compresores y-ventiladores

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DEPARTAMENTO DE INGENIERIA ELECTRICA Y ENERGETICA UNIVERSIDAD DE CANTABRIA COMPRESORES Pedro Fernández Díez

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  • 1. DEPARTAMENTO DE INGENIERIAELECTRICA Y ENERGETICA UNIVERSIDAD DE CANTABRIA COMPRESORESPedro Fernndez Dez

2. I.- COMPRESORES ALTERNATIVOSI.1.- INTRODUCCIN Los compresores son mquinas que tienen por finalidad aportar una energa a los fluidos compre-sibles (gases y vapores) sobre los que operan, para hacerlos fluir aumentando al mismo tiempo su pre-sin. En esta ltima caracterstica precisamente, se distinguen de las soplantes y ventiladores quemanejan grandes cantidades de fluidos compresibles (aire por ejemplo) sin modificar sensiblemente supresin, con funciones similares a las bombas de fluidos incompresibles.Un compresor admite gas o vapor a una presin p1 dada, descargndolo a una presin p2 superior,Fig I.1. La energa necesaria para efectuar este trabajo la proporciona un motor elctrico o una tur-bina de vapor. Campo de utilizacin.- Los compresores alternativos tienen una amplia gama de volmenes despla-zados en el intervalo, 0 1000 m 3/h, entrando en competencia con los de paletas, tornillo, etc.I.2.- FACTORES INCLUIDOS EN EL RENDIMIENTO VOLUMTRICO REALEl ciclo terico de trabajo de un compresor ideal se entiende fcilmente mediante el estudio de uncompresor monofsico de pistn funcionando sin prdidas y que el gas comprimido sea perfecto, FigI.3. Con sto se da por hecho que el pistn se mueve ajustado hermticamente al cilindro, e incluso seconsidera que el paso del aire hacia y desde el cilindro tiene lugar sin resistencias en vlvulas y con-ductos, es decir, sin cambio de presin. El volumen de desplazamiento de un compresor es el volumen barrido en la unidad de tiempo por lacara o caras del pistn de la primera etapa, Fig I.2; en el caso de doble efecto, hay que tener en cuentael vstago del pistn. El volumen desplazado V D por un compresor es el volumen de la cilindrada de lamquina multiplicado por el nmero de revoluciones de la misma. En el caso de ser un compresor de ms de una etapa, el volumen engendrado viene indicado por laprimera etapa. El espacio muerto o volumen nocivo V0 corresponde al volumen residual entre el pistn y el fondodel cilindro y las lumbreras de las vlvulas, cuando el pistn est en su punto muerto, estimndoseentre un 3% 10% de la carrera, de acuerdo con el modelo de compresor. C. alternativos.I.-1 3. Fig I.I.1.- Esquema del funcionamiento de un compresor alternativo, y partes de un compresor hermtico Fig I.I.2.- Volumen barrido en un compresor alternativoEsto provoca un retraso en la aspiracin debido a que el aire almacenado en el volumen residual ala presin p 2 debe expansionarse hasta la presin p1 antes de permitir la entrada de aire en el cilin-dro. Sin embargo, su efecto es doble en razn a que si por un lado disminuye el volumen de aspiracin,por otro ahorra energa, ya que la expansin produce un efecto motor sobre el pistn; se puede consi- derar que ambos efectos se compensan bajo el punto de vista energtico. Si el compresor no tuviese espacio muerto, el volu- men residual entre el punto muerto superior PMS y las vlvulas de aspiracin y escape sera 0; esta salvedad se hace en virtud de que la compresin del aire no se puede llevar, por razones fsicas, hasta un volumen nulo, existiendo al extremo de la carrera del compresor un espacio muerto, que Fig I.3.- Ciclo de trabajo terico de un compresor ideal, se corresponde con el menor volumen ocupado por sin prdidas, con espacio muerto nulo y con un gas perfecto el gas en el proceso de compresin. La causa principal de la disminucin del volumen de vapor efectivamente desplazado por un com-presor es el espacio muerto o perjudicial. En el ciclo interno terico del compresor, Fig I.4, al trminode la compresin la presin es p2; el vapor comprimido pasa en-tonces a la lnea de escape, recta (2-3), C. alternativos.I.-2 4. pero en el punto 3, punto muerto superior, queda todava un volumen V0, espacio muerto. En la posterior carrera de retroceso (aspiracin), este volumen V0 de gas se expansiona hasta elpunto 4, presin pa, y es solamente entonces, al ser alcanzada la presin de la aspiracin, cuandocomienza la admisin de vapor dentro del cilindro. Fig I.4.- Diagrama de un compresor alternativo ideal Si la transformacin (3-4) es una politrpica de exponente n se cumple:Vpp e V0 = p a(V 0 + V ) n; V0 = ( e ) 1 /n 1pasiendo: pPresin absoluta en el escapeRelacin de compresin: c = pe =c Presin absoluta en la aspiracin Retraso en la apertura de la vlvula de admisin.- Hasta que la presin dentro del cilindro sea (pa - pa)(para vencer la tensin del resorte de la vlvula de admisin) no se abrir sta; por lo tanto el vapor alentrar en el cilindro sufrir una expansin pa (laminacin) a su paso por el orificio de la vlvula deadmisin. Esto quiere decir que mientras dura la aspiracin la presin del vapor dentro del cilindro esmenor que la reinante en la lnea de aspiracin.La consecuencia de este retraso en la apertura de la vlvula de admisin es que el volumen admi-tido dentro es menor, pues parte de la carrera terica de admisin del pistn se emplea en expansio-nar el gas desde pa hasta, pa - pa. Retraso en la apertura de la vlvula de escape.- Por idntico motivo, para que pueda salir el gas en elescape, deber estar dentro del cilindro a una presin, pe + p e , ligeramente superior a la p e reinanteen la lnea de escape. En el supuesto de que en el punto muerto superior la presin dentro del espaciomuerto no tenga tiempo material de igualarse a la pe de la lnea de escape, el recorrido del pistn enel retroceso para la expansin del gas del espacio muerto, no ya desde pe hasta, p a - pa, sino desde,pe + p e , hasta, pa - p, deber ser mayor, disminuyendo tambin por este concepto la carrera til deadmisin del pistn, y por lo tanto el volumen realmente admitido en el cilindro. A sealar que los efectos debidos a los retrasos de apertura en las dos vlvulas no estn influencia-dos por el valor de la relacin de compresin.C. alternativos.I.-3 5. Calentamiento del cilindro.- El gas admitido en el cilindro en la carrera de admisin, se calienta alponerse en contacto con las paredes interiores del cilindro, que estn a temperatura ms elevada, ytambin por el hecho de que el gas comprimido no es perfecto, rozamiento, disminuyendo su densidad,o lo que es lo mismo, aumentando su volumen especfico. Por esta razn, al final de la carrera de admisin el peso total de vapor admitido en el puntomuerto inferior ser menor, o lo que es lo mismo, el volumen aspirado, medido en las condiciones rei-nantes en la lnea de aspiracin, ser menor que el barrido por el pistn en su carrera til de admi-sin. Hay que tener en cuenta que este calentamiento del cilindro es funcin de la relacin de compre-sin y aumenta al elevarse sta. La pared del cilindro se calienta por doble motivo: por contactodirecto con el gas a alta temperatura y por rozamiento mecnico entre pistn y cilindro. Inestanqueidad de vlvulas y segmentos.- Por este concepto, el volumen que realmente llega a impulsarel compresor es todava menor; la inestanqueidad aumenta igualmente al elevarse la relacin de com-presin.I.3.- POTENCIA MECNICA Y RENDIMIENTOS Potencia terica del compresor.- En un compresor alternativo ideal, el volumen VD, m3/h, de vaporque proveniente de la lnea de aspiracin es succionado hacia el cilindro, comprimido a continuacin yexpulsado al final, precisa de una potencia terica: 3kgNt = V D m 3 i Kcal = VD (i2 - i 1 ) Kcal hora mkg horasiendo VD, el desplazamiento del pistn, o volumen barrido por el pistn en su carrera completa Potencia real del compresor.- La potencia real del compresor es: m3kg KcalNr = V a 3 ihoramkgsiendo (Va = V - V) el volumen de gas o vapor realmente succionado (comprimido y expulsado) proveniente de lalnea de aspiracin, medido en las condiciones reinantes en ella La potencia real del compresor es siempre menor que la terica debido a que:a) En cada carrera de aspiracin del pistn, el valor del volumen de gas succionado proveniente dela lnea de aspiracin V a (medido en las condiciones all reinantes), es menor que el desplazado VD pordicho pistn; la razn principal de este menor volumen aspirado estriba en el espacio muerto y en quela densidad del vapor que llena el cilindro al final de la carrera de aspiracin, es menor que la delvapor situado en la lnea de succin b) En la carrera de compresin se presentan fugas de vapor (vlvulas, segmentos), con lo que lacantidad de fluido efectivamente impulsada por el compresor ser todava menor.Rendimiento mecnico.- Se define el rendimiento mecnico del compresor como la relacin: Trabajo absorbido segn el ciclo indicado del compresor mec =Trabajo absorbido en el eje del compresor Este rendimiento es una medida de los rozamientos mecnicos del compresor, pistn-cilindro,C. alternativos.I.-4 6. cabeza y pie de biela, etc.Rendimiento elctrico del motor.- Se define el rendimiento elctrico del compresor como la relacin:Potencia mecnica absorbida en el eje del compresor elct = Potencia elctrica absorbida por el motorEste rendimiento contabiliza las prdidas que se producen en el motor elctrico.Rendimiento global.- Es el cociente entre el trabajo absorbido por el compresor segn el ciclo tericoy el trabajo absorbido en el eje del mismo.Trabajo terico absorbido por el compresor com = Trabajo real absorbido por el compresorTambin se puede considerar como el producto de los rendimientos, indicado, mecnico y elctrico,de la forma: = i mec elcLa eficiencia de la compresin es una medida de las prdidas que resultan de la divergencia entreel ciclo real o indicado y el ciclo terico (isentrpico) de compresin. Estas prdidas son debidas a quetanto el fluido como el compresor, no son ideales sino reales, es decir con imperfecciones y limitacionestales como:a) Rozamiento interno a causa de no ser el fluido un gas perfecto y a causa tambin de las turbulenciasb) Retraso en la apertura de las vlvulas de admisin y escapec) Efecto pared del cilindrod) Compresin politrpicaLos factores que determinan el valor del rendimiento de la compresin y del rendimiento volum-trico real del compresor, son los mismos. El diagrama del ciclo ideal de compresin se fija terica-mente y el del ciclo real de compresin se obtiene en el banco de ensayos mediante un sensor introdu-cido en el volumen muerto del compresor, que transmite la presin reinante, que se registra en combi-nacin con el movimiento del pistn, dando lugar al diagrama (p,v) interno de la mquina).Rendimiento volumtrico ideal.- El rendimiento volumtrico ideal vi, aparece como consecuencia dela existencia del espacio muerto, y vale:VaV p vi = 100 = 100 [1 - 0 {( e ) 1/ n - 1}] =V V paVolumen realmente admitido, medido a la p y T reinantes en la lnea de aspiracin x= 100CilindradaEn la expresin del vi se comprueba que el rendimiento volumtrico ideal disminuye al aumentar Vel espacio muerto V0 y la relacin de compresin c ; es corriente que 0 = 0,06VRendimiento volumtrico real.- El rendimiento volumtrico real v real se define como:Peso del vapor accionado por el compresorv real = = Va x 100Peso del vapor tericamente impulsado por el compresor calculado en base a VD VDC. alternativos.I.-5 7. siendo a la densidad del vapor en las condiciones de presin y temperatura reinantes en la lnea deaspiracin. Si se supone que en los puntos muertos inferior 1 y superior 3 no se llega a alcanzar elequilibrio de la presin exterior e interior, el diagrama real quedara representado segn se muestraen la Fig I.7. Fig I.6.- Diagrama indicado del compresor real, Fig I.5.- Diagrama real de trabajo de un compresor con igualacin de presiones en los puntos muertosFig I.7.- Diagrama indicado del compresor real,caso de no igualacin de presiones en los puntos muertosI.4.- DIAGRAMAS DIAGRAMA INDICADO DEL COMPRESOR IDEAL.- El rea (12341) del diagrama indicado del com-presor ideal representa el trabajo terico del compresor, de forma que, i2 - i1, proporciona el valor deltrabajo terico del compresor por Kg de fluido accionado por el compresor, es decir admitido y expul-sado de l. Para que este valor de, i2 - i1, coincida con el rea (12341) del diagrama indicado ideal, esnecesario que (V1 - V4) volumen admitido en el cilindro, represente el volumen correspondiente a 1Kg de fluido medido a la presin y temperatura del punto 1, o lo que es lo mismo que, (V2 - V3) volu-men expulsado del cilindro, sea el correspondiente al mismo Kg medido esta vez en las condiciones delpunto 2 . La relacin entre el rendimiento volumtrico ideal del compresor vi, y el gasto msico de fluidoque queda en el espacio perjudicial al final de la carrera de expulsin m, supuesto que el compresoraspira 1 Kg de gas = (V1 - V4) a, se determina en la forma: C. alternativos.I.-6 8. V1 - V4 (V1 - V4 ) a1 100 - vol (1 - V3 a ) vol = 100 =100 = 100 m=(V1 - V3 ) a 1 + m - V3 a volxx xV1 - V3 En la carrera de compresin el pistn efecta un trabajo, y la mquina comprime (1 + m) kg; en la carrera deexpansin, correspondiente a m Kg del espacio nocivo, el pistn recibe un trabajo. En un diagrama termodinmico, en donde todas las variables vienen referidas a 1 kg de fluido,tanto la compresin (1-2), como la expansin (3-4), estn representadas por la misma lnea isentrpicaideal (lneas conjugadas), pues la presin y temperatura del vapor en la posicin 2 del pistn son idn-ticas a las de la posicin 3, y lo mismo para las posiciones 1 y 4. DIAGRAMA INDICADO DEL COMPRESOR REAL Las reas A, B, C y D que diferencian el ciclo real del ideal vienen motivadas por: A) La refrigeracin, permite una aproximacin del ciclo a una transformacin isotrmica. Por falta de refri-geracin, o por un calentamiento excesivo a causa de rozamientos, dicha rea puede desaparecer. B) El trabajo necesario para efectuar la descarga del cilindro. C) El trabajo que el volumen perjudicial no devuelve al expansionarse el gas residual, y que es absorbidoen la compresin. D) El trabajo perdido en el ciclo de aspiracin.Las reas rayadas B, C, D expresan las diferencias de trabajo efectuado en cada etapa del ciclo,entre el diagrama terico y el diagrama real.El diagrama estudiado corresponde a un compresor de una sola etapa, cuyo ciclo de compresin serealiza rpidamente, sin dar tiempo a que el calor generado en la compresin del aire pueda disiparsea un refrigerante o intercambiador de calor, pudindose decir que el aire durante su compresin sigueuna evolucin adiabtica.Si el rea (12341) del diagrama indicado ideal representa el trabajo terico de compresin, el reacomprendida dentro del diagrama indicado real(sombreado), representar el trabajo real necesario paraefectuar la compresin real; para obtener el valor deltrabajo absorbido en el eje del compresor, a este trabajohay que sumarle el perdido en vencer los rozamientosmecnicos del compresor. - Al final de la carrera de admisin, punto 1 muertoinferior, la velocidad del pistn disminuye hasta cero,igualndose las presiones del exterior pext y del interior del cilindro p a (aunque por la velocidad del pistn noexista tiempo material a que ste equilibrio se establez-Fig I.8.- Diagrama terico y real de trabajode un compresor de una etapaca); la vlvula de admisin est cerrada, as como la dedescarga.- Al final de la carrera de escape, punto 3 muerto superior, la velocidad del pistn disminuye igual-mente hasta cero, tendiendo la presin dentro del cilindro a regresar al valor de pe ; la vlvula deescape esta cerrada, as como la de admisin. - Para que la vlvula de admisin abra durante la carrera de retroceso, es necesario que la presin C. alternativos.I.-7 9. reinante en el interior del cilindro sea inferior a la pa del vapor de admisin; esto ocurre por ejemploen el punto 4, en donde, p4 = pa - pa, Fig I.6. En el instante de la apertura, la vlvula se abre de golpe, tendiendo luego a cerrarse algo (supues-ta eliminada la posibilidad real de que la vlvula comience a vibrar, abrindose-cerrndose-abrin-dose, etc...) , con lo que la presin dentro del cilindro an bajar algo ms, hasta el punto 4" por ejem-plo; por lo tanto (V1 - V4) ser el volumen ocupado al final de la admisin por el gas aspirado al inte-rior del cilindro, medido a la presin de aspiracin pa, pero a una temperatura superior, debido alefecto pared del cilindro, que se podra interpretar como que el cilindro permanece durante la compre-sin a una temperatura media, mientras que el fluido al comienzo de la compresin estar por debajode ella y al final estar por encima, por lo que se puede considerar representado por dos calores, unoentrante y otro saliente. - En la carrera de compresin, para que la vlvula de escape se abra, es necesario que la presinreinante dentro del cilindro sea superior a la pe de la lnea de descarga; esto ocurre por ejemplo en elpunto 2, en donde, p2 = pe + p, Fig I.6. En el instante de la apertura, sta se producir igualmente de golpe, volviendo a cerrarse y origi-nando que la presin en el interior del cilindro suba algo ms, hasta 2" por ejemplo; en la carrera deexpulsin al estar el vapor a mayor temperatura que la pared, sta absorber el calor del fluido.- En los procesos de compresin y expansin, el sentido de la transmisin del calor entre el vapor ylas paredes del cilindro se invierte; en todo este razonamiento se ha supuesto que el compresor realcarece de camisa de agua.Durante la ltima parte del proceso de expansin y en la inicial del de compresin, hemos vistoque la temperatura de la pared era mayor que la del vapor, pasando por lo tanto calor de aqulla aste; en la parte inicial del proceso de expansin y la final del de compresin, la temperatura del vapores superior a la de la pared, por lo que el calor pasar de aqul a sta; sto se puede interpretar comosi el vapor funcionase con un coeficiente politrpico variable.- Si se pretende representar todo sto en un diagrama termodinmico, resulta ms sencillo ycorrecto definir los estados inicial y final 1 y 2, justo antes y despus del compresor, como puntos deequilibrio termodinmico.As en el punto 1, antes de la vlvula de admisin, las condiciones del vapor son las existentes yconocidas de la lnea de admisin.En el punto 2 (justo despus de la vlvula de escape a travs de la cual el gas se habr laminado,expandindose isentlpicamente desde una presin comprendida entre (pe + pe) y pe , a otra que es lareinante p e en la lnea de descarga; la presin es pe pero la temperatura, (valor que junto a la pe per-mite determinar la posicin del punto 2 en el diagrama termodinmico correspondiente), ser funcinde todas las aportaciones y cesiones calorficas, as como de las dos laminaciones que sufre el gas a lolargo de todo el ciclo interno del compresor real.Supuesto fijado correctamente el punto 2, midiendo por ejemplo su temperatura T2, de la transfor-macin (1-2) slo conocemos sus puntos inicial y final en el diagrama termodinmico, no pudiendo serconsiderada como una politrpica, como hasta ahora se ha venido haciendo, pues como se ha descritoen el ciclo real indicado, tienen lugar operaciones que termodinamicamente no tienen sentido incluir-las en una politrpica.Lo que s es cierto, supuesto correctamente fijado el punto 2, es que (i2 - i1) representa el trabajo C. alternativos.I.-8 10. neto realizado por el compresor real y que este valor coincide con el rea que el diagrama indicadoreal proporciona, por lo que se tiene otra forma diferente de determinar el punto 2, mediante eldiagrama indicado real referido a 1 kg de gas en la admisin y escape, calculando su superficie a, porlo que:i2 - i 1 = a i2 = a + i1La camisa de agua de refrigeracin en un cilindro hace que T2 sea menor, disminuyendo el valorde (i2 - i1). No es correcto representar en el diagrama termodinmico puntos tales como el 2", 2",etc..., que representan la presin de una parte del gas comprimido, y no la del resto que ya ha salido yestar por lo tanto a la presin de escape pe .I.5.- RENDIMIENTO - El vol depende principalmente de la relacin de compresin y algo de la velocidad del compresor, y se hacomprobado que compresores de las mismas caractersticas de diseo tienen aproximadamente los mismos rendi-mientos volumtricos, independientemente del tamao de compresor que se trate. Para una estimacin aproximada existen grficos como el de la Fig I.9, y para rdenes de magnitud aproxi-mados la Tabla I.1.Tabla I.1.- Valores aproximados de rendimientos (p1 /p2 ) vol %i %mec %elc %2 8890 85 a 93 85 a 904 8382 85 a 93 85 a 906 7874 85 a 93 85 a 90 - Eli depende igualmente de la relacin de compresin. Tiene el mismo orden de magnitud que el rendi-miento volumtrico.Elmec depende de la velocidad de rotacin. Para una misma velocidad, ser mximo cuando el compresorest muy cargado - El elc depende de la potencia del motor (a mayores potencias, mayores rendimientos). -Dificultad de separar los rendimientos indicado y mecnico Por lo que respecta al rendimiento indicado, es necesario definir qu ciclo se considera de partidacomo terico; se suele tomar la isentrpica (1 - 2), o para el caso de un cilindro refrigerado por camisade agua una politrpica (1 - 2) de exponente n conocido, funcin del enfriamiento producido en el cilin-dro (aletas-aire; circuito de agua refrigerante, etc). En el rendimiento indicado queda recogido el efecto pared, pudindose establecer la hiptesis simplificadorade que todo el calor generado por rozamiento entre el pistn y el cilindro se incorpora al fluido. Sin embargo, si dentro del rendimiento mecnico se han incluido a su vez todas las prdidas por rozamientosmecnicos, tanto internos al cilindro como externos a l, la prdida debida al rozamiento del pistn se contabiliza-ra dos veces El problema se puede plantear suponiendo que el rendimiento mecnico contabiliza solamente losrozamientos mecnicos externos al cilindro, minimizando y desvirtuando el significado del rendi- C. alternativos.I.-9 11. miento mecnico, tanto ms cuanto que el mayor frotamiento se presenta entre el pistn y el cilindro;segn sta hiptesis, el calor disipado por el rozamiento pistn-cilindro quedara englobado dentro delrendimiento indicado, con la hiptesis de que el 100% del calor as generado se incorpora al fluido.Fig I.9.- Rendimientos volumtricos reales e ideales de un compresor Fig I.10.- Rendimientos volumtricos reales de algunos compresores, valores medios y campo de aplicacin.Tambin se puede suponer que en el rendimiento mecnico quedan englobados todos los rozamien-tos mecnicos, tanto internos como externos. El efecto pared contabilizado en el rendimiento indicadoincluira en este caso solamente el calor cedido por la pared proveniente del gas a la presin y tempe-ratura de alta.La conclusin que se obtiene de este razonamiento es la enorme dificultad de separar los rendi-mientos indicado e interno, por lo que es ms prctico englobar ambos rendimientos en el rendimientodel compresor total.C. alternativos.I.-10 12. Fig I.11 Fig I.12 En la Fig I.11 se representa la influencia de la presin de admisin pa sobre el rendimiento volu-mtrico ideal vol ideal y sobre el gasto msico G comprimido por un compresor alternativo ideal dado,supuesta constante la presin de escape pe , siendo:vol idealG = VDV1 Vvol = 1 - espacio muerto {(pe )1/n - 1}VCarrerapa En la Fig I.12 se representa la influencia de la presin de admisin p a sobre el trabajo especfico dela compresin (i2 - i1) y sobre la potencia mecnica N absorbida por un compresor alternativo idealdado, suponiendo constante y conocida la presin de escape pe . En la Fig I.13 se representa, (para un ciclo frigorfico), la influencia de la presin de admisin pasobre el efecto frigorfico i y sobre la potencia frigorfica, G i, producida por un compresor alterna-tivo ideal dado, suponiendo constante y conocida la presin de escape pe .Fig I.13Fig I. 14 En la Fig I.14 se representa la influencia de la presin de admisin p a sobre la relacin (potenciadel compresor/potencia frigorfica), N/i, y sobre el desplazamiento especfico, VD/i, de un compresoralternativo ideal dado, suponiendo constante y conocida la presin de escape pe , siendo:C. alternativos.I.-11 13. N = i 2 - i1;VD=V1G ii G i vol ideal i En la Fig I.15 se representa la influencia de la presin de escape pe sobre el rendimiento volum-trico ideal y sobre el trabajo especfico de compresin, de un compresor alternativo ideal dado, supo-niendo constante y conocida la presin de admisin pa. En la Fig I.16 se representa la influencia de la presin de escape p e sobre la potencia frigorfica iy sobre la potencia mecnica absorbida por un compresor alternativo ideal dado, suponiendo cons-tante y conocida la presin de admisin pa. Fig I.15 Fig I.16I.6.- COMPRESIN EN ETAPAS El grado de compresin c es el cociente entre la presin absoluta de descarga p 2 y la presin abso-luta de admisin o entrada p 1. Puede tener cualquier valor pero en la prctica, en compresores de unasola etapa no suele pasarse de relaciones de compresin de 3,5 4, ya que relaciones de compresinms altas necesitan un compresor voluminoso que encarece el equipo. Adems como toda compresinlleva consigo un aumento de temperatura de los gases que se procesan, existe el riesgo de que stossalgan excesivamente calientes, lo que perjudicara tanto el equipo mecnico como la lubricacin de lamquina. Cuando la relacin de compresin es muy grande, se aconseja el empleo de compresores devarias etapas escalonadas con o sin refrigeracin intermedia, cada una de las cuales tiene una rela-cin de compresin del orden de 3,5 4. Segn sea el n de etapas, la relacin de compresin c en cada etapa es: p mxc = n p mnsiendo n el n de etapas, que permite disponer de una relacin de compresin ideal idntica en cadaetapa. En un compresor de dos o ms etapas se puede establecer una relacin de compresin total, quees la relacin entre la presin absoluta final en la descarga de la ltima etapa y la presin absolutainicial en la aspiracin de la primera etapa; tambin se puede establecer una relacin de compresinparcial de cada etapa, que es la relacin entre la presin absoluta final en la descarga de aquella C. alternativos.I.-12 14. etapa y la presin absoluta en la aspiracin de la misma etapa. DIAGRAMA DE UN COMPRESOR DE DOS ETAPAS.- En la compresin en etapas, se puede refrige-rar el aire entre cada una de ellas mediante un sistema de refrigeracin intermedio (con un agenteenfriador exterior que puede ser el aire o el agua), cuya accin principal es la de dispersar el calor pro-ducido durante la compresin. La refrigeracin intermedia perfecta se consigue cuando la temperatura del aire que sale del refri-gerador intermedio es igual a la temperatura del aire a la entrada en la aspiracin del compresor. Cuando las relaciones de compresin de todas las etapas sean iguales, se logra un consumo depotencia mnimo. Si aumentamos el nmero de etapas, la compresin se acercar a la isoterma del aire inicial, quees la transformacin de compresin que requiere menos trabajo. La compresin en dos o ms etapas permite mantener la temperatura de los cilindros de trabajoentre lmites razonables; temperaturas anormalmente altas llevan consigo el riesgo de explosiones ycarbonizacin del aceite lubricante y problemas en las vlvulas.Los compresores ms usuales en el mercado tienen refrigeracin intermedia, y son de dos etapas.El diagrama indicado en la Fig I.17 corresponde a un compresor de dos etapas, y en ella los diagramasindependientes de cada cilindro se consideran como si fueran de un compresor de una etapa.La superposicin de los diagramas de trabajo correspondientes al cilindro de baja presin, que esel que comprime el aire aspirado hasta una presin aproximada de 2 a 3 bars, y al de alta presin, quecomprime el aire recibido hasta la presin de trabajo o descarga, indica que la energa que requiere elconjunto de cilindros es muy inferior a la que exigira si toda la compresin se hubiera realizado deuna sola vez.Fig I.17.- Diagrama de un compresor de dos etapas El rea rayada corresponde a un trabajo perdido que se realiza dos veces sobre el aire, en laexpulsin del cilindro de baja presin y en la compresin del cilindro de alta presin. De la observacin de la Fig I.17 se deduce que, para compresores de una etapa, o de dos etapas, desimple efecto, pero en la primera fase de compresin, la curva de compresin est siempre compren-dida entre la isotrmica y la adiabtica, pero aproximndose ms a la segunda que a la primera, loque refleja un proceso politrpico. Para un compresor de dos etapas, el trabajo terico efectuado es mnimo cuando los dos cilindroslogran idntica cantidad de trabajo.Debido a que el cilindro de alta presin tiene que admitir todo el aire entregado por el cilindro de C. alternativos.I.-13 15. baja presin, la presin del refrigerador intermedio viene fijada por el tamao de los cilindros. El trabajo total es, TAP + TBP . La ecuacin politrpica se puede aplicar a los dos cilindros.Tcomp.1etapa = p1 v1 n {( p2 )n-1/n - 1} = n cv p2 v2 - p1 v1 = n p1 v1 - p2 v2n-1p1R n-1 El trabajo politrpico de compresin en la segunda etapa sera idntico al anterior entre las presio-nes correspondientes. La presin intermedia p i de la refrigeracin para dos etapas es:pi = p 1( asp ) p 2( descarga ) La presin ptima para el refrigerador es la raz cuadrada del producto de las presiones de aspira-cin y de descarga. Si el trabajo realizado por cada cilindro es el mismo, el trabajo total es el doble delcorrespondiente a uno de los dos cilindros.I.7.- REFRIGERACIN Durante la compresin se engendra calor, y si no se elimina, se eleva la temperatura del aire amedida que se va comprimiendo. En la mayora de las aplicaciones, la elevacin de la temperaturaque sufre el fluido al ser comprimido T2 > T1, es perjudicial para su utilizacin. Por lo tanto, los compresores se refrigeran para evitar este efecto y reducir el trabajo absorbidopor la compresin. Siendo poco prctico que el aire retenga todo su calor, se recurre a eliminarlo amedida que se comprime mediante procedimientos apropiados.Fig I.18.- Compresor alternativo con camisa refrigerante La potencia mnima necesaria en la compresin es la correspondiente a una compresin isotrmica, que esirrealizable en la prctica, pero que puede aproximarse fraccionando la compresin en varias etapas,refrigerando el gas entre cada etapa, de forma que el conjunto de la compresin se aproxime a la iso-trmica. El ampliar el nmero de etapas incrementa la prdida de carga total en las vlvulas, refrige-radores y separadores, al tiempo que el precio del compresor aumenta con el nmero de etapas. El ciclo real de un compresor en el cual se disipa parcialmente el calor generado en la compresin, se acercams a una transformacin politrpica, Fig I.18. Los fabricantes de compresores insisten en que para conseguir un rendimiento ptimo, el aire aspi-C. alternativos.I.-14 16. rado por el compresor debe ser tan fro como sea posible, ya que la temperatura final ser tanto msbaja cuanto ms lo sea la inicial. REFRIGERACIN INTERMEDIA.- Sabemos que para grandes relaciones de compresin hay queacudir a la compresin por etapas. La principal ventaja de este tipo de compresin es que permite unarefrigeracin del fluido (vapor o gas) entre etapa y etapa, que se traduce en un ahorro de la energa aaportar para mover el compresor, tomando la precaucin de no refrigerar en exceso, ya que pudieraser que el ahorro de energa de compresin fuese inferior al de los gastos de refrigeracin. Como el paso del gas por el sistema de refrigeracin supone una prdida de carga, la presin delgas que llega a la admisin de la siguiente etapa ser inferior a la de salida de la etapa anterior, locual supone una prdida de energa extra que habr que aadir. Un dato importante a tener en cuenta es que el by-pass, entre succin y descarga, tiene que estarrefrigerado, ya que de no ser as entrara gas caliente en la etapa de admisin el cual al ser compri-mido se recalentara y se podra llegar a la rotura del compresor por un calentamiento excesivo. El agua que refrigera el ciclo de compresin extrae, aproximadamente entre un 15% 40% delcalor total de compresin, y la refrigeracin intermedia en los compresores de dos etapas elimina alre-dedor de un 30% 40% del calor por lo que se recomienda una temperatura de entrada para el agua derefrigeracin entre los 5C 10C superior a la entrada de aire, saliendo del compresor entre 40C 50C.I.8.- COMPRESORES DE AIRE A PISTN Los compresores son mquinas que aspiran el aire ambiente (a presin atmosfrica) y lo compri-men hasta lograr una presin superior. Existen varios tipos de compresores y vamos a exponer some-ramente algunos modelos, resaltando las prestaciones ms interesantes. La gama de compresores a pistn conocidos en el mercado se puede resumir atendiendo al caudalque se dispone y al rendimiento del mismo en CV necesarios para comprimir 1 m3/min a 7 bars depresin efectiva. a) Compresores de simple efecto y una etapa de compresin, refrigerados por aire.- Se emplean hasta unacapacidad de 1 m3/min y su rendimiento no supera los 10 CV/m3/min b) Compresores de simple efecto, de dos etapas de compresin, refrigerados por aire.- A partir de 2 m3/miny hasta 10 m3/min, siendo su rendimiento del orden de 7,6 8,5 CV/m3/min c) Compresores de doble efecto, dos etapas de compresin, y refrigeracin por agua.- Comienzan con 10m3/min, y llegan hasta 100 m3/min, estando su rendimiento entre 6,6 7 CV/m3/min. d) Compresores de simple efecto, dos etapas de compresin, refrigeracin por aire, sin engrase de cilindros.-Se inician con 2 m3/min y terminan en 10 m3/min acusando un rendimiento que vara de, 8,2 9CV/m3/min. e) Compresores de doble efecto, dos etapas de compresin, refrigeracin por agua, sin engrase de cilindros.-Parten de 10 m 3/min y llegan hasta los 100 m3/min teniendo un rendimiento fluctuante dentro de los,7,1 7,5 CV/m3/min.I.9.- CLASIFICACIN DE LOS COMPRESORES ALTERNATIVOS POR EL NMERO DE ETAPAS..- Los compresores se pueden clasificar, atendiendo al estilo de C. alternativos.I.-15 17. actuar la compresin, de una o dos etapas. Compresores de una etapa.- Se componen bsicamente de un crter con cigeal, pistn y cilindro.Para su refrigeracin llevan, en la parte exterior, aletas que evacan el calor por radiacin y convec-cin; se utilizan en aplicaciones en donde el caudal est limitado y en condiciones de servicio intermi-tente, ya que son compresores de pequeas potencias. En estos compresores, la temperatura de salidadel aire comprimido se sita alrededor de los 180C con una posible variacin de 20C. Compresores de dos etapas.- El aire se comprime en dos etapas; en la primera (de baja presin BP) secomprime hasta una presin intermedia pi = 2 a 3 bars, y en la segunda (de alta presin AP), se com-prime hasta una presin de 8 bars. Estos compresores son los ms empleados en la industriacubriendo sus caudales una extensa gama de necesidades. Pueden estar refrigerados por aire o poragua. El aire comprimido sale a unos 130C con una variacin de 15C. POR EL MODO DE TRABAJAR EL PISTN De simple efecto.- Cuando un pistn es de simple efecto, Fig I.19a, trabaja sobre una sola cara delmismo, que est dirigida hacia la cabeza del cilindro. La cantidad de aire desplazado es igual a lacarrera por la seccin del pistn.Fig I.19.- Formas de trabajar el pistn De doble efecto.- El pistn de doble efecto trabaja sobre sus dos caras y delimita dos cmaras decompresin en el cilindro, Fig I.19b. El volumen engendrado es igual a dos veces el producto de la sec-cin del pistn por la carrera. Hay que tener en cuenta el vstago, que ocupa un espacio obviamenteno disponible para el aire y, en consecuencia, los volmenes creados por las dos caras del pistn noson iguales. De etapas mltiples.- Un pistn es de etapas mltiples, si tiene elementos superpuestos de dimetrosdiferentes, que se desplazan en cilindros concntricos. El pistn de mayor dimetro puede trabajar ensimple o doble efecto, no as los otros pistones, que lo harn en simple efecto. Esta disposicin es muyutilizada por los compresores de alta presin, Fig I.19c. De pistn diferencial..- El pistn diferencial es aquel que trabaja a doble efecto, pero con dimetrosdiferentes, para conseguir la compresin en dos etapas, Fig I.19d. Su utilidad viene limitada y dada laposicin de los pistones est cayendo en desuso. POR EL NUMERO Y DISPOSICIN DE LOS CILINDROS.- En los compresores de cilindros, o a pis-tn, los fabricantes acostumbran a utilizar diversas formas de montaje para stos, siendo las ms fre-cuentes la disposicin vertical, la horizontal, en L en ngulo a 90, y de dos cilindros opuestos,debiendo tambin incluir la colocacin en V muy adoptada para los compresores pequeos. Los compresores verticales slo se utilizan para potencias pequeas, ya que los efectos de macha- C. alternativos.I.-16 18. queo, relativamente importantes producidos por esta disposicin, conducen al empleo de fundacionespesadas y voluminosas, en contraposicin de las disposiciones horizontales o en ngulo, que presentanotras cualidades de equilibrio tales que, el volumen de las fundaciones, se reduce muchsimo. Para compresores pequeos, la forma en V es la ms empleada. Para compresores grandes de doble efecto, se recurre al formato en L o en ngulo, con el cilindro debaja presin vertical y el de alta presin horizontal. Estos compresores deben trabajar a una presin comprendida entre 6 y 7 bar, inferior a la presinmxima establecida del orden de (810) bar, que indica la presin lmite a la que puede trabajar, nosiendo recomendable el que un compresor trabaje constantemente a su presin mxima.I.9.- REGULACIN DE LA CAPACIDAD La mayora de los compresores se disean para trabajar en unas condiciones operativas fijas ydeterminadas, de acuerdo con el proceso al que van destinados. No obstante, siempre se pueden pre-sentar emergencias que obliguen a variaciones en las condiciones de operacin. La capacidad de uncompresor es el gasto msico de fluido que circula por el compresor, que debe ser controlado en formamanual o automtica, para contrarrestar los aspectos negativos que puedan aparecer. Para ello se puede recurrir a las siguientes soluciones: a) Regulacin de la capacidad utilizando un motor de velocidad variable; al igual que en las bombas, laregulacin a base de disminuir el nmero de emboladas no es fcil, mxime en los compresores decierto tamao, que suelen ir siempre acoplados a un motor elctrico sncrono. b) Regulacin de la capacidad utilizando una vlvula en la aspiracin que cierre y haga que la presin deadmisin sea menor que la existente en la lnea de aspiracin c) Regulacin de la capacidad en los compresores de varios cilindros, descargando algunos de ellos d) Regulacin de la capacidad variando el espacio nocivo en forma artificial, manual o automticamen-te, tal como se indica en la Fig I.20 e) Regulacin de la capacidad en forma escalonada mediante el control, manual o automtico, de vlvu-las de by-pass, Fig I.21-20, de forma que en el recorrido del cilindro se puedan disponer hasta 3 vlvu-las con el fin de conseguir un control escalonado de la capacidad, que van inutilizando partes sucesi-vas de la cmara de compresin. Fig I.20.- Regulacin de la capacidad por variacin del espacio nocivo, y detalle del mismoC. alternativos.I.-17 19. Fig I.21.- Compresor de doble efecto; variacin de la capacidadA ttulo de ejemplo supongamos el compresor de doble accin de la Fig I.21: Si mantenemos elespacio muerto y todo lo dems normal, el compresor est actuando a plena carga. Si abrimos el espa-cio muerto, tenemos que el compresor trabajar al 75%; se observa cmo se van obteniendo las dife-rentes capacidades de compresin al actuar con las posibilidades de que dispone el compresor. En elejemplo representado en la Fig I.22 se dispone nicamente de una vlvula reguladora de la capacidadFig I.22.- Regulacin de la capacidad mediante un by-passf) Regulacin de la capacidad en compresores pequeos, mediante un control on-off, parando y arran-cando el motor por medio de un termostato.g) Regulacin de la capacidad utilizando un by-pass refrigerado, entre la descarga y la succin, de formaque segn se recircule una mayor o menor cantidad, se obtendr un menor o mayor caudal de gascomprimido. Este sistema de regulacin se suele utilizar generalmente en combinacin con el ante-rior. En todos estos casos las presiones de descarga y aspiracin se mantienen invariables en el proce-so. Slo se regulan las cantidades de gases enviadas. Cuando se estrena un compresor hay que seguircuantas recomendaciones nos sugiera el fabricante para una mejor conservacin y funcionamiento delmismo. De su cumplimiento depender mucho la vida del compresor y se evitarn desagradables con-secuencias.Puesta en marcha de los compresores alternativos .-En las instrucciones suministradas por el fabricante,se suele detallar esta operacin; no obstante, en trminos generales se puede decir:1. Comprobar lneas, vlvulas, juntas, etc.2. Comprobar los sistemas de lubricacin y niveles de aceite. Algo de aceite debe ir al cilindro directamente,pero mucho aceite puede ensuciar las vlvulas (holln) y es antieconmico. Poco aceite puede ser causa de un des-gaste prematuro de los anillos del pistn. Poner en marcha el sistema en caso de cilindros lubricados.3. Comprobar el sistema de refrigeracin de agua del cilindro y hacer circular el agua antes de ponerlo en mar-cha, para prevenir un sobrecalentamiento y prdida de engrase.4. Girar el volante lentamente para dar algunas emboladas y desalojar cualquier lquido que pudiera haber en elcilindro, y repartir bien el aceite.C. alternativos.I.-18 20. Tabla I.2.- Cuadro tcnico de sntomas de funcionamiento anormal, causas y correccinANOMALA CAUSACORRECCINa) Falta de aceiteLlenar de aceite al nivel.b) Poca temporizacin en el temporizadorDar ms tiempo al temporizador No arranca el compresordel cuadro elctrico, no dando tiempo alcambio y no subiendo la presin de aceite.c) Falta de aguaAbrir la llave de entrada o dar mayor caudal Dispara la vlvula de seguridada)Vlvula de seguridad mal (Destarada)Repararla o reponerla. entre fasesb) Membranas o trica de regulacin mal Reponer(Pasa aire de regulacin a la 1 etapa)Aceite en filtro de aspiracinDemasiado engrase (Al trabajar en vaco Ajustar el engrase y revisarexpulsa por la aspiracin) Consumo excesivo de aceite del crter a) Empaquetadura deteriorada o floja Reapretar o reponerb) Nivel de aceite muy bajo Revisara) Giro inverso de la bomba Cambiar la polaridad del motor No sube la presin de aceite b) Falta de aceiteLlenar de aceite el nivelc)Bomba descebada Cebarlad)Manmetro o tubera averiadaReponer o reparar tuberaa) Vlvulas de admisin o escape malRevisar vlvulasb) Pistn de regulacin en posicin pisando Limpiar zona pistn descargadorCaudal del compresor disminuido (vlvula abierta)c) Filtro aspiracin sucioLimpiar el filtrod) Desgaste segmentos.Reponer Inconvenientes en el suministro de aire Tubera de admisin obstruida. Filtro sucio. Limpiara) Presostato averiado. Reponer (comprobar micro)b) Tubera presostato rota. Arreglar. Sube la presin finalc) Electrovlvula averiada, no abre, queda agarrada Revisar funcionamiento o reponer.d) Tubera regulacin rota. Arreglar tuberae) Pistn descargador bloqueado en posicin alta. Aligerar pistn descargador(No abre vlvula) La mquina se para a) Falta de aceite (Funcionando la seguridad) Comprobar seguridad y circuito de engrasea) Falta de agua (Funcionando la seguridad) Comprobar seguridad y circuito de aguac) Alta temperatura en escape Refrigerador final sucio o poca agua.(Funcionando termostato)e) Fallo elctrico. Revisar maniobraBaja la presin entre fases (en carga) a) Vlvula admisin 1 etapa mal Revisar vlvulasb) Pistn de regulacin en posicin pisando Limpiar zona pistn descargador (Vlvula abierta)c) Vlvula de escape 1 etapa mal Revisar vlvulas(Baja un poco la presin)Baja la presin entre fases (en vaco) Vlvula escape 1 etapa mal (Fuga.)Revisar vlvulas. Baja la presin finala) Consumo excesivo en redNo es ningn fallo del compresorb) Presostato mal tarado o averiado.Tarar bien o reponerlo Aire caliente a la salida de los refrigeradoresa) Falta de agua, si el agua sale calienteAportar ms caudal de aguab) Sucios los refrigeradores. (Agua sale fra)Limpiarlosa) Vlvulas en malas condicionesRevisar Calentamiento del compresorb) Presin de descarga excesiva.Controlarc) Lubricacin insuficiente.Vigilar el aceite 5. Arrancar el compresor en descarga y con las vlvulas de admisin y escape cerradas y el by-pass abierto.Despus abrir la impulsin y cerrar el by-pass. A continuacin ir abriendo la vlvula de aspiracin lentamente. Deesta manera se da tiempo a evaporar todo el lquido. Durante todo el arranque el compresor debe tener las vlvulas2 y 3 de succin abiertas del todo (bloqueadas a tope). As tenemos la seguridad de que el compresor no trabaja encarga. C. alternativos.I.-19 21. 6. Poner en carga el compresor, primero al 25%, despus 50% y por ltimo al 100%. Parada de compresores alternativos 1. Poner el compresor en descarga. Dejarle funcionando un poco sin carga para enfriar el pistn y asegurar laretencin de una capa de aceite protector sobre todas las superficies metlicas. El agua de refrigeracin debe seguirfluyendo hasta despus de parar el compresor. 2. Cerrar la vlvula de la lnea de aspiracin, abrir el by-pass y despus cerrar la lnea de impulsin. 3. Parar el motor o turbina que mueve el compresor. 4. Si el compresor va a estar parado unos das, el eje del pistn se debe proteger con una capa de aceite contra la corrosin. 5. Antes de la nueva puesta en marcha se debe sacar el aceite del crter y poner uno nuevo.C. alternativos.I.-20 22. II.- COMPRESORES VOLUMETRICOSII.1.- COMPRESORES HELICOIDALES Los compresores helicoidales utilizados en tcnicas frigorficas pueden ser de dos tipos: a) De dos rotores, (Lysholm), que comenzaron a utilizarse en los aos 30 y estn compuestos dedos husillos roscados (rotores), uno motor y otro conducido. b) De rotor nico, (Zimmern), que comenzaron a utilizarse en los aos 60 y estn compuestos porun rotor o husillo roscado nico, que engrana con un par de ruedas satlites dentadas idnticas. COMPRESOR HELICOIDAL DE DOS ROTORESEl compresor helicoidal de dos rotores, Fig II.1, es una mquina rotativa de desplazamiento positi-vo, en la que la compresin del vapor se efecta mediante dos rotores (husillos roscados).El rotor conductor tiene cuatro o cinco dientes helicoidales, y engrana con seis celdas o cmaras detrabajo, igualmente helicoidales, del rotor conducido, alojados ambos dentro del estator.Para asegurar el cierre hermtico de las cmaras de trabajo y, por lo tanto, la separacin de lascavidades de aspiracin e impulsin del compresor, la seccin transversal de los dientes ha evolucio-nado desde un perfil circular, hasta perfiles cicloidales, en orden a mejorar el funcionamiento mec-nico y dinmica de los rotores.El perfil del tornillo conductor es convexo, mientras que el del conducido es cncavo; el rotor con-ductor, conectado al eje motor, gira ms rpido que el conducido en una relacin, 6/4 = 1,5 6/5 = 1,2.El vapor que penetra por la cavidad de aspiracin, situada en uno de los extremos del compresor,llena por completo cada una de las cmaras de trabajo helicoidales del rotor conducido. Durante el giro de los rotores, las cmaras de trabajo limitadas entre los filetes de los rotores ylas superficies internas del estator, dejan de estar en comunicacin directa con la cavidad de aspira-cin y se desplazan junto con el vapor a lo largo de los ejes de rotacin.En un momento determinado, cada cmara de trabajo se cierra por uno de sus extremos medianteuno de los cuatro dientes del rotor conductor, quedando as atrapado un volumen de vapor V1, quequeda desconectado de la aspiracin a la presin p1 (fin de la fase de admisin), comenzando la etapaC.volumtricos.II.-21 23. de compresin; al proseguir la rotacin, el volumen se va reduciendo hasta que se pone en comunica-cin con la lumbrera de escape, alcanzando un valor V2 a la presin p2, momento en que se produce elfin de la fase de compresin y comienzo de la de escape. Fig II.1.- Tornillos de un compresor helicoidal de dos rotores El perfil de los rotores helicoidales es tal que los conducidos se descargan completamente; el husi-llo conductor es el que realiza el trabajo de desplazamiento, actuando al mismo tiempo como rotor ycomo desplazador. El husillo conducido tiene la misin de separar las cavidades de admisin e impul-sin, pero sin desalojar al vapor.Cada una de las cmaras de trabajo se comporta como si el cilindro fuese un compresor alternati-vo, en donde cada diente del rotor conductor hace las veces de pistn, que primero cierra y despuscomprime el volumen inicialmente atrapado V1, por lo que un compresor helicoidal no es sino un com-presor alternativo de seis cilindros helicoidales, en el que se han eliminado el cigeal, el espacionocivo y las vlvulas de admisin y escape. FUNCIONAMIENTO.- El proceso se puede descomponer en cuatro partes: a) Aspiracin, que consiste en el llenado progresivo de una cmara de trabajo de volumen V1 b) Desplazamiento a presin constante, de forma que al continuar la rotacin, la cmara de trabajo quecontiene el volumen de vapor V1 se mueve circunferencialmente sin variar el volumen. c) Compresin, en la que cada diente del rotor conductor engrana con el extremo de cada cmara detrabajo en cuestin, decreciendo progresivamente su tamao hasta que, cuando su valor es V2, se poneen comunicacin con la cavidad de escape. d) Escape, en el que al proseguir el giro, el volumen disminuye desde V2 a cero, producindose laexpulsin del vapor a la presin de salida p2. COMPRESOR HELICOIDAL DE ROTOR UNICO El compresor helicoidal de rotor nico consta de un rotor conductor con seis cmaras de trabajohelicoidales de perfil globoidal, que acciona dos ruedas dentadas satlite que tienen once dientes cadauna, de perfil idntico al de las cmaras de trabajo, y situadas a ambos flancos del rotor conductor,Fig II.2; la velocidad de las ruedas dentadas es (6/11) de la del rotor principal. La potencia de compresin se transfiere directamente desde el rotor principal al vapor; las ruedasdentadas no disponen de ningn tipo de energa, salvo prdidas por rozamiento. Las holguras entre los perfiles en movimiento tienen que ser pequeas, (las ptimas para cada tipode mquina), con el fin de evitar fugas o filtraciones de vapor desde la cavidad de escape hacia regio-C.volumtricos.II.-22 24. nes donde las presiones sean ms bajas. La inexistencia de juntas y segmentos hace que las prdidaspor rozamiento mecnico sean ms bajas en comparacin con las que se producen en los compresoresalternativos. Las holguras relativas son mayores en las mquinas pequeas, en las que predominanlas prdidas por fugas, que en las mquinas grandes, en las que dominan las prdidas debidas a lacada de presin por rozamiento del fluido. Fig II.2.- Compresor helicoidal de rotor nico LUBRICACIN.- Para asegurar el sellado de las holguras entre los perfiles en contacto se utilizaaceite lubricante en exceso, logrndose as un desgaste despreciable de las partes mviles, por no exis-tir contacto entre ellas.El rotor y las ruedas dentadas se disean con holguras tan pequeas que eviten por completo lanecesidad del aceite sellador, con la ventaja de que el fluido refrigerante circula libre de aceite portodo el circuito frigorfico y, en particular, por la lnea de aspiracin, pudindose incrementar la pre-sin en la aspiracin del compresor y simplificando la instalacin al eliminar la bomba y el circuito delaceite. En estos compresores el desgaste de las partes mviles se convierte en un problema de impor-tancia que se ha solventado utilizando materiales de fibra de carbono y tefln. FUNCIONAMIENTO.- El proceso se puede descomponer en las fases siguientes: Aspiracin: El rotor encerrado en una camisa cilndrica, tiene todas las cmaras de trabajo encomunicacin con la cavidad de aspiracin por uno de sus extremos. Un diente de una de las ruedasdentadas engrana con cada cmara, efectundose la aspiracin del vapor conforme se desplaza dentrode la cmara.C.volumtricos.II.-23 25. Compresin: Al proseguir la rotacin, las cmaras (c) una vez se han llenado completamente, se cie-rran y separan de la cavidad de aspiracin mediante un diente perteneciente a la otra rueda dentada,reduciendo progresivamente su volumen, comprimiendo as el vapor. (b)a) Aspiracin; b) Compresin; c) DescargaFig II.3.- Fases del funcionamiento de un compresor helicoidal de rotor nicoC.volumtricos.II.-24 26. Escape: En un momento determinado, cada una de las cmaras de trabajo, con volmenes decre-cientes y presiones crecientes, se pone en comunicacin con la lumbrera de escape, cesando la compre-sin y producindose la expulsin del vapor hasta que el volumen V2 queda reducido a cero. De lo expuesto se deduce que las cmaras de trabajo del rotor, se comportan a todos los efectos como seiscilindros de doble efecto, en los que los dientes actan como pistones; mientras que por uno de sus lados se efec-ta la aspiracin del vapor, por el otro se realiza simultneamente su compresin y escape. La velocidad del fluido a la entrada y salida del compresor helicoidal se incrementa segn el cua-drado de sus dimensiones, mientras que el flujo de fluido frigorgeno se incrementa con el cubo de susdimensiones. Si por ejemplo se doblan las dimensiones del compresor, las reas de entrada y salida semultiplicaran por un factor 4 y el flujo por 8; como las prdidas de carga son proporcionales al cua-drado de la velocidad, duplicar el tamao de un compresor helicoidal supone multiplicar por 4 las pr-didas de carga. Los esfuerzos axiales y radiales que el vapor ejerce en los compresores helicoidales de rotor nico,estn equilibrados y compensados, cosa que no sucede en los de dos rotores, por lo que la vida de losrodamientos se convierte en un aspecto crtico de su diseo. Los compresores helicoidales pueden ser de tipo abierto en el caso de utilizar amonaco como refri-gerante, y tanto abiertos como hermticos si se emplean halocarburos. En la Fig II.3 se observan lassucesivas etapas por las que atraviesa una cmara de trabajo en orden creciente de volmenes y en laFig II.4 el funcionamiento del compresor de tornillo de rotor nico. Fig II.4.- Funcionamiento del compresor de tornillo de rotor nico RELACION DE COMPRESION DE DISEO.- En los compresores de rotor nico y en los de dos roto-res, se cumple que:C.volumtricos.II.-25 27. p2 = {V1 }p1 V1 = p2 V2 ;p1V2p2 La expresin, c = , es la relacin de compresin de diseo que un determinado compresor puedep1generar funcionando con un fluido frigorgeno dado. Cualquier compresor volumtrico, (sin vlvula de admisin), genera siempre una relacin de com-presin de diseo d fija y constante para un determinado refrigerante. Un compresor volumtrico alternativo, (con vlvula de admisin), comprime el vapor hasta que supresin iguala o supera ligeramente la de condensacin; en ese instante la vlvula de escape se abrepor presin, lo que provoca una relacin de compresin d variable, funcin en cada caso de las condi-ciones de carga trmica existentes en el evaporador y en el condensador. El volumen de vapor aspi-rado en cada embolada es tambin variable, por depender de d, (cuanto mayor sea d menor ser elrendimiento volumtrico y menor tambin el volumen realmente aspirado). El compresor volumtrico rotativo tiene una relacin de compresin de diseo d fija y constante.Cuando la cmara de trabajo se reduce a cero al final de la fase de escape (espacio muerto nulo), elvolumen de vapor aspirado VD en la siguiente fase de aspiracin es constante, y depende nicamentede la geometra y velocidad del compresor. La relacin de compresin impuesta por la instalacin es lapcrelacin entre las presiones c del condensador y del evaporador, c =pe PRESION FINAL DE COMPRESION.- Para conseguir el mximo rendimiento del compresor helicoi-dal, la presin generada en los canales helicoidales del rotor conducido tiene que ser exactamenteigual a la presin existente en el escape; de no ser as se produciran prdidas internas que aunque noperjudican al compresor, ni merman significativamente su capacidad frigorfica, aumentan la poten-cia consumida reduciendo el rendimiento final; stos compresores se seleccionan teniendo en cuentala relacin de compresin d, sabiendo que tambin van a funcionar de modo satisfactorio fuera de larelacin elegida consumiendo algo ms de energa. La presin p2 de diseo del compresor seleccionado no siempre es posible hacerla coincidir con la presin de condensacin impuesta por la instalacin frigorfica pc, por lo que se pueden dar los siguientes casos, Fig II.5.a) Si pc = p 2 la compresin se realiza segn el ciclo indicado (1-2-b-c-1), cuya superficie representa el tra- bajo terico consumido por el compresor.b) Si pc > p2 cuando el volumen de la cmara de tra- bajo alcanza el valor V2 se pone en comunicacin con la lumbrera de escape, producindose un reflujo de vaporFig II.5.- Diagrama terico de un compresor helicoidal desde la cavidad de alta presin hacia la celda de volu- men V2, que de modo casi instantneo eleva la presinen el interior desde p2 a pcs. La entrada del volumen (3-4) de vapor que proviene de la parte de alta, finaliza la compresinC.volumtricos.II.-26 28. hasta p cs, objetivo que el compresor por s solo no habra podido conseguir. Como el rbol motor siguegirando, la cmara llena de vapor a la presin pcs disminuye su volumen en la fase de descarga desdeV2 hasta el valor cero segn (3-c).El rea (1-2-3-c-a-1) del diagrama indicado representara el trabajo mecnico de la compresinrealizada; si el valor de d hubiera coincidido con el de i (o haber existido vlvula de escape en lugarde lumbrera), la compresin hubiese proseguido sin problemas hasta pcs segn (2-4) y el rea (1-2-4-c-a-1) habra representado el trabajo mecnico consumido por el compresor. En consecuencia, el rea(2-4-3-2) representa el trabajo adicional consumido, prdida que supondr una disminucin de la efi-ciencia frigorfica.c) Si pc < p2 cuando el volumen de la cmara de trabajo alcanza el valor V2 se pone en comunicacincon la lumbrera de escape, se produce un reflujo de vapor desde la cmara de volumen V2 hacia laparte de alta, que de modo casi instantneo disminuye la presin en el interior desde p2 a pci. Comoel rbol motor sigue girando, la cmara llena de vapor a la presin pci disminuye su volumen en sufase de descarga desde V2 hasta el valor cero segn (5-d).El rea (1-2-5-d-a-1) del diagrama indicado representa el trabajo mecnico de la compresin asrealizada; si el valor de d hubiera coincidido con el de i, la compresin hasta p ci se hubiese efectuadosegn (1-6) y el rea (1-6-d-a1) habra representado el trabajo mecnico consumido por el compresor.El rea (2-5-6) representa el trabajo adicional consumido, prdida que supondr una disminucinde la eficiencia frigorfica.A pesar de estos aspectos negativos, los compresores volumtricos rotativos tienen unos valoresdel rendimiento volumtrico cercanos a la unidad (inexistencia de espacio muerto), lo que hace que loscircuitos diseados con este tipo de compresores tengan siempre valores de la eficiencia frigorficaiguales o superiores a los alcanzados con los alternativos.El aceite utilizado en estos compresores tiene como misin:a) Lubricar, a pesar de que, excepto en el arranque, no existe contacto metlico alguno entre los dos rotoresentre s y entre stos y la carcasa o estator.b) Sellar las holguras de las partes en movimiento.c) Absorber el calor desarrollado en la compresin por contacto directo con el fluido frigorgeno, disminu-yendo la temperatura de escape y el calor a disipar por el condensador.El fabricante tiene que proporcionar para cada compresor, trabajando en determinadas condiciones de fun-cionamiento, los datos de la potencia elctrica consumida mnima correspondiente a la relacin de volmenesptima Nelc, de los flujos calorficos qe a extraer del aceite (dato necesario para dimensionar el enfriador deaceite y el condensador) y el calor eliminado al exterior qc de condensacin, de la forma:q c = G + 860 Nel c - q eLos efectos de absorcin calorfica y de sellado, y la inexistencia de espacio muerto perjudicial (queen los compresores alternativos reduce mucho el rendimiento volumtrico) hace que con este tipo decompresores se puedan conseguir en una sola etapa relaciones de compresin que con compresoresalternativos requeriran dos. C.volumtricos.II.-27 29. El circuito de lubricacin incluye un enfriador de aceite, (utilizando agua como elemento refrige-rante), un separador de aceite del fluido frigorgeno a la salida del compresor, y una bomba de aceite,utilizada nicamente en el arranque, ya que en funcionamiento normal la circulacin del aceite estasegurada por la diferencia de presiones, p2 - p1. CAMPO DE UTILIZACION..- Los compresores de tornillo se sitan, en cuanto a produccin frigorfi-ca, entre los alternativos y los centrfugos, abarcando la siguiente gama de prestaciones:100 Tm < G < 300 Tm 600 m 3 /h < V D < 4000 m 3 /h Estos compresores, al igual que los alternativos, se utilizan en instalaciones industriales con pre-siones del orden de, 15 20 Kg/cm2. La tendencia es que en el futuro su aplicacin se extienda a vol-menes de desplazamiento VD por debajo de los 600 m 3/h. REGULACION DE LA CAPACIDAD La capacidad de desplazamiento se puede realizarse de tres modos diferentes: a) Variando la velocidad de giro del rotor conducido. b) Mediante una laminacin a la entrada del compresor, que origina un aumento de la relacin de com-presin; este efecto, en otros compresores puede elevar peligrosamente la temperatura de escape delvapor, pero no en los helicoidales. c) Cuando el consumo de potencia sea un factor a tener en cuenta, se utiliza otro mtodo consistente en una ovarias vlvulas deslizantes, Fig II.6; la funcin de stas vlvulas, Fig II.7, es devolver mediante un (by-pass) situado en la cavidad de entrada del compresor, una fraccin (variable) del volumen total des-plazado a plena carga, retardando as el comienzo de la compresin; las vlvulas deslizantes puedefuncionar desde la presin correspondiente a plena carga, hasta cargas parciales cercanas a cero, enforma manual o automtica, mediante un pistn movido hidrulicamente por el aceite del compresor.Fig II.6.- Compresor helicoidal de dos rotores, con regulacin de la capacidad de volumen desplazado mediante vlvula deslizanteFig II.7.- Vlvula deslizante en posiciones de cierre y apertura parcialC.volumtricos.II.-28 30. Cuando ste pistn trabaja a plena carga, la vlvula deslizante situada en posicin de cierre,comienza la regulacin de la capacidad alejndose de esta posicin, descubriendo una abertura en laparte inferior del alojamiento de los rotores Fig II.7. Como el efecto de la vlvula deslizante no es otro que disminuir el valor de V1 manteniendo cons-tante el de V2, la reduccin de la capacidad lleva aparejada otra reduccin simultnea, no deseable, dela relacin de compresin de diseo d, inconveniente que algunas veces se soluciona mediante vlvu-las deslizantes capaces de modificar tambin el tamao de la lumbrera de escape, variando de estemodo el valor de V2 y el de la relacin de volmenes de diseo. VENTAJAS.- Se pueden alcanzar en una etapa relaciones de compresin muy altas, sin necesidadde enfriamiento intermedio, aunque en la prctica esto carece de inters ya que no es econmica-mente interesante el hacerlo. - Son, junto con los compresores centrfugos, las mquinas mejores de regular - No tienen vlvulas de admisin y escape - No tienen espacio muerto perjudicial - Pueden manejar sin ningn peligro volmenes de fluido frigorgeno lquido, posibilidad que no tienen loscompresores alternativos y centrfugos. - Ausencia de pulsaciones. - Mnimo desgaste de sus componentes giratorios. - Son bastante silenciosos, ms los de rotor nico que los de rotor doble. SOBREALIMENTACION.- Para conseguir en una etapa relaciones de comprensin elevadas, el com-presor helicoidal no tiene los problemas del alternativo, para grandes valores de c ; la compresin enuna sola etapa disminuye demasiado el efecto frigorfico del ciclo, aumentando por consiguiente elcoste de funcionamiento de la instalacin.Una solucin para mejorar en estos casos el COP de un sis-tema de compresin simple con compresor helicoidal, consisteen utilizar la ventaja que supone la expansin escalonada enorden a separar a una presin intermedia pi entre p1 y p2 las fases lquidas y de vapor producido en la expansin de p2 a pi, evitndose la intil, perjudicial (desde el punto de vista de la produccin frigorfica) y gravosa (desde el punto de vista de la potencia mecnica consumida) continuacin de la expansin de la fase vapor desde pi a p1. Este vapor saturado seco, cuya separacin se realiza en un Fig II.8.- Caractersticas de control con vlvula deslizante economizador, se lleva hacia el compresor, introducindose enl a travs de una lumbrera secundaria de admisin, situada en un lateral entre la lumbrera primariade admisin y la de escape.Si la ubicacin de la lumbrera secundaria es correcta, la entrada adicional de vapor se produciren el momento en que el canal del rotor conducido est ya cerrado, lleno de vapor y a una presin lige-ramente inferior a la pi reinante en el economizador. De esta manera, en la segunda etapa, el compresor comprimir conjuntamente la carga original de C.volumtricos.II.-29 31. vapor y la adicional, razn por la que el compresor que lo realiza suele denominarse sobrealimentado. El resultado final es la consecucin de un COP superior al que se alcanzara sin sobrealimentaciny en una etapa, pero inferior siempre al que puede conseguirse con el sistema, ms complejo, de com-presin y expansin escalonadas con dos compresores.II.2.- COMPRESORES FRIGORIFICOS ROTATIVOS DE PALAS DESLIZANTES Los compresores rotativos de rotor nico cilndricos, pueden ser: compresores de rodillo y compre-sores de palas. COMPRESOR DE RODILLO.- En los compresores de rodillo el eje motor y el eje del estator son con-cntricos, mientras que el eje del rotor es excntrico una distancia e respecto a ellos, Fig II.9. Al desli-zar el rotor sobre el estator se establece entre ellos un contacto, que en el estator tiene lugar a lo largode todas y cada una de sus generatrices, mientras que en el rotor slo a lo largo de una A, la corres- pondiente a la mxima distancia al eje motor. El pistn deslizante, alojado en el estator, se aprieta yajusta contra el rotor mediante un muelle antagonistaubicado en el estator. La admisin del vapor se efecta atravs de la lumbrera de admisin y el escape a travs dela vlvula de escape.El vapor aspirado en el compresor, que llena el espaciocomprendido entre el rotor y el estator, se comprime deforma que, al girar, disminuye progresivamente su espa-cio fsico (cmara de trabajo), Fig II.10, hasta que alcanzala presin reinante en la vlvula de escape, que en ese Fig II.9.- Compresor rotativo de pala deslizantemomento se abre, teniendo lugar a continuacin la expul-sin o descarga del vapor. El volumen de vapor terico desplazado por el compresor de estas caractersticas VD es:VD = (D 2 - d 2 ) 60 L n (m 3 /hora) 4 Fig II.10.- Funcionamiento de un compresor de rodillo de pala deslizante C.volumtricos.II.-30 32. m3VD =(D 2 - d 2 ) 60 L n4 horasiendo D el dimetro interior del estator, d el dimetro del rotor, L la longitud de contacto (rotor-estator) y n el n de rpm del rotor; la excentricidad e es la distancia entre el eje motor y el eje del esta-tore= D- d2COMPRESOR DE PALAS.- En este compresor el eje motor es excntrico respecto al eje del estator yconcntrico respecto al eje del rotor Fig II.11. El rotor gira deslizando sobre el estator, con cinemticaplana (radial), en forma excntrica respecto a la superficie cilndrica interior del estator, establecin-dose un contacto que, en el estator tiene lugar sobre una nica generatriz, mientras que en el rotortiene lugar a lo largo de todas sus generatrices; el rotor es un cilindro hueco con ranuras radiales enlas que las palas estn sometidas a un movimiento de vaivn, (desplazadores). Bajo la accin de la fuerza centrfuga, las palas (1 ms) aprietan y ajustan sus extremos libresdeslizantes a la superficie interior del estator, al tiempo que los extremos interiores de dichas palas sedesplazan respecto al eje de giro. EscapeEscapeAdmisin Rotore RotorCmara de trabajo Cmara de trabajoAdmisinFig II.11.- Fig II.12.-Fig II.13.-Compresor de palas monocelularCompresor bicelular Compresor multicelularLa admisin del vapor se efecta mediante la lumbrera de admisin y el escape a travs de la vl-vula de escape. El vapor llena el espacio comprendido entre dos palas vecinas y las superficies corres-pondientes del estator y del rotor (cmara de trabajo), cuyo volumen crece durante el giro del rotorhasta alcanzar un valor mximo, y despus se cierra y traslada a la cavidad de impulsin del compre-sor, comenzando al mismo tiempo el desalojo del vapor de la cmara de trabajo.El funcionamiento del compresor de una pala es similar al del compresor de rodillo, siendo el volu-men desplazado VD idntico, el cual se puede incrementar aadiendo ms palas o aumentando laexcentricidad e.La ubicacin de la lumbrera de admisin en el estator, para una posicin fija de la generatriz de con-tacto (rotor-estator), se fija de forma que el rendimiento volumtrico no disminuya demasiado, paraas conseguir en el compresor un volumen desplazado VD mximo; sto implica que hay que situar lalumbrera de forma que el espacio comprendido entre dos palas consecutivas sea el mximo posible, enel instante en que la segunda pala termine de atravesar dicha lumbrera; a continuacin este espaciofsico en su giro hacia la vlvula de escape, disminuye, dando lugar a la compresin del vapor hastaC.volumtricos.II.-31 33. alcanzar la presin de salida, momento en que se efecta el escape a travs de la vlvula correspon-diente. En el compresor monocelular (una pala), la posicin de la lumbrera de admisin tiene que estar loms cerca posible de la generatriz A de contacto (rotor-estator), Fig II.10, siendo el desplazamientoterico (cmara de trabajo) idntico al de un compresor de rodillo. En el compresor bicelular (dos palas), la posicin de la lumbrera de admisin es la indicada en laFig II.12, siendo el volumen terico desplazado (cmara de trabajo) proporcional a dos veces el reasombreada, que es la mxima que geomtricamente se puede conseguir. En el compresor multicelular, (cuatro o ms palas), la posicin de la lumbrera de admisin es laindicada en la Fig II.13, siendo el volumen terico desplazado proporcional a cuatro veces el rea som-breada, que es la mxima que se puede obtener. Se observa que el desplazamiento aumenta con el nmero de palas (2, 4... veces el rea sombrea-da), llegndose a construir compresores con 6, 8 y hasta 10 palas; con compresores de ms de 10 palasno se generan ganancias sensibles en el volumen desplazado. El volumen desplazado crece aumentando la excentricidad e (o lo que es lo mismo disminuyendo eldimetro d, para un dimetro D constante); esta solucin genera un aumento de la fuerza centrfuga ala que estn sometidas las palas, por lo que se ocasiona un rozamiento excesivo entre stas y el esta-tor, con su consiguiente deterioro y desgaste.Otra solucin consiste en incrementar el nmero de palas que permite reducir la excentricidad ylos efectos perjudiciales de la fuerza centrfuga. Fig II.14.- Funcionamiento del compresor multicelular Rendimiento volumtrico.- Como no existe expansin del vapor entre las presiones de salida y entra-da, el rendimiento volumtrico de este tipo de compresores es excelente, por lo que a bajas presionesde aspiracin pueden funcionar de forma ms eficiente que los alternativos. Rendimientos indicado y mecnico.- Los valores de estos rendimientos son anlogos a los que se pre-sentan en los compresores alternativos. Lubricacin.- La lubricacin es esencial para la buena conservacin mecnica de los distintos rga-nos, y para obtener un buen rendimiento. El aceite ayuda al sellado de las holguras mecnicas y evitalas fugas de vapor internas; una deficiencia en la lubricacin se traduce en una cada de presin y derendimiento. Estos compresores funcionan con una cantidad de aceite superior a la de los alternativosde la misma potencia frigorfica, por lo que a la salida disponen de un separador de aceite. Campo de utilizacin.- En cuanto al volumen desplazado, los compresores rotativos de rotor nico sesitan entre los alternativos y los centrfugos, es decir:m3 m3600< V D < 5000horahoraC.volumtricos.II.-32 34. Teniendo en cuenta la magnitud del volumen de vapor (o gas) desplazado y su elevado rendi-miento a bajas presiones de aspiracin, les hace tiles en acondicionadores de aire e industrialmentecomo compresores booster en circuitos de compresin escalonada. Por razones constructivas, raramente trabajan por encima de, 3 5 Kg/cm2, no sobrepasando rela-ciones de compresin mayores de 7. Ventajas.- Son mquinas poco ruidosas, no necesitan vlvula de admisin por lo que el vapor aspi-rado entra de manera continua, y como no existen espacios muertos perjudiciales los rendimientosvolumtricos son muy altos. Inconvenientes.- Su fabricacin exige una gran precisin.II.3.- COMPRESOR FRIGORIFICO ROTATIVO TIPO SCROLLAunque el compresor Scroll, o de espiral fue descrito por primera vez en 1905 por el francs LeonCreux, slo las recientes tcnicas de mecanizacin por control numrico han hecho posible la fiabili-dad de fabricacin imprescindible para este tipo de compresores, cuyo diseo se basa principalmenteen la consecucin de tolerancias muy estrechas en piezas de forma geomtrica complicada, como es elcaso de los perfiles en espiral.El compresor Scroll se puede considerar como la ltima generacin de los compresores rotativos depaletas, en los cules stas ltimas han sido sustituidas por un rotor en forma de espiral, excntricorespecto al rbol motor, que rueda sobre la superficie del estator, que en lugar de ser circular tieneforma de espiral, concntrica con el rbol motor.El contacto entre ambas superficies espirales se establece, en el estator, en todas sus generatrices,y en el rotor tambin en todas sus generatrices.Como se puede comprobar, hay otra diferencia fundamental respecto a los compresores rotativosde paletas, y es la de que la espiral mvil del rotor no gira solidariamente con este ltimo, sino queslo se traslada con l paralelamente a s misma. Fig II.15.- Vista del conjunto rbol motor-rotor del compresor Scroll, y conjunto espiral mvil-eje del motor C.volumtricos.II.-33 35. Fig II.16.- Volutas fija y mvil Rodadura sin deslizamiento.- En la teora de engranajes, los flancos de los dientes de un par de rue-das dentadas se disean de modo que sean perfiles de evolvente de crculos (la evoluta es, en este casoparticular, un circulo denominado circulo base), con el objeto de conseguir as que los dientes ruedenuno sobre el otro sin deslizamiento. En el caso del compresor Scroll, el hecho de que los perfiles de las dos espirales sean de evolvente,permite a la espiral mvil rodar sin deslizamiento sobre la espiral fija, cumplindose en todomomento la alineacin de los centros de las dos espirales y el punto de contacto entre ambas. Funcionamiento.- En este tipo de compresores, las celdas o cmaras de compresin de geometravariable y en forma de hoz Fig II.15 estn generadas por dos caracoles o espirales idnticas, una deellas, la superior, fija (estator), en cuyo centro est situada la lumbrera de escape, y la otra orbitante(rotor), estando montadas ambas frente a frente, en contacto directo una contra la otra Fig II.16. La espiral fija y la mvil cuyas geometras se mantienen en todo instante desfasadas un ngulode 180, merced a un dispositivo antirotacin, estn encajadas una dentro de la otra de modo queentre sus ejes hay una excentricidad e, Fig II.16 en orden a conseguir un movimiento orbital de radioe del eje de la espiral mvil alrededor del de la espiral fija. Fig II.17.a- Vistas del compresor Scroll en diversas etapas de funcionamientoC.volumtricos.II.-34 36. Fig II.17.b- Vistas del compresor Scroll en diversas etapas de funcionamientoFijndose exclusivamente en el conjunto (rbol motor-rotor) Fig II.15, con cada giro de 360 delrbol motor se imprime a la espiral inscrita en el plato, rotor excntrico, los dos movimientos siguien-tes:a) Uno de rotacin de 360 alrededor de su eje, (que tendra lugar igualmente si el valor de e fuera nulo)b) Otro simultneo de traslacin paralela a si misma alrededor del eje del rbol motor (que no se producira siel valor de e fuese nulo). Si se desea que la espiral describa nicamente ste ltimo movimiento de traslacin orbital sin larotacin producida por el hecho de estar solidariamente sujeta al plato, es necesario eliminarmediante un dispositivo antirotacin, sta ltima unin rgida, lo que se consigue montando la espiralmvil sobre un simple cojinete vertical de apoyo, concntrico con ella.Fig II.18.- Diversas posiciones de las volutas De esta manera, el giro del rbol motor o cigeal arrastra al conjunto del caracol mvil, hacin-dole describir alrededor del rbol motor (y por lo tanto alrededor del centro del caracol fijo, puntodonde est situada la lumbrera de escape), una rbita de radio e sin rotacin simultnea. Como conse-cuencia de este movimiento, las mencionadas celdas, y el vapor atrapado en ellas, son empujadas sua-vemente hacia el centro de la espiral fija, al mismo tiempo que su volumen se va reduciendo progresi-C.volumtricos.II.-35 37. vamente, comprimiendo el vapor; cuando ste llega al centro de la espiral fija, se pone en comunica-cin con la lumbrera de escape ubicada en l, producindose de esta manera la descarga del vapor. El funcionamiento se puede descomponer en las tres fases siguientes: Aspiracin: En la primera rbita, 360, en la parte exterior de las espirales se forman y llenan com-pletamente de vapor a la presin p1 dos celdas de volumen V1 Compresin: En la segunda rbita, 360, tiene lugar la compresin a medida que dichas celdasdisminuyen de volumen y se acercan hacia el centro de la espiral fija, alcanzndose al final de lasegunda rbita, cuando su volumen es V2, la presin de escape p2. Descarga: En la tercera y ltima rbita, puestas ambas celdas en comunicacin con la lumbrera deescape, tiene lugar la descarga (escape) a travs de ella. Cada uno de los tres pares de celdas, estarn en cada instante en alguna de las fases descritas, loque origina un proceso en el que la aspiracin, compresin y descarga tienen lugar simultneamente yen secuencia continua, eliminndose por esta razn las pulsaciones casi por completo. Presin final de compresin..- Todo lo dicho para los compresores helicoidales, es vlido tambin parael compresor Scroll. Al igual de lo que aconteca con el compresor helicoidal, en el caso del Scroll pue-den asimismo presentarse los tres casos representados en la Fig II.19. Regulacin de la capacidad.- Algunas compresores utilizan una vlvula deslizante o de correderamontada en el estator, que permite abrir secuencialmente una serie de lumbreras de by-pass practica-das en el fondo de l, varindose de esta forma el valor del volumen V1 de vapor realmente admitidoen el compresor, sistema similar al descrito en la regulacin de los compresores de tornillo.Fig II.19.- Presin final de compresin; casos posiblesSi todas las lumbreras de by-pass permanecen cerradas, nicamente queda abierta la de escape,proporcionando el compresor en este caso el mximo de su capacidad. Este sistema consigue una regu-lacin suave y progresiva de la capacidad del compresor.Otros compresores consiguen un cierto grado de regulacin mediante la fabricacin de unidadesmltiples equipadas con dos o ms compresores Scroll de tamaos iguales, o diferentes, montados enparalelo, lo que permite cubrir una amplia gama de capacidades frigorficas y fraccionar la potenciafrigorfica de modo escalonado.A ttulo de ejemplo, una unidad tndem compuesta por dos compresores diferentes, uno del 40% yel otro del 60% de la potencia frigorfica total, posibilita el escalonamiento siguiente: 40% (funcionan-do slo el primero), 60% (idem el segundo) y 100% (idem los dos).Para los tamaos pequeos, y si la frecuencia de paradas y puestas en marcha no es excesiva, se C.volumtricos.II.-36 38. utiliza el control on-off, parando y arrancando el motor por medio de un termostato o un presostato. Campo de utilizacin.- Se emplean en el campo de los pequeos desplazamientos (aire acondicionadoy bomba de calor en viviendas) para potencias frigorficas comprendidas entre 5 y 100 kW, ocupandoun espacio intermedio entre los compresores rotativos y los alternativos. Hasta la fecha se fabricansolamente hermticos. El vapor se introduce en la carcasa del compresor, por su parte inferior, en donde est situado elmotor, pasando por entre los devanados del estator y rotor, refrigerndolos; a la salida del motor elvapor reduce su velocidad facilitndose de este modo la separacin de la mayor parte del aceite arras-trado por el vapor de aspiracin. Lubricacin.- La lubricacin de los dos cojinetes del cigeal y el de apoyo de la espiral mvil, serealiza con aceite impulsado a travs del interior del cigeal mediante una bomba centrfuga sumer-gida en el crter y movida por el mismo cigeal. Este circuito de aceite est totalmente separado delas superficies de contacto de ambas espirales, cuya lubricacin est asegurada por la pequea canti-dad de aceite arrastrado por el vapor de aspiracin. Prdidas mecnicas por rozamiento.- La inexistencia de juntas y segmentos en los compresores Scroll,caracterstica comn tambin a los helicoidales, hace que las prdidas mecnicas por rozamiento eneste tipo de compresores, sean ms bajas en comparacin con las que se producen en los compresoresalternativos. Estanqueidad..- Para conseguir la estanqueidad suelen llevar mecanizada en el borde superior deambas espirales una ranura que cumple el mismo cometido de sellado que los segmentos en los pisto-nes de los compresores alternativos. Si entre ambos lados de la ranura (dos celdas en diferentes esta-dios de compresin) existe una diferencia de presiones p, el caudal de fluido (vapor o gas) que se fil-trar de una celda a la otra, disminuyendo el rendimiento volumtrico del compresor, ser tantomenor cuanto mayor sea la resistencia que se oponga a dicho flujo. Esta resistencia, que es funcin de la holgura existente entre las superficies en contacto de ambasespirales, se aumenta practicando la ranura antes mencionada, que recibe el nombre de cmara de ali-vio. Su misin es originar un ensanchamiento brusco seguido de una contraccin de la vena fluida, dosresistencias adicionales que no se presentaran de no existir dicha acanaladura. La diferencia de pre-siones p entre dos cmaras de compresin adyacentes, es siempre menor que la (pc - pe ) generada porel compresor, lo que evidentemente disminuye todava ms el riesgo de fugas y filtraciones. VENTAJAS.- Los circuitos frigorficos y de bomba de calor que utilizan compresor Scroll alcanzanvalores del COP inusualmente altos, posibles nicamente debido al elevado rendimiento volumtricoque tiene este compresor para todas las condiciones de funcionamiento que pueden presentarse(relaciones de compresin diversas).Las causas de este buen rendimiento volumtrico son: a) Inexistencia de espacio muerto perjudicial. b) Ausencia de vlvulas de admisin y escape as como de segmentos que elimina tanto posibles retrasos en suapertura como inestanqueidades. c) El contacto, tanto en los flancos de las espirales como en sus bases y bordes superiores, es perfecto y cons-tante (adaptabilidad axial y radial muy buena). d) Mnimo efecto de pared merced a la separacin fsica de las zonas de aspiracin (exterior espirales) y des-C.volumtricos.II.-37 39. carga (interior espirales)Otra consecuencia beneficiosa del elevado rendimiento volumtrico que poseen este tipo de com-presores es su menor desplazamiento o tamao, comparado con el necesario para un alternativo de lamisma potencia frigorfica.- La simultaneidad conque se producen la aspiracin, compresin y escape del vapor en un compre-sor Scroll, en comparacin con las fases correlativas en las que ocurren en uno alternativo, hace quelas variaciones del par motor en un compresor Scroll sean mucho ms reducidas que en uno alternati-vo, disminuyendo por esta razn los esfuerzos a que est sometido el motor as como las vibraciones; asealar igualmente la ausencia casi total de pulsaciones.- Una elevada fiabilidad de funcionamiento, lo que se traduce en un indice muy bajo de fallos, debidoprincipalmente a los tres aspectos de diseo siguientes:a) Pequeo nmero de partes mviles, un 60% menos que en un compresor alternativob) Ausencia de vlvulasc) Buena resistencia frente a los esfuerzos causados por la llegada al compresor de lquido y/o partculas sli-das (suciedad)- Excelente nivel sonoro, (6 db), menor que el de los compresores alternativos de su rango y stodebido a que la espiral mvil rueda sin deslizamiento sobre la espiral estacionaria- Como la espiral mvil rueda sin deslizamiento sobre la espiral estacionaria, el desgaste experi-mentado por las superficies espirales en contacto es mnimo.- Tamao y peso pequeo, un 40% y un 15% menor que el de uno alternativo, respectivamente.INCONVENIENTES.- El hecho de no estar inherentemente equilibrado, al contrario de lo quesucede con los compresores de tornillo, impone un lmite e impide de modo decisivo la fabricacin decompresores Scroll de tamaos grandes.A presiones de escape altas, las dos espirales, la estacionaria y la orbital, tienden a separarsedebido al empuje generado por la presin interna del vapor; esto se traduce en un aumento de las hol-guras, lo que a su vez reduce el rendimiento del compresor. Para evitar este aspecto negativo, algunosfabricantes utilizan espirales compensadas en presin, haciendo gravitar la presin de alta o unaintermedia en el reverso de al menos una de las espirales.Seleccin.- La seleccin del compresor ms adecuado a las necesidades de proyecto, se efectamediante las curvas caractersticas suministradas por el fabricante. En ellas se indica, para cada parde presiones de condensacin y evaporacin, la potencia frigorfica producida y la elctrica consumidapor cada modelo de compresor que utiliza un fluido frigorgeno determinado y en base a unos valoresde recalentamiento y subenfriamiento que varan de unos catlogos a otros. Es norma que los distin-tos tamaos de compresores de una misma firma tengan idntico perfil de espirales, pero diferentesalturas axiales y, por lo tanto, distintos desplazamientos. C.volumtricos.II.-38 40. III.- TURBOCOMPRESORESIII.1.- INTRODUCCION Los turbocompresores son turbomquinas trmicas que sirven para comprimir un gas; se puedendividir en dos grupos: soplantes y turbocompresores. Las mquinas hidrulicas TMH para gases sedenominan ventiladores. Los ventiladores generan un incremento de presin total ptotal pequeo, del orden de 1 m. de c.a., ouna relacin de compresin 1,1. Si el incremento de presiones no excede el valor indicado, la variacinde volumen especfico del gas a travs de la mquina se puede despreciar en el clculo de la misma,por lo que el ventilador es una TMH.En la actualidad, en el diseo de una turbomquina hay que tener en cuenta la compresibilidaddel fluido para incrementos de presin mucho menores, hasta 0,3 m. de c.a., por lo que los ventilado-res, hasta dicho incremento de presin, se pueden disear como TMH. Los soplantes o turbosoplantes son mquinas destinadas a comprimir generalmente aire, en las quela relacin de compresin es (1,1 < c < 3); no tienen ningn tipo de refrigeracin incorporada y, engeneral, son de un nico escalonamiento. As por ejemplo, para el aire que se precalienta en los recu-peradores de los altos hornos, la soplante tiene que impulsarle a una presin equivalente a la resis-tencia de la conduccin, ms la resistencia de las toberas de inyeccin en la zona de fusin de los hor-nos, con una relacin de compresin del orden de 3, utilizndose en estas circunstancias soplantes devarios escalonamientos, en los que el aire no se refrigera, ya que posteriormente habra que precalen-tarle antes de introducirle en el horno. Las turbosoplantes se pueden clasificar en funcin de la relacin de compresin c en la forma:soplantes de BP.......: c = 1,1 a 1,5soplantes de MP......:c = 1,5 a 2,5soplantes de AP.......: c = 2,5 a 4.El nmero de revoluciones de los turbosoplantes vara de 3.000 a 21.000 rpm.Los turbocompresores son mquinas trmicas que comprimen gases con relaciones de compresinmayores, y por ello tienen incorporada refrigeracin, a no ser que su destino aconseje lo contrario,Turbocompresores.III.-41 41. como sucede en los turbocompresores de las turbinas de gas. Tanto los turbosoplantes como los turbocompresores pueden ser radiales o centrfugos, diagonales(semiaxiales o de flujo mixto) y axiales, siendo los primeros y los ltimos los ms importantes. Aunque en el campo de las grandes presiones el compresor alternativo es an insustituible, la evo-lucin de los turbocompresores hace posible su aplicacin a presiones cada vez ms elevadas, congrandes caudales, logrndose mquinas de mayor potencia unitaria y de mejor rendimiento. Uno de los factores que ms han influido en la investigacin de la mejora de rendimientos en losturbocompresores ha sido el desarrollo espectacular de la turbina de gas en los ltimos aos, ya que elturbocompresor forma parte integral de dicha mquina; la potencia neta de una turbina de gas esigual a la potencia til desarrollada por la turbina, menos la potencia absorbida por el turbocompre-sor, por lo que la mejora del rendimiento del turbocompresor es de gran influencia en el desarrollo dela turbina de gas. En las turbinas de gas de aviacin o turborreactores, el turbocompresor axial en comparacin con el tur-bocompresor centrfugo ofrece la ventaja de mayor potencia para una misma seccin transversal, porlo que el avin dotado de turborreactor con turbocompresor axial tiene un coeficiente de arrastremenor, en igualdad de potencia, que el dotado de turbocompresor centrfugo. As se explica que pocasmquinas hayan conocido un desarrollo tan espectacular como el turbocompresor axial desde lapatente de Parsons en 1901 hasta el turbocompresor axial actual.Los primeros turbocompresores axiales se construyeron alrededor de 1900 por Sir Charles Par-sons; tenan una baja relacin de compresin, as como rendimientos muy modestos, del orden del55%, por lo que se abandonaron en favor de los turbocompresores centrfugos de varios escalonamien-tos por su ms alto rendimiento, del 70% al 80%. Hasta el ao 1926 no se emprendieron ms desarro-llos d