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CAPITULO 15

COMPRESORES

Ing. Jorge Barrientos, MSc. 15-1

CAP. 15. COMPRESORES

1.- INTRODUCCIÓN

De primordial importancia en las operaciones de manejo de caudales de gas en el campo, es la compresión del mismo. El gas natural a comprimirse puede provenir de una estación recolectora, una unidad de tratamiento, o sencillamente el mismo pozo productor.

La razón por la cual se comprime un gas es para elevarlo de un nivel de energía a otro de mayor valor mediante el “trabajo ejercido” sobre el fluido por un compresor. El nivel incrementado de energía se refleja en una presión elevada del gas, y conjuntamente una posible temperatura elevada. Esta dependería del equipo instalado que se utilizaría para intercambiar la energía adquirida por el gas con un agente ajeno de enfriamiento.

El propósito de este capítulo no es de proporcionar una descripción completa del comportamiento mecánico de un compresor. Este tema es uno completo en sí mismo, cuyas metas abarcan otro propósito no incluido en este tratamiento. El aspecto que se propone tratar en este capítulo es el de la teoría aplicada de compresión de gas, la descripción del proceso y la elaboración de las ecuaciones necesarias para aplicaciones de diseño. Con este procedimiento se espera hacer llegar al lector una base teórica referente a los aspectos principales de la compresión del gas en el campo de operaciones petroleras.

Se tratarán en secciones separadas del capítulo los componentes Reciprocantes y centrífugos, desarrollando en cada sección la teoría idónea a cada tipo.

a.- COMENTARIOS GENERALES

La compresión de un gas se efectúa mediante dos mecanismos distintos. La compresión reciprocante y la centrífuga.

La compresión reciprocante se efectúa con una unidad independiente que suministra la energía requerida a los cilindros de compresión. en éstos el proceso de compresión / expansión del gas se lleva a cabo en forma cíclica, respectiva, o de carácter reciprocante. Por la naturaleza del mecanismo y las consideraciones mecánicas del diseño, un compresor reciprocante es básicamente una instalación de capacidad constante. Expresado de otra manera, la energía total requerida para comprimir un gas en un compresor reciprocante, sería en función a los requerimientos inherentes del mecanismo (fricción interna, transferencia de calor, etc.) pero la capacidad del mismo se mantiene relativamente constante. El gráfico 1 contiene una curva tipica de una instalación reciprocante indicando la variación acentuada del BHP (“Caballaje”) en función al volumen de descarga. De la


forma vertical de la curva proviene la caracterización de “capacidad constante” de un compresor reciprocante.

Al contrario, las instalaciones centrífugas se consideran unas de capacidad variante para un requerimiento de potencia relativamente constante. En general, los compresores reciprocantes se utilizan para aplicaciones de baja y mediana capacidad mientras que los centrífugos se utilizan para caudales mayores. La tabla 1 presenta un lineamiento general de los límites y rangos de cada tipo de instalación.

Fig. 1

Tabla 1. (NGPSA sección 5) Límites de utilización para los compresores Reciprocantes y

centrífugos

Tasa Nominal (PCN/MIN) Compresor ≤ 500 Reciprocante

500 – 7.500 Reciprocante/Centrífugo 7.500 – 100.000 Centrífugo

≥ 100.000 Axial* * No tratado en este manual


2.- COMPRESORES RECIPROCANTES.

La fig. 2 indica las cuatro (4) etapas básicas de un compresor reciprocante. Estas son:

1. Compresión 2. Descarga a presión constante 3. Expansión 4. Succión a presión constante

Fig. 2

Se observa en la fig. 2 que el punto de inicio de la compresión corresponde al punto No 1 donde el pistón se ha extendido a su carrera máxima. La compresión del gas se considerará isentrópica inicialmente, luego corrigiendo este proceso para acatarlo a las realidades del mismo. Por consiguiente, se utiliza la ecuación politrópica, PVk = B, para simular el proceso ideal de compresión / expansión.

Se nota que sólo cierto volumen de gas admitido durante la etapa de succión, se despoja en la etapa de descarga. Por esto es necesario definir un término


identificado como la “eficiencia volumétrica” de un compresor reciprocante. De la figura 3 se nota:

31D VVV −= Ec. 1

donde: VD = Volumen de desplazamiento V1 = Volumen máximo del cilindro en función de la carrera – pie3 V3 = Volumen “mínimo” del cilindro – pie3

Análogamente el volumen de descarga es:

4132DE VVVVV −=−= Ec. 2

donde: VDE = Volumen de descarga V2 = Volumen de cilindro al inicio de la descarga

La eficiencia volumétrica se define:

D

21V V

VVE

−= Ec. 3

Ahora:

D

3M V

VF = Ec. 4

donde: FM = El espacio “muerto”, inutilizable del cilindro expresado como una fracción

del desplazamiento.

También por la relación politrópica:

2

1

3

4K

4

3

PP

PP

VV

==

Ec. 5

Reemplazando:

D

K1

1

2DMDMD

V VPP

VFVFVE

−+

= Ec. 6

Finalmente:


−

−= 1

PP

F00.1EK1

1

2MV Ec. 7

Esta ecuación indica la eficiencia volumétrica como función solo de la relación de presiones de descarga, P2, a succión, P1, y la fracción muerta, FM, del volumen de desplazamiento.

En la actualidad esta ecuación requiere cierta corrección para incluir factores tales como:

§ Una presión, P2, mayor que la politrópica en el cilindro durante la descarga por los efectos de fricción y otros factores no-ideales.

§ Un “pre-calentamiento” del gas de succión por el gas expandido del volumen muerto.

Se ha observado que una corrección, aunque empírica de naturaleza, es aplicable a la ecuación 7. Esta corrección se efectúa sencillamente restando a la relación el factor R, la relación de presiones P2/P1.

−−−= 1RF%R100E k

1MV Ec. 8

donde: %FM = es el factor de volumen muerto expresado en un porcentaje. La

ecuación 8 es aplicable a la gran mayoría de las instalaciones Reciprocantes y se utiliza para obtener la capacidad efectiva de un cilindro.

Capacidad = PD EV Ec. 9

Ahora, para un compresor de acción sencilla:

1728RPMCA

PD P= Ec. 10

donde: PD = Capacidad del cilindro en pie3/min AP = Área del pistón –pul2 C = Carrera – pul RPM = Revolución por minuto de la unidad 1728 = pul3/pie3

Para el caso de un cilindro de “doble acción”, donde se desplaza gas en un 100% del ciclo.


( )1728

RPMCAA1728

RPMCAPD VPP −

+= Ec. 11

−=

2A

A1728

RPMC2PD V

P Ec. 12

donde: AV = Área del vástago – pul2

a.- EL TRABAJO DE COMPRESIÓN.

Se intenta calcular el trabajo requerido para comprimir un gas de presión P1 (o Ps: succión) a presión P2 (o PD: descarga). El balance de energía estipula:

dPVdWdQdW f ++=− Ec. 13

Para el proceso isentrópico:

dPVdW =− Ec. 14

Siendo el trabajo negativo porque es ejercido por el sistema. Utilizando la ecuación politrópica:

∫=∆

D

S

P

Pk

1k

1

P

dPBW Ec. 15

Integrando:

D

S

P

P

k1k

k1

k1k

PBW

−=∆

−

EC. 16

−

−=∆

−−k

1k

sk

1k

Dk

1PPB

1kk

W Ec. 17

Ahora:


SK

1

SK

1VPB = Ec. 18

y:

−

−=∆

−

1PP

PV1K

KW

K1K

S

dSS Ec. 19

Expresando la presión de succión en Lpca y convirtiendo la expresión a “Caballos de Fuerza”.

−

−=

−

1R1k

kPQ

60x2410

33000144

HP k1k

Sg

6 Ec. 20

donde:

Qg = MMPCND Ec. 21

En muchas aplicaciones de compresión se utiliza una presión de succión de 14.4 lpca. Por consiguiente, el requerimiento de la compresión por cada MMPCND según la ecuación 21 es:

−

−=

−

1R1k

k6.43

QHP k

1k

g Ec. 22

Utilizando la relación

i

n

1iE

HPBHP

=∏

= Ec. 23

donde:

i

n

1iE

=∏ =

Muchos años de experiencia en la aplicación de la teoría de compresión a instalaciones múltiples ha demostrado que la productoria se aproxima en un valor de .833..

La productora de las eficiencias mecánicas, pérdidas de fricción, etc.


Las figuras 6 al 9 de apéndice “A” indica la representación de la ecuación

23 con 833.Ei

n

1i=∏

=. Se le recuerda al lector que la tasa comprimida, Qg, es

expresada a 14.4 Lpca y no a 14.7 como designado en capítulos anteriores. Sin embargo, la diferencia es mínima y se ha decidido no variar la nomenclatura de Qg (MMPCND) con el entendido que lo que concierne a compresión de gas la designación “normal” se refiere a 14.4 Lpca.

Se nota que:

SS

VS

BB

BB

ZTE1440PDP

TZPV

= Ec. 24

Por lo que:

VS

B

S

B

B

SB PDE

ZZ

TT

PP

1440V

= Ec. 25

Luego:

BB

BB6

g T520

ZPV

4.1410

Q

=

− Ec. 26

donde:

VB = Caudal – pie3/día (a TB y PB)

PB = Presión base – Lpca

TB = Temperatura base – Rº

b.- BOTELLAS DE CILINDROS.

En muchas instalaciones Reciprocantes se utiliza una facilidad llamada una “botella” que va unida al cilindro (o cilindros) del compresor. La botella tiende a incrementar la capacidad del cilindro por un volumen ∆V con los siguientes efectos:

§ Balancear el trabajo de múltiples cilindros

§ Reducir caballaje

§ Reducir caudales comprimidos

§ Reducir la eficiencia Volumétrica


Referencia a la fig. 3 indica las reducciones mencionadas con la siguiente igualdad:

PDC

PDVV

EV 1411 =

−= Ec. 27

PDC

PDVV

EV 2B4B12 == Ec. 28

Por lo que:

11

22 EV

CC

EV

= Ec. 29

Figura 3

Las siguientes relaciones resultan de la fig. 3

B3B131 VVVV −=− Ec. 30

Donde el suscrito “B” indica con botella

41B4B1 VVVV −<− Ec. 31


c.- COMPRESIÓN DE MULTIPLES ETAPAS

Por consideraciones mecánicas y las fuerzas de tensión y compresión a las cuales se exponen los vástagos del pistón y los demás componentes de un compresor, la relación de presión máxima que se suele utilizar para cualquier etapa sencilla es de aproximadamente:

RMAX = 5.0 (practico: por etapa)

Por lo tanto, en una instalación que debe comprimir un gas a una relación mayor que 5, se utilizarían “múltiples etapas”. En éstas, el gas se recoge de la descarga de un cilindro introduciendo este a la succión de otro, logrando de esta manera la presión de descarga requerida, con “n” etapas.

De interés aquí es la determinación del nivel “óptimo” de la presión entre etapas, PE.

Consideren que esta presión óptima debe resultar de tal manera que el trabajo efectuado sea el mínimo:

( ) 01PP

TT

1PP

VP1k

kW

dPWd k

1k

E

D

S

Ek1k

S

ESS

E≡

−

+−

−=∆

∆−−

Ec.32

donde:

TE = Temperatura entre-etapas - ºR

Ts = Temperatura de succión - ºR

Diferenciando:

−

−

−

−=

∆

−

−

−

−

−K

k21

Ek

1k

DS

Ek1

Ek

1k

SSSE

PPk

1kTT

Pk

1kPVP

1kk

dPWd

Ec. 33

Resolviendo:

kk21

Ek

1k

DS

Ek1

Ek

1k

S PPTT

PP−−

−

−

−

= Ec. 34


( ) k1k

SD

n

S

Ek2k2

E PPTT

P−−

= donde

1kk

n−

= Ec. 35

( )SD

n

S

E2E PP

TT

P

= Ec. 36

SD

n

S

E PPTT

R

= Ec. 37

Igualmente:

S

Dn

S

E

PP

TT

R

= Ec. 38

Cuando TE = TS

S

D

PP

R = Ec. 39

Note que S

E

E

D

PP

PP

R == Ec. 40

Esta ecuación nos indica que la presión óptima para una compresión de dos etapas es la raiz de la relación de presiones de descarga/succión. La fig. 4 representa el concepto gráficamente:

Figura 4


Para el caso de “n” etapas surge lo siguiente:

−

+−

+−

+−

−

=∆

−

−

−

−

−

−

−1

PP

...1PP

1PP

1PP

VP1k

kW

k1k

S

1

3n

2n

2n

1nk1k

1n

DSS

Ec. 41

Cuando:

TS = Tn-1 = Tn-2 = . . . . . . . Tn-i

Por las consideraciones de la ecuación 39 se arrojan las siguientes ecuaciones:

2n

D1n P

PR

−− = Ec. 42

3n

1n2n P

PR

−

−− = Ec. 43

4n

2n3n P

PR

−

−− = Ec. 44

S

1inin P

PR +−

− = Ec. 45

Se nota que:

S

D

S

1

3n

2n

2n

1n

1n

D

PP

PP

.......PP

PP

PP

=

−

−

−

−

− Ec. 46

Ahora:

2n

D1n

2n

1n

PP

RPP

−−

−

− == Ec. 47

y

3n

1n2n

3n

2n

PP

RPP

−

−−

−

− == Ec. 48

También:


2nD1n PPP −− = Ec. 49

3n1n2n PPP −−− = Ec. 50

3n1n

2nD1n PP

PPR

−−

−− = Ec. 51

Por las ecuaciones 51 y 47 se nota que:

3n

2n

1n

D

1n

D

PP

PP

PP

−

−

−−= Ec. 52

Lo que indica:

Rn-1 = Rn-2 Ec. 53

e igualmente:

Rn-2 = Rn-3 Ec. 54

Rn-i = Rn-i-1 Ec. 55

Reemplazando esto en la ecuación 46

S

Dn

PP

R = Ec. 56

o finalmente

nS

D

PP

R = Ec. 57

La relación de presión óptima es entonces: (T constante)

§ Igual para todas las etapas

§ La “n” raíz de la relación de presión de descarga a succión.

d.- TEMPERATURAS ISENT RÓPICAS DE COMPRESIÓN.

Se han desarrollado varias relaciones de compresión que incluyen los factores necesarios para computar algunos parámetros de interés. Estos, por la naturaleza de las ecuaciones son factores ISENTRÓPICOS. Para la


computación de la temperatura adiabática que resulta en la compresión de un gas de presión PS a PD tenemos:

dU = -dW Ec. 58

CVdT = PdV Ec. 59

VdV

RT

dTCV = Ec. 60

−

−=

PdP

TdT

C

CC

TdT

V

Vp Ec. 61

( )∫∫ −=−

D

S

D

S

P

P

T

T

PdP

1kkT

dT Ec. 62

=

S

D

S

D

PP

lnTT

ln Ec. 63

−

= k1k

SD RTT Ec. 64

La temperatura de descarga TD es, entonces, función de tres variables.

§ La temperatura succión, TS

§ La relación de presiones, R

§ El factor k, Cp/CV

Para preservar la identidad de las ecuaciones de presiones óptimas “entre-etapas”, se le recuerda al lector que la temperatura de descarga ha sido asumida igual a la de succión. Bajo condiciones actuales de compresión, este fenómeno casi nunca se cumple, causando ciertas variaciones en el valor óptimo de R.


e.- COMPUTO DE FACTOR k

En muchas de las ecuaciones de compresión, surge la necesidad de computar el factor, k, la constante politrópica.

En dicho cómputo para un gas de una composición conocida, se utiliza la teoría de fracciones molares según el siguiente desarrollo:

99.1yCMyCM

n

1i

ivii

n

1i

ipii =−∑∑==

Ec.65

( )

∑∑

=

=

−

= n

1i

ipii

n

1i

ipii

99.1yCM

yCM

Tk Ec. 66

donde:

Cp = BTU/LIB ºF (a temperaturas indicadas) CV = BTU/LIB ºF (a temperaturas indicadas) Mi = Peso molecular del componente “i” yi = Fracción molar del componente “i” en el gas n = Número de componentes (ver tabla A-1) k(T) = Función de temperatura

La tabla No. A-2 del apéndice presenta un ejemplo del cómputo de “k”. Para casos donde solo se conoce la gravedad del gas, se debe utilizar la correlación del gráfico No. A-1 del mismo apéndice, que correlaciona k vs. la gravedad en función generalizada.

3.- COMPRESORES CENTRÍFUGOS.

Se ha notado que el compresor centrífugo cumple su función óptimamente para instalaciones cuyos caudales exceden los 500 pies3/min. La instalación centrífuga puede ser de una etapa o varias, pero distinto a los compresores Reciprocantes, estas están contenidas en una sola armadura. Por consiguiente, los compresores centrífugos no tienen límite en cuanto a la relación de


compresión, R, como la presión de succión PS se convierte en la presión de descarga PD, mediante una acción rotativa monodireccional.

Las ecuaciones que se desarrollan para las aplicaciones centrífugas, son similares a las Reciprocantes:

−

−=∆

−

1RQP1k

kW k

1k

fSt Ec. 67

donde:

∆Wt = lib – pie/min

PS = lib/pie2

Ahora

MP

RTZWQ ´

M

mf = Ec. 68

donde:

Qf = pie3/min – caudal comprimido

Wm = lib/min – masa comprimida

Z = factor del gas comprimido

+

Ty2

PP@ DS

R = 1544 – constante de la ecuación

T = ºR – temperatura

M = lib/mole – peso molecular

También:

PIES

MINLIBMIN

PIELIB

WW

Hm

tAD =

−

=

∆= Ec. 69

La ecuación 70 define lo que se ha llamado la potencia del compresor expresado en unidades de “pies”.

Siguiendo:


−

−=

−

1RMTZ

1kk

1544H k1k

AD Ec. 70

Se entiende que la potencia adiabática representada por la ecuación 70 requiere un factor de corrección para convertirla a una expresión real. Este factor se define a continuación:

AD

ADADC

HH

γ= Ec. 71

donde:

HAD = La potencia adiabática corregida

γAD = Eficiencia adiabática (< 1.0)

El GHP, (caballaje) requerido, se desarrolla:

33000WH

GHP MADC= Ec. 72

En aplicaciones de compresores centrífugos se suele utilizar este término que se designa el “caballaje total del gas”, GHP, corrigiendo este para las pérdidas incurridas en los sellos y rolineras del mecanismo de compresión, resulta en el BHP:

BHP = GHP + 50 Ec. 73

La ecuación final tiene la forma:

501RQP

1kk

BHP k1k

AD

gSS +

−

γ

−α=

−

Ec. 74

donde:

QgS = MMPC / D @ PS (LIB/PUL2)

60x2410x144 6

=α

Muchos fabricantes de compresores reciprocantes especifican un patrón politrópico de compresión en vez del adiabático-reversible. En éste se admiten ciertas irreversibilidad en la especificación de los coeficientes de corrección ideales. La teoría del patrón de la compresión politrópica exige:


GHPHH

p

p

AD

AD =γ

=γ

Ec.75

donde:

−

−=

−

1RMTZ

1nn

1544H n1n

p Ec. 76

γp = La eficiencia politrópica

n = La constante politrópica

Debe notarse que el factor γp es siempre mayor que γAD, siendo Hp mayor que HAD. Se nota que:

−γ=

− 1nn1

1kk

p Ec. 77

y:

−

−

=γ −

−

1R

1R1

k1k

n1n

AD Ec. 78

Debe notarse que, aunque definidas las eficiencias γAD y γp, no se ha estipulado la manera de computarlos. Esto se logra mediante la teoría de compresión y las definiciones (Ecs. 77 y 78).

El siguiente procedimiento define los valores necesarios para calcular el GHP:

1. Conocer “n” del proceso politrópico mediante la ecuación 76. n > k, Hp > HAD.

2. El valor γp se computa con la relación (Ec. 77).

3. Los valores n y γp define el GHP, valor menor que el BHP.

GHP < BHP

4. El valor de γAD se computa mediante la ecuación 78 para cada valor de R.


El gráfico A-5 del apéndice ilustra las relaciones entre R, K, γp, y γAD para compresores centrífugos en forma de nomograma.

Para lograr el caballaje total (actual) requerido, se utiliza la relación (ec. 74) que convierte el GHP al BHP.

Figura 5

La figura 5 muestra en forma gráfica los valores relativos de la compresión centrífuga.

4.- OTROS MÉTODOS DE COMPUTAR LOS REQUERIMIENTOS DE COMPRESIÓN.

El propósito de computar los requerimientos de energía mediante la compresión de un gas es de desarrollar una expresión de unidades:

LIB - PIE

Existiendo una relación entre todas las formas de energía se pueden también utilizar las propiedades termodinámicas de un gas o mezclas de gases para lograr el computo del BHP.

Las cartas o diagramas MOLLIER y las de entalpia-Entropia, se aplican con esta finalidad. Las cartas MOLLIER tienen aplicación para aplicación de componentes sencillos (metano, propano, amoníaco, etc.) mientras que las cartas Entropía-Entalpia tienen aplicación para las mezclas de gases.

BHP

GHP

Hp

HAD

AdiabáticaPolitropica

Requerimiento Actual

50 (constante: Aprox.)

p

p CH

γAD

AD CHγ

33000WC m=

BHP

GHP

Hp

HAD

AdiabáticaPolitropica

Requerimiento Actual

50 (constante: Aprox.)

p

p CH

γAD

AD CHγ

33000WC m=


a.- LOS DIAGRAMAS MOLLIER.

Figura 6

Para condiciones isotérmicas de compresión, relacionadas con un solo componente, se definen las siguientes relaciones:

( )VPddUdH += Ec. 79

Para un gas ideal:

( ) 0VPd = Ec. 80

Por lo que estipula dH = 0. Sin embargo, el comportamiento no ideal del gas define un valor explicito para el producto VP y por consiguiente, un valor explicito para dH.

Ahora con:

(dWf = 0)

TdS = dH Ec. 81

TdH

dS = Ec. 82

Esta última ecuación indica que el cambio de entropía está asociado con dH, y por consiguiente, las características no ideales del gas. Igualmente , se nota que para valores incrementados de temperatura, T, el dS es MENOR en comparación con el dS de temperatura menores.


Con relación a la figura 6, cada línea isotérmica indica los valores relativos de S. Nótese, que para un valor absoluto de H, una línea vertical ¡sentálpica define valores disminuidos de S. Por lo tanto:

Una línea de compresión de S = constante tiene pendiente positiva con respecto a la variación de P con H.

La compresión isentrópica, según la carta Mollier se logra mediante los siguientes pasos (figura 6):

§ La presión y temperatura de succión se identifican en el gráfico, punto A Este define el valor HA.

§ Se procede isentrópicamente (S = constante) a la presión de descarga. PD1, el punto B. Se nota el valor de la entalpia, HB.

§ El trabajo de compresión se nota

∆HCM1 = HB - HA

El “caballaje” requerido para la compresión se define:

M1CM1 QH33000

778HP ∆= Ec. 83

Donde:

)MOLLIERCARTACM(LIBBTU

H 1CM ==∆

QM = MASA COMPRIMIDA – LIB/MIN

El BHP se define:

∏=

=n

1ii

1

E

HPBHP Ec. 84

Donde:

85.En

1ii ≅∏

=

Ec. 85

Es de interés notar que la carta de Mollier tiene aplicaciones adicionales. Por ejemplo, la diferencia de entalpía entre el punto B y el C de la figura 6 arroja la carga de enfriamiento del gas a presión constante.


El valor:

HB - HC

Sería el trabajo requerido por el intercambiador de calor entre etapas A y B, para lograr una temperatura T2.

QH = ∆HBC QM Ec. 86

Luego la compresión de una segunda etapa sería.

∏=

∆=

n

1ii

M2CM

E

QH33000

778BHP Ec. 87

donde:

HCM2 = HD - HC

Finalmente, para el proceso de compresión de PS a PD2

[ ]2CM1CMM HH85.x33000

Q778BHP ∆+∆= Ec. 88

Ahora:

Qm = 51.88 Qg Gg

Donde:

Qg = MMPCND (@ 1434 Lpca y 60ºF)

Gg = Gravedad del gas

El apéndice contiene una carta Mollier para el gas de propano (C3Hg).

b.- LOS DIAGRAMAS ENTROPÍA-ENTALPIA.

Las cartas de Mollier son de utilidad para los casos de compresión de un componente. Para los casos de MEZCLAS de gases se han elaborado unas cartas de Entropía -Entalpía que reflejan un promedio de gases de composición variada pero peso molecular constante.

Con referencia a la figura 7 se nota que el gráfico contiene líneas de temperatura T y presión P, constante. Una presión y temperatura de


succión definen el valor inicial de HAE (punto A). La compresión se logra procediendo verticalmente en el gráfico hasta lograr la presión requerida.

El valor de HBE, y la diferencia,

∆HEE1 = HBE - HAE

definen la entalpía de compresión

Figura 7

El “caballaje” requerido se escribe:

1EEg HQ241

25452640

HP ∆= Ec.89

donde:


Qg = MMPCND (14.7 Lpca y 60ºF)

∆HEE1 = BTU/LIB MOLE

2640 = LIB MOLE/MMPCN

2545 = BTU/HP-HR

y:

85.HP

BHP = Ec. 90

Si hay requerimientos de enfriamiento, éstos se designan con la diferencia (punto C).

HBE – HCE = ∆HEE2 Ec. 91

Para proceder con la compresión de la segunda etapa, la línea vertical contenida entre el punto D y C:

∆HEE3 = HDE - HCE Ec. 92

Por lo tanto, el BHP total sería:

[ ]3EE1EEg

T HH85.X24x2545

Q2640BHP ∆+∆= Ec. 93

Nótese que las temperaturas de descarga se pueden leer directamente del gráfico.

El apéndice A contiene unas cartas Entalpía -Entropía para gases de gravedad .6, .7, .8, .9 y 10 y representadas en las figuras A-10 a la A-14.


5.- BIBLIOGRAFÍA. § John Campbell: “Gas Conditioning and Processing”, Volume 2 (The

Equipment Modules), Printed and Bound in U.S.A. Published by Campbell Petroleum Series, 1989.

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Cap 15 Compresores - Carec. Cap15. Compresores.pdf · provenir de una estación recolectora, una unidad de tratamiento, o sencillamente el mismo pozo productor. La razón por la cual