp kk 2211

99.1

p

p

v

p

Mc

Mc

Mc

Mck

Los compresores reciprocantes están diseñados típicamente para una de las siguientes especificaciones estándar de la industria:

• Compresores de velocidad baja a moderada (300-700 rpm).

• Pueden ser de un diseño separable o un diseño “integral”.

API Estándar 618 "Reciprocating

Compressors for Petroleum, Chemical,

and Gas Industry Services."

• Son compresores separables de alta velocidad (900-1800 rpm).

• Con usados para aplicaciones de compresión de gas en el campo, incluyendo plantas de gas.

API Espec. 11P "Specification for

Packaged Reciprocating

Compressors for Oil & Gas Production

Services."

API Estándar 618: Grupo de motor-compresor de gas natural de tipo integral.Ejemplo CAMERON AJAX DPC 2803 (743 KW@440RPM)

Fuente: Jereh Petroleum Equipment Technologies Co.,Ltd.

CÁLCULOS DE RENDIMIENTO

Para un proceso de compresión, el cambio de la entalpía es la mejor manera de evaluar el trabajo de compresión.

La única diferencia en la evaluación de la potencia entre compresores reciprocantes o centrífugos es la eficiencia de la máquina. Aparte de eso las ecuaciones termodinámicas básicas son las mismas para toda compresión.

Los cálculos termodinámicos para compresión pueden ser llevadas a cabo asumiendo:

Camino reversible isoentrópico:Camino reversible politrópico:

ctepvk

ctepvn

La mayoría de las máquinas tienden a operar a lo largo de un camino politrópico que se acerca al isoentrópico. La mayoría de los cálculos del compresor están basados por eso, en una eficiencia aplicada para tener en cuenta el comportamiento real.


Para calcular k de un gas es necesario conocer únicamente la capacidad calorífica molar a presión constante (MCp) para el gas.

La capacidad calorífica varía considerablemente con la temperatura. Ya que la temperatura del gas incrementa cuando pasa de succión a descarga en el compresor, k es determinada normalmente del promedio de las temperaturas de succión y descarga.

986.1

p

p

v

p

v

p

MC

MC

MC

MC

C

Ck

FIG. 6: Capacidad calorífica molar MCp (Estado de gas ideal), Btu/(lbmol*°R)

Para un gas multi-componente, el valor promedio del peso de la mol debe ser determinado a la temperatura promedia del cilindro.

Ejemplo mezcla de gas

Determinación del PM de la

mezcla

Determinacion de la Capacidad Calorífica

Determinación de la Presión (Ppc) y Temperatura (Tpc)Pseudo Crítica

Comp.Fraccion Molar

y

PM del comp.

y*PM MCp @ 150°F

y*MCp @ 150°F

Presión Crítica Pc

(psia)y*Pc

Temperatura Crítica

Tc °Ry*Tc

Metano 0,9216 16,04 14,782 8,95 8,248 667 614,71 343 316,11

Etano 0,0488 30,07 1,467 13,78 0,672 707 34,50 550 26,84

Propano 0,0185 44,1 0,816 19,52 0,361 616 11,40 666 12,32

i-butano 0,0039 58,12 0,227 25,77 0,101 528 2,06 734 2,86n-butano

0,0055 58,12 0,320 25,81 0,142 551 3,03 765 4,21

i-pentano

0,0017 72,15 0,123 31,66 0,054 490 0,83 829 1,41

Total 1,00 PM=17,735 MCp= 9,578 Ppc=666,53 Tpc=363,75

MCv=MCp-1,986=7,592 K= MCP/MCv = 9,578/7,592 =

1,26

Si solamente el peso molecular del gas es conocido y no su composición, un valor aproximado para k puede ser determinado desde las siguientes curvas.

FIG. 8: Relaciones de capacidad calorífica aproximados de gases de Hidrocarburos

ESTIMACIÓN DE LOS CABALLOS DE FUERZA DEL COMPRESOR

Fue desarrollada para compresores : Grandes de baja velocidad (300 a 400 rpm). Que manipulan gases con una gravedad

específica de 0.65. Que tienen relaciones de etapas de compresión

por encima de 2.5 Para compresores de alta velocidad (de 1000 rpm,

y algunos hasta 1800 rpm) el requerimiento de potencia puede ser de un 20% más.

FMMpcdetapasetapa

relaciónfrenodelPotencia #)22(..

1.0 para compresión de una

etapa

1.08 para compresión de dos

etapas

1.01 para compresión de tres

etapas

FIG.9: Potencia Aproximada Requerida para Comprimir Gases.

Comprimir 2 MMpcd de gas a 14.4 psia y temperatura de entrada a través de una relación de compresión de 9 en un compresor de 2 etapas. ¿Cuál será la potencia?

Solución 1.1. Para aplicar la ecuación se debe calcular la relación

de compresión por etapa rs.

2. Se halla la potencia del freno. (22) (3) (2) (1.08) = 285 Bhp

Ejemplo 13.1:

39 sts rr

Ejemplo 13.1: Solución 2.De la fig.13.9, usando una k de 1.15, hallamos el requerimiento de potencia para una relación de compresión global de 9 y de la misma manera, para una k de 1.4.

Usando una k de 1.15, el requerimiento de potencia para que sea 136 Bhp/MMcfd o 272 Bhp.

Para una k de 1.4, el requerimiento de energía debería ser de 147 Bhp/MMcfd o 294 de potencial total.

FIG.9: Potencia Aproximada Requerida para Comprimir Gases.

136 Bhp/MMcfd

147 Bhp/MMcfd

Cálculos detallados

De SCFM (Pies cúbicos por

minutos medidos a 14.7 psia y 60°F)

Del flujo de peso (w,

lb/min)

Del flujo molar (Nm, mols/min)

LZP

ZTSCFMQ

1

11

520

7.14

LZP

ZwT

PMQ

1

1173.10

L

m

ZP

ZTNQ

1

11

520

7.14*5.379

CapacidadEstá expresada como la cantidad volumétrica actual de gas en la entrada de cada etapa de compresión sobre una base por minuto (ICFM).

Tabla 2. Ejemplo de Selección del Tipo de Compresor.

Servicio Tasa de Flujo (MMscfd)

R n Bhp apróx.

Más probale

Booster. 100 2.0 1 4.400 Centrifugo

Gas lift

10 2.0 1 440 Alta vel.

5 2.7 3 980 Alta vel.

20 2.7 3 3.920 centrifugo

Flash Gas

100 2.7 3 19.602 Centrífugo

2 2.0 1 88 Tornillo

2 2.0 2 190 Alta vel.

4 2.0 2 380 Alta vel.

Recobro de Vapor.

0.1 4.0 1 9 Paletas

1.0 3.0 2 143 Tornillo

2.0 3.0 2 286 Alta vel.Fuente: Surface Production Operations Vol.2. Pág. 252


Para un pistón de efecto simple comprimiendo solo en el extremo exterior.

Para un pistón de efecto simple comprimiendo únicamente sobre el final de la manivela

Desplazamiento del pistón

1728*4

2 DNstrokePD

241055.4 DNstroke

1728*4

22 dDNstrokePD

2241055.4 dDNstroke


Para un pistón de acción doble (sea de tipo barra de cola)

Donde: o Stroke (Distancia

del movimiento del pistón): pulg.

o N (Velocidad): rpm.o D (Diámetro interno

del cilindro): pulg.o d (Diámetro del

vástago del pistón):pulg.

Desplazamiento del pistón

1728*4

2 22 dDNstrokePD

224 21055.4 dDNstroke


Volumen de aclaramientoEs el espacio entre el final del pistón y la cabeza del cilindro cuando el pistón está en el final de su stroke. Este espacio incluye el volumen en los puertos de la válvula, el volumen en las guardias de las válvulas de succión, y el volumen alrededor de los asientos de las válvulas de descarga.

100lg..

lg..3

3

pupistóndelentoDesplazami

putoaclaramiendeVolC


Eficiencia VolumétricaEl efecto del gas contenido en el volumen de

espacio libre sobre la capacidad de la bomba de un cilindro puede ser representado por:

Las eficiencias volumétricas como las determinadas por la Ecuación anterior son teóricas en la que no tienen en cuenta las pérdidas en la válvula de succión y descarga

1100 1 k

d

S rZ

ZCrVE

FIG.10: Valores de kr1



Capacidad EquivalenteLa capacidad neta para un compresor, en pies

cúbicos por día @ 14.4 psia y temperatura de succión, puede ser calculada :

Puede simplificarse cuando Z14.4 se asuma igual a 1.

S

S

Zinlb

Zft

MMftinlb

PVE

dft

PDMMcfd

2

4.143

36

2

3

4.14

*10**100%

*min

1400*min

S

S

Z

PVEPDMMcfd

610***


Capacidad EquivalenteSi el contrato de venta del gas o regulación especifica alguna otra medida estándar para el volumen del gas, se convierten los volúmenes calculados usando la ecuación anterior (a 14.4 psia y temperatura de succión) a una base PL y TL:

S

L

S

L

LLL Z

Z

T

T

PanteriorecuaciónMMcfdTPaMMcfd

4.14..,..


Temperatura de descarga

Temperaturas están en unidades absolutas, °R o °K

Es un valor teórico.No considera el calor de la fricción, efectos

irreversibles, etc.Puede ser algo baja.Pero, los valores obtenidos de esta ecuación

serán estimaciones de campo razonables.

kkSd rTT 1


Carga del vástagoLa capacidad de carga de un armazón de

compresor involucra dos consideraciones primordiales: potencia y carga del vástago.

Las cargas del vástago están establecidas para limitar las cargas estáticas e inerciales en el cigüeñal, biela, armazón, vástago del pistón, perno y superficies de apoyo proyectadas


rpspd AAPAPCompresiónaC ´.arg

psrpd APAAPTensiónenaC ´..arg

rspSd APAPP

rdpSd APAPP

Dirección de movimiento

Dirección de movimiento

Las cargas del vástago reales serían aquellas calculadas usando presiones del cilindro interno después considerar pérdidas en válvulas.

Cálculo detallado de la Potencia

Un cálculo más detallado de los requerimientos de energía de un compresor reciprocante puede ser llevado a cabo usando la siguiente ecuación.

Donde:BHP= Potencia del frenoQg= tasa del flujo de gas, MMSCFD

Zprom= (ZS+Zd)/2

ZS= factor de compresibilidad de succión.

1**1***03.3 1

kk

SdL

LSgprom PP

T

PkkETQZEtapaBHP


Donde:Zd= factor de compresibilidad de descargaE= eficiencia total Unidades del

reciprocante de alta velocidad: 0.82 Unidades del reciprocante de baja velocidad: 0.85

K= relación de calores específico, Cp/Cv

PS= presión de succión, psia Pd= presión de descarga, psiaPL= presión estándar, psiaTL= temperatura estándar, °R

1**1***03.3 1

kk

SdL

LSgprom PP

T

PkkETQZEtapaBHP


La potencia total para el compresor es la suma de la potencia requerida por cada una de las etapas que son utilizadas. Para máquinas varias etapas un ajuste debe ser hecho por las caídas de presión entre etapas asociadas con tubería, enfriador, separador (scrubber), etc., típicamente 5-10 psi.

1**1***03.3 1

kk

SdL

LSgprom PP

T

PkkETQZEtapaBHP

Comprimir 2 MMpcd de gas medido a 14.65 psia y 60°F. La presión de entrada es 100 psia, y a temperatura de entrada (consumo) es 100°F. La presión de descarga es 900 psia. El gas tiene una gravedad específica de 0.8 (23 PM). ¿Cuál es la potencia requerida, asumiendo un compresor de alta velocidad?

Solución.1. Se calcula la relación de compresión total o

general.

Este sería un compresor de 2 etapas, por lo tanto, la relación por etapa.

Ejemplo 13.2:

9100900 Sdfinalt PPr

39or

Solución.2. Multiplicando r por la presión de succión absoluta

de la etapa que es considerada dará la presión de descarga de la etapa.

100 psia * 3 = 300psia (presión de descarga de la 1era etapa)

300 psia = 295 psia (succión para la 2da etapa) Donde los 5 psia representa la caída de presión

entre la descarga de la primera etapa y la succión de la segunda etapa.

Ejemplo 13.2:

etapalaparaCompresiónderelación da2.....05.3295

900

Solución.3. Calcularla potencia requerida para la etapa. De la fig. 8 un gas con gravedad específica de

0.8 a 150°F tendría una k aproximada de 1.21. Para la mayoría de las aplicaciones de compresión, la curva de 150°F será adecuada. Esto debe ser revisado después determinando la temperatura promedio del cilindro

4. Determinar la temperatura de descarga para la primera etapa a partir de la ecuación 13-18. Para una relación de compresión de 3, temperatura de descarga= 220°F aproximadamente. Temperatura promedio del cilindro=160°F.

Ejemplo 13.2:

5. La temperatura de descarga para la segunda etapa (con r= 3.05 y suponiendo enfriamiento entre etapas a 120°F) aproximadamente igual a 244°F. la temperatura promedio del cilindro=182°F.

6. De la sección de propiedades

(GPSA Cap. 23), estimar los factores de compresibilidad a la presión y temperatura de descarga y succion para cada etapa.Primera etapa:

Segunda etapa:

Ejemplo 13.2:

98.0SZ

97.0dZ

975.0avgZ

94.0SZ

92.0dZ93.0avgZ

Solución .

Solución.7. Calcular la potencia requerida para la primera y

segunda etapa, a partir de la ecuación:.

Ejemplo 13.2:

6.137

1100

300*

520

65.14*

121.1

21.1*

82.0

560*2*975.0*03.3

1..21.1121.1

etapaparaBHP era

1**1***03.3 1

kk

SdL

LSgprom PP

T

PkkETQZEtapaBHP

Solución.

Ejemplo 13.2:

8.2752.1386.137.. requeridaTotalBHP

2.138

1295

900*

520

65.14*

121.1

21.1*

82.0

580*2*93.0*03.3

2..21.1121.1

etapaparaBHP da

Diseño del cilindroDependiendo del tamaño de la máquina y del número de etapas, los compresores reciprocantes están equipados con cilindros acondicionados ya sea

a) con pistones de acción simple :

Fig.: Cilindro actuador tipo émbolo de simple efecto.

Fig.: Cilindro actuador a pistón de accionamiento simple a resorte

Diseño del cilindrob) Con pistones de acción doble :

Fig. : Cilindro émbolo de doble efecto

Fig.: Cilindro actuador tipo pistón, de doble accionamiento y balanceado

Fuente:http://www.sapiensman.com/neumatica/neumatica_hidraulica22.htm

http://www.sapiensman.com/neumatica/neumatica_hidraulica22.htm






Límites de presión de descarga generalmente usados en la industria del gas para la selección del material del cilindro.

Material del Cilindro Presión de Descarga (psig)

Hierro Fundido Hasta 1.200

Hierro Nodular Alrededor de 1.500

Acero Fundido 1.200 a 2.500

Acero Forgado Superior a 2.500

La norma API estándar 618 recomienda 1000 psig como la presión máxima tanto para el hierro fundido, como para el hierro nodular

CONCLUSIONES

El compresor reciprocante (de pistón o de émbolo) es una de los más usados a nivel industrial, por ser el más versátil y eficaz, especialmente cuando se requieren presiones elevadas.

Hay dos especificaciones del API para compresores reciprocantes. La Especificación API 618 es para servicios generales de Refinería, y la Especificación 11P es para compresores de gas del campo.

BIBLIOGRAFÍAENGINEERING DATA BOOK. Gas Processors

Suppliers Association. Volumen I. Edición — FPS. 2004.

Surface Production Operations. Volumen 2. Design of Gas-Handling Systems and Facilities. Ken Arnold, Maurice Stewart. Segunda Edición. 1999.

Compressors, Selection and Sizing. Royce N. Brown. Segunda Edición. 1998.


http://www.youtube.com/watch?v=Lr67rIxOP-s&feature=related






compresores y expansores

Documents