COMPRESORES RECIPROCANTES

Compresor reciprocanteCompresor reciprocante es una mquina que comprime el gas mediante el desplazamiento de un piston dentro de un cilindro. A continuacin describiremos el ciclo ideal y el real en un compresor reciprocante.

C I C L O I D E A L

P2 D C

P R E S IO NA B P1

V2 V1VOLUMEN

En el ciclo ideal de la compresin, la descarga del gas comprimido es 100%. El vector A-B representa el movimiento del stroke o carrera de succin en el cual el gas empieza a ingresar al cilindro a travez de la vlvula de succin hasta el volumen V1 que es el volumen total del cilindro de compresin, durante ste movimiento la presin P1 permanece constante y es igual a la presin en la succin o tubera de carga al compresor.En el punto B, la fuerza desarrollada por el motor del compresor actua positivamente y comprime el gas hasta el punto C en el cual se alcanza la presin deseada de descarga P2 y es ste el momento en el cual la vlvula de salida se abre permitiendo la transferencia total del gas del cilindro de compresinal sistema en el punto D. Como asumimos que estamos operando un compresor ideal o perfecto que nos permite hacer una compresin ideal, el punto D corresponder a un volumen de cero cuando se cierran las vlvulas de salida. Aqu empieza el retorno del pistn, pasando del punto D al punto A y de la presin P2 a la presin P1 idealmente, ya que al llegar al punto D, como el volumen es cero, no habr molculas remanentes de gas y la presin, en ste instante, no tendr ningn valor,

luego tan pronto se abran las vlvulas de entrada de gas en el punto A la presin ser la de carga o succin al compresor, P1, inicindose nuevamente el ciclo de compresin.

En la realidad los equipos de compresin no son perfectos, ni se puede pensar en una compresin ideal, por lo que es mejor analizar el ciclo real que sucede en un compresor reciprocante, modelo ms conocido en el campo petrolero.

C I C L O R E A L

6 3 2

P R E S ION CLEARANCE4 1

0 VOLUMEN 5

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

INICIO DEL STROKE O CARRERA DE COMPRESIN VLVULAS DE SUCCINY DESCARGA CERRADAS Posicin 1

Posicin 2

APERTURA DE VLVULA DE DESCARGA

INSTANTE FINAL DEL STROKE O CARRERA DE COMPRESIN E INICIO DEL STROKEO CARRERA DE DE SUCCIN. VALVULAS DE SUCCIN O CARGAY DESCARGA CERRADAS. Posicin 3

Posicin 4

VLVULAS DE SUCCIN O CARGA ABIERTAS

En las figuras de los ciclos ideal y real se puede observar claramente las diferencias en diagramas. Complementamos la explicacin con el grfico de posicin del pistn en cada uno de los puntos del ciclo real de compresin que podemos observar en cualquier comprsor reciprocante.

Posicin 1Este es el inicio del stroke o carrera de compresin. El cilindro est lleno de gas a la presin de succin. El pistn empieza a desplazarse para llegar a la posicin 2, el gas es comprimido por ste desplazamiento del pistn y est representado por el tramo curvo 1-2.

Posicin 2En ste punto la presin del cilindro supera en un diferencial a la presin existente en la tubera de descarga. Este diferencial origina la apertura de la vlvula de la descarga. La descarga o transferencia de gas contina hacia la tubera . Esta accin est representada por el tramo 2-3 en el diagrama y por el cambio de posicin del pistn desde la posicin 2 a la posicin 3.

Posicin 3En sta posicin, el pistn complet toda la descarga o transferencia del gas desde el cilindro de compresin hasta la tubera linea de descarga. En ste instante termina el stroke o carrera de descarga.Es obvio que el diseo de un compresor no pueda lograr un acoplamiento perfecto de las superficie circular del pistn y el extremo del cilindro, ste es el origen del volumen remanente de gas, el cual recibe el nombre de CLEARANCE VOLUMEN 0VOLUMEN MUERTO.

Al empezar el retorno del pistn, la presin dentro del cilindro ser mayor que la presin de succin, porque el volumen muerto o volumen clearance est a la presin de descarga, y se ir expandiendo (Ley de Boyle) con la consecuente disminucin de presin a lo largo de la curva 3-4, hasta llegar a la presin de succin en el punto 4.

Posicin 4En ste punto, al estar la presin del cilindro igualizada con la presin de succin o de carga al compresor, y empezar el stroke o carrera de succin, se produce la apertura de la vlvula de succin permitiendo el ingreso del gas al cilindro. Esta accin est representada por el tramo 4-1.

La compresin del gas natural origina tambien incremento de temperatura, ste incremento de temperatura hace necesario enfriar el gas para que pase a la siguiente etapa de compresin a la temperatura adecuada.

Despues de la exposicin de los ciclos ideal y real de compresin pasamos a conocer otros conceptos necesarios para poder calcular un compresorde gas.

Desplazamiento del pistn: PDEs el volumen de gas natural desplazado por el pistn en su desplazamiento desde la Posicion 1 (botton dead center) hasta la posicin 3 (top dead center). El PD se expresa normarmente en pies cubico por minuto, PCM.En el caso de los cilindros de doble accin se incluye el barridode la otra superficie del cilindro descontando el volumen del eje (Piston Rod Displaces). Su ecuacin es:

AHE x S x RPM PD = ---------------------1728

donde:AHE = Area HE del pistnS = Stroke, inchesRPM = Revoluciones x minutoPD = PCM, pies cubicos por minutoPara un cilindro de Doble Accin, el PDDA es: AHE x S x RPM ACE x S x RPMPDDA = --------------------- + ---------------------1728 1728

Esta ecuacin podemos reducirla:

S x RPM x 2 ARPDDA = ------------------- x [ AHE - ----- ]1728 2

donde AR = Area Rod HE = Head End CE = Crank End

Los valores PD vienen tabulados en funcin de los otros parmetros, S, RPM, Areas.

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

HEAD END CRANK END

COMPRIME A LA IDA COMPRIME A LA VUELTA

Relacin de compresin.Llamada tambien THE COMPRESSION RATIO, (R)se define como la relacin de la presin absoluta de descarga entre la presin absoluta de la succin o carga de un cilindro compresor.En el grfico del ciclo real de compresin, el trazo 2-3 representa la presin de descarga y el trazo 4-1 representa la presin de succin o carga al cilindro compresor.

Espacio muertoLlamado tambien CLEARANCE VOLUMEN, (CL) es el volumen remanente en el cilindro compresor al final del stroke o carrera de descarga. En el grfico del ciclo real el punto 3 el volumen del espacio muerto. Este incluye el espacio entre el final del pistn y el cabezo del cilindro, el espacio libre en las vlvulas de succin y descarga, entre estas y sus respectivos asientos.

Porcentaje de espacio muertoLlamado tambien PERCENT CLEARANCE, (% CL) es el volumen de espacio muerto, pero expresado como porcentaje del desplazamiento del pistn. Por sta razn el trmino por ciento del espacio muerto est representado as:

Vc (Espacio muerto en inch3)% CL ( % Espacio muerto) = ----------------------------------------- PD (Despzmto del pistn en inch3)

En los cilindros de Doble Accin el porcentaje de Clearance para cada lado de la accin del pistn es diferente y el porcentaje final ser igual a la suma de los espacios muertos, entre la suma de los PD ( descontando el volumen del ROD o barra del pistn.

Para el clculo indpendiente utilizaremos:

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

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

Las unidades en estas ecuaciones y pies cbicos por minuto. estn en pulgadas cbicas

Constante K de los gases.Es un valor adimensional que se obtiene de la relacin entre calores especficos:

Donde CpK = ---------- CvCp = Calor especfico a presin constanteCv = Calor especfico a volumen constante

Esta ecuacin permite la igualdad

PVK = Constante

Eficiencia volumtricaSe representa por Ev y como su nombre lo indica sirve para medir la eficiencia volumtrica de un cilindro compresor.La Eficiencia Volumtrica es afectada por el Espacio Muerto(CL).El efecto est en funcin de la Razn de Compresin (R) y de las carctersticas del gas que dependen de la conastante KLa formula para encontrar el porcentaje de la EficienciaVolumtrica es:P2% Ev = 100 R - %CL ( (----)1/K - 1) P1

esta ecuacin puede ser derivada del diagrama PV

D I A G R A M A P V

P2 , P3 3 2

P R E S I

O N4 1

P1 , P4

V3 V4 V2 V1

VOLUMEN

Volumen Desplazado VD = V1 V3

Volumen inducido dentro del cilindro = V1 V4

V1 V4Entonces: Ev = --------- VD

V3Si => CL = ---- (expresado como fraccin) VDEntonces -----> V3 = CL x VD

De la ecuacin VD = V1 V3, despejamos V1 = VD + V3

Y en sta ecuacion reemplazamos V3.

V1 = VD + CL x VD

P3 x V3k = P4 x V4K

V4k P3---- = ----- V3K P4Elevamos los dos trminos de la ecuacin a 1/k

V4 P3---- = ( ----- )1/KV3 P4

Pero , en el diagrama PV podemos ver lo siguiente

P2 = P3 y P1 = P4, entonces

P2V4 = V3 ( ----- )1/KP1Reemplazamos el valor de V3

P2V4 = CL x VD ( ----- )1/KP1

La Eficiencia Volumtrica es :

V1 - V4Ev = ----------- VD

En sta ecuacin reemplazamos el valor de V1 y V4 y tenemos:

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

Eliminando VD, nos queda:

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

Ordenamos para sacar el factor CL y tenemos

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

Sacamos el factor comn CL y la Eficiencia Volumtrica es:

Ev = 1- CL ( (P2/P1)1/K - 1 )

Ecuacin basada en el diagrama PV no toma encuenta los factores que afectan la Eficiencia Volumtrica del cilindro compresor, por debajo de las reales condiciones de operacin. No debemos olvidar que en la prctica, las presiones dentro del cilindro son ligeramente mayores que las presiones de succin y descarga en las bridas por efectos de Ps (caida de presin).La linea de reexpansin real, tiene un poco ms de pendienteque la linea de compresin y el calor residual dentro delcilindro tiende a transferirse al gas de succin.Por sta razn se adiciona el factor RC (razn de compresin a la ecuacin ideal, calculada anteriormente, con la finalidad de compensar los efectos de los factores de variacin mencionados antes.

En consecuencia, la ecuacin final de porcentaje de eficiencia volumtrica se convierte en:

% EV = 100 R - %CL ( R1/k - 1 )

Potencia (Horsepower)La potencia requerida para un cilindro compresor depende de la cantidad neta de trabajo que se necesita durante un ciclo completo de compresin.Las pruebas reales efectuadas en talleres y laboratorio,permiten preparar, curvas de potencia por unidad devolumen. Estas curvas tienen como entradas la Relacin de compresin RC y el valor K del gas natural comprimido.

Leyes de los Gases IdealesLas leyes de los gases ideales nos permiten analizar el comportamiento de los Gases Ideales.

Concepto de Presin AbsolutaLa Presin Absoluta es igual a la suma de la Presin Manmtrica ms la Presin Atmosfrica tomada a nivel del mar, es decir 14.73

PABS = Pman + 14.73

Concepto de Temperatura AbsolutaLa temperatura absoluta se expresa en grados Rankine y se calcula sumando 460 a la temperatura real medida en grados Fahrenheit.

TABS RANKINE = Treal en Fahrenheit + 460

Ley de BoyleA temperatura constante ( en termodinmica se conoce como proceso isotrmico) el volumen de un gas es inversamente porporcional a la presin absoluta.

V1 P2Ley de Boyle --- = ----- V2 P1

Ley de CharlesA presin constante ( en termodinmica se conoce comoproceso adiabtico) el volumen de un gas es directamente proporcional a la temperatura absoluta:

V1 T1Ley de Charles --- = --- V2 T2

Ley combinada de de las Leyes de Boyle y Charles

P1 V1 P2 V2-------= -------- T1 T2

Ecuacin Caracterstica de un gas perfectoEsta ecuacin es necesaria para las conversiones entre pesos y volmenes de los gases.

Donde: PV = WRTP = Presin Absoluta en PSIA V = Volumen en Pies cbicos W = LibrasT = Temperatura Absoluta R1545R = --------------------------- Peso molecular del gas

Calculo de la constante KEl valor K de un gas est en funcin de la relacin de los calores especficos a presin constante y a volumen constante.K = CP / CV

De la ecuacin anterior tenemos: K = MCP / MCV

Por otro lado recordamos que para todos los hidrocarburos gaseosos tenemos:MCV = MCP - 1.986

Este valor de MCV lo reemplazamos en la ecuacin de K y tenemos:

Donde: MCPK = ------------------MCP - 1.986

M = Peso MolecularMCP = Capacidad Molar calrica a presin constanteMCV = Capacidad Molar calorica a volumen constante1.986= Constante para todos los hidrocarburos gaseosos

Con sta ecuacin es posible calcular el valor K conociendoslo la Capacidad Calrica a presin constante, (MCP).Existen tablas, como la siguiente, donde figuran los valores de MCP correspondiente a la temperatura asumida durante la compresin de 150 F.

NombreFormulaMCP a 150 FMetanoCH48.97EtanoC2H613.78PropanoC3H819.58I ButanoC4H1025.82N ButanoC4H1026.16I PentanoC5H1232.20N PentanoC5H1232.39HexanoC6H1438.70HeptanoC7H1645.00

Ejemplo del valor K par una mezcla gaseosa

Encontrar el valor de la constante K para la siguiente mezcla

NombreSmbolo%MetanoC192.16EtanoC24.88PropanoC31.85I Butanoi - C40.39N Butanon -C40.55I PentanoI - C50.17T O T A L

100.00

Solucin:

Tabla para clculo de constante K

ABCDB=A/100 D = B x CNombre%Fraccin molarMCp a 150 F

Metano92.160.92168.978.267Etano4.880.048813.780.672Propano1.850.018519.580.362I Butano0.390.003925.820.101N Butano0.550.005526.160.144I Pentano0.170.001732.20.055N Pentano0.000.000032.390.000Hexano0.000.000038.70.000Heptano0.000.0000450.000Total 100.00 1.0000 9.6008

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

Compresores reciprocantes.Los compresores reciprocantes tienen ventajas operativas que los han ubicado como los ms conocidos en el campo de la Industria del crudo y del gas natural.Estn compuestos por pistones que se desplazan dentro delos cilindros hasta que las vlvulas de acten de acuerdo con el diseo. descarga y de succinEste tipo de compresor es de menor precio y de mayor eficiencia que los otros modelos en las operaciones de campo. En el campo de Talara y Selva del Per se utilizan desde 1960 los compresores reciprocantes.

Ventajas de un compresor reciprocanteLas ventajas de un compresor reciprocante son las siguientes:

- Capacidad adaptable en la industria petrolera- No son muy sensibles a las cambios de las caractersticas del gas.- Permite controlar cargas intermitentes.- Son econmicos para operaciones de alta presin.

Capacidad adaptable a requerimientos.Se adaptan facilmente a los requerimientos de Refinerias, Plantas de proceso de gas natural y sistemas de recoleccinde gas en campo, en funcin de los volmenes de gasdisponibles pueden disearse con cilindros de diferente tamao y de 1,2 3 etapas. Son accionados por motor a gas o motor elctrico acoplados directamente. Tambien hay modelos integrales (un slo cigueal mueve a motor y compresor. El diseo de cada etapa permite intercalar enfriadores y separadores de condensado cuyo valor es significativo.

No son muy sensibles a las cambios de las caractersticas del gas.El compresor reciprocante es de desplazamiento con simple o doble accin, este desplazamiento de ir y venir origina un caudal constante pero no continuo como los centrfugos. Comprimen el mismo volumen de gas a los mismos niveles de presin independiente si lo que comprimen es hidrgeno o butano. Esta caracterstica es de importancia fundamental en los campos de petrleo porque permite comprimir gas aunque la composicin del gas sufra alguna variacin en su composicin y porque permite reubicar fsicamente el equipo de un lugar a otro segn la produccin de gas natural.Si comparamos con un centrifugo, el diseo y tamano del centrifugo requera mayor nmero de impulsores para llegar a igual descarga que un reciprocante.

Pero tambien debemos sealar que la tecnologa contina con los avances y est logrando acortar las diferencias entre uno y otro modelo.

Permite controlar cargas intermitentes.El diseo de cada etapa permite manejar manual y eficientemente las cargas intermitentes. Esta ventaja es significativa considerando que la produccin de gas en los reservorios es constante pero el caudal no es continuo. Se usan Bolsillos ( Clearance pockets o vlvulas aliviadoras de succin), que minimizan las prdidas de potencia.

Son econmicos para operaciones de alta presin.Existe la tendencia a no usar los centrfugos en sistemas de alta presin porque los caudales en alta presin son bajos y los centrfugos tiene impulsores que mueven caudales altos. La aplicacin de los reciprocantes en los sistemas de alta presin es muy apropiada en rangos de 2500 hasta 50000 psig.

Desventajas de los compresores reciprocantes

- Periodos cortos de operacin continua.- Problemas de pulsacin y vibracin.- Factor de servicio menor al 100 %.

Periodos cortos de operacin continua.Si los compresores reciprocantes usan vlvulas de metalurgia antigua, los mantenimientos de operacin se incrementan.

SERVICIOMESES ENTRE PARADASGas sucio2 a 3Gas limpio4 a 6Aire6 a 10

Estos periodos se acortan si el motor es de combustin interna y no se hace mantenimiento predictivo.

En algunas empresas para superar este cuadro, se opta por compresores SPARE ( de repuesto o de reemplazo ). Actualmente los grandes avances en investigaciones de metalurgia y en modelos de vlvulas, hacen posible la fabricacin de vlvulas termoplasticas y por otro lado el analisis predictivo aplicado en los motores de combustin interna han revolucionado los tiempos de parada de los equipos.

Problemas de pulsacin y vibracin.Los movimientos de los pistones en los cilindros originan caudales constantes pero no continuos, adems los caudales de succin en algunos casos no son continuos originan vibraciones que incrementan el desgaste de las piezas. Los avances en anlisis de esfuerzos y vibraciones permiten disear bases con perfiles de acero rellenados parcialmente con concreto armado principalmente debajo del motor y compresor. Estos equipos ya no necesitan construir bases profundas y costosas.Se puede completar, si el caso lo requiere, con instalacin de botellas de pulsacin (DAMPERS).

Factor de servicio menor al 100 %.El origen del factor de servicio menor al 100 % se origina por los tiempos de parada para mantenimiento, teniendo en cuenta que una reparacin mayor se hace en un periodo de 5 a 14 das en funcin de la potencia del equipo. Los porcentajes del factor de servicio varan de 93 % en equipos que comprimen gas sucio hasta 98 % en equipos que comprimen gas limpio. El uso de gas combustible que viene directamente de los separadores de las bateras de produccin origina carbonizacin rpida en las vlvulas de los motores de combustin interna. El uso de este gas representa un ahorro para el rea operativa pero incrementa los costos de mantenimiento. Costos que afectan la rentabilidad de las compaas dedicadas al mantenimiento de los equipos. Por sta razn es recomendable utilizar gas comprimido, filtrado y enfriado, para que la combustin sea lo ms limpia posible.

Diseo de compresores reciprocantesPara disear un compresor un comprsor se requiere bsicamente conocer la composicin, volumen, temperaturasde entrada, presiones de nivel del mar. succin y descarga, y altura sobre

Consideraciones GeneralesLas siguientes son las consideraciones bsicas:

Presion Temperatura Motores SobrecargasRelacin de compresinEnfriamiento interetapas (intercooler) Aire de arranque

PresinEn la tabla siguiente podemos observar la presin de trabajo y el tipo de material para gas no corrosivo.

Tipo de cilindroPresin de trabajo (Psig)Cast iron (hierro colado o fundido)Hasta 1000Cast iron nodularHasta 1500Cast Steel (acero fundido)HastA 2500Refined Steel (acero refinado) Se aplican aleaciones.Encima de 2500

Para seleccionar el tipo de material cuando estamos en la presencia de gas corrosivo, se hace tratamiento qumico del gas o se slecciona material de acuerdo con las normas de AGA y API.Es indispensable instalar una vlvula de seguridad en cada etapa, previendo la generacin de altas presiones no controlables. El diseo de cada vlvula implicar calibracin con un valor de asentamiento de 10 % como mnimo. Por

ejemplo, si un etapa est descargando a 300 psig, la vlvula de seguridad debe actuar a 330 psig, caso contario se pone en peligro inicialmente el motor porque generar mayor potencia si es que su caballaje lo permite o puede fallar quebrando brazos de biela. Por ejemplo si tenemos un compresor de 6 etapas diseado con 15 psig de succin y5000 de descarga, pero lo hacemos trabajar con 20 psig de succin, estaremos sobrecargando el motor en un 25 % , lo que significa riesgo alto para el motor. La posible rotura pone en peligro no slo el motor sino las instalaciones cercanas.Si se trata del cilindro de primera etapa debemos cuidar que la presin no supere la calidad del material, es posible que se originen recalentamientos que posteriormente produzcan fallas por fatiga de material.La vlvula de seguridad en el cilindro de descarga debe estar calibrada con 25 psig encima de la presin de descarga. En algunos casos por necesidades de operacin se asienta a mayor presin, lo cual origina riesgos que no deberan presentarse.

TemperaturaSi la potencia

requerida supera los 100 HP , no debe superarlos 350 F porque encima de sta tempertura se alteran las propiedades de los lubricantes y es temperatura crtica para los cilindros de hierro fundido.La temperatura mnima para los lubricantes es 40 F, porque si se trabaja con temperaturas ms frias se requiere compresores sin lubricacin.Las temperaturas de descarga de cada etapa debe especificarse en funcin de las condiciones de operacin, sta especificacin influye en el diseo del enfriador del gas.

MotoresLos compresores reciprocantes operan entre 350 y 950 rpm,velocidad que hace posible acoplar directamente loscompresores a motores de combustin interna o a motoreselctricos con reductor de velocidad. Las turbinas no sonrecomendables por la alta velocidad que desarrollan.

BHPs mnimos requeridos por un motor

(BHP Normal del compresor) (Factor de carga) BHP (mn requeridos) = -----------------------------------------------------------Eficiencia mecnica de la transmisin

SobrecargasCualquier incremento en la presin de succin o de carga al compresor resulta en sobrecarga al motor. Por sta razn debe operarse el compresor con un regulador de presin en muy buen estado y con filtro (gorro de bruja) instalado en la tubera o lnea de carga.

Relacin de compresinEn general la relacin de compresin recomendada es de 5.0. sin embargo algunos fabricantes aplican mayores relaciones de compresin porque tienen materiales y diseos patentados que les permite aplicarlas. Se llega algunas veces a encontrarRelaciones de Compresin de hasta 7.8 en compresores deaire que cargan con cero psig y descargan 100 psig.La Relacin de compresin va ligada directamente al diseo de resistencia de la barra del piston (ROD)

Enfriamiento interetapas ( intercooler )El enfriamiento es necesario siempre y cuando la temperatura no exceda los 350 F porque si es mayor definitivamente el conjunto motor compresor no podr trabajar por los peligros que representa en el material delcilindro de la primera etapa y en lacomponentes de los lubricantes. estructura de losEl diseo de los enfriadores implica un sistema cerrado con agua tratada qumicamente y de radiadores con tubos por donde circulan gas calente y tubos por donde circula agua caliente que se enfriarn por la accin de los ventiladores movidos por el mismo motor del compresor o por motores auxiliares. Es importante la direccin del viento para que los ventiladores trabajen adecuadamente en campo.El enfriamiento interetapas origina condensacin de hidrocarburos como propano, butano, pentano, hexano y

gasolina liviana y agua cuyo valor por barril supera los 10 dlares.El tratamiento del agua de enfriamiento es muy importante porque incide directamente en el tiempo de vida util de los tubos del enfriador. El costo de un panel radiadores supera los mil dlares. Algunos equipos necesitan varios paneles de tubos aleteados.Si se enfra correctamente el gas se puede ahorrar entre 3 y 5% de los BHPs requeridos.

Requerimientos para el arranque de un compresorLas investigaciones cientficas y los avances tecnolgicos en el diseo de los arrancadores han hecho posible que laspresiones de gas o de aire para arranque de los motores decombustin interna baje de 250 psig hace unos 15 aos hasta 150 psig actualmente.Algunas empresas utilizan gas comprimido, pero la tendencia es a eliminarlo por los riesgos que respresenta. Es obvio que el adecuarse a las normas actuales implica inversiones adicionales que cada empresa debe evaluar debidamente.Es importante que el aire presencia de lquidos. o gas utilizados no tengan

En otros casos se utilizan un conjunto de bateras para arranque de los motores de combustin interna

Frmulas auxiliaresDeterminar la temperatura del gas en la descarga.Se utiliza la siguiente frmula: K-1T2 = T1 x Rc( -------)K

Donde: T2 = Temperatura de salida RanquineT1 = Temperatura de entrada Ranquine Rc = Relacin de compresin (sin unidad) K = Constante del gas ( sin unidad )

Determinar el nmero de etapas de un compresor.Para determinar el nmero de las etapas de un compresor multicilindrico se utiliza la siguiente ecuacin:

n Pn

Po

Donde: Re=Relacin de compresinn=Nmero aproximado de etapasPn=Presin final de descargaPo=Presin inicial de succin

Clculo de un compresor de etapa simple de etapa simple

Informacin:1.- Capacidad requerida: 10,500 MSCFD (medidos a 14.7 psig y 60 F2.- Condiciones de presin: Presin de succin = 5 PsigPresin de descarga = 40 Psig3.- Temperatura de Succin = 90 F4.- Constante del gas K = 1.255.- Locacin: 3000 pies de altura sobre el nivel del mar.

Calcular:I .- Tipo, caballaje, y nmero de compresores requeridosII.- Tamao, clase y nmero de cada mquina.III.- Capacidad controlada. cilindros de compresin para

SolucinP1 =5 + 13.1 =18.1 psigP2 =40 + 13.1 =53.1 psig

Necesitamos la presin atmosfrica a 3000 pies de altura. Revisamos grfico y encontramos que a 3000 pies de altura , la presin atmosfrica es 13.1 psig, entonces:

La relacin de de compresin ser:53.1/18.1 = 2.93y con el dato de Rc, calculamos la temperatura final aplicando la ecuacin:

K-1T2 = T1 x Rc( -------)KAplicamos el programa y tenemos

Clculo de temperatura de descarga

Grados RankineTemperatura de succin90F=460=550RankineRelacin de compresin=======2.9337

Constante del gas

1.25

Constante menos uno

0.25

(K menos 1) / k

0.200

Rc elevado a { (k - 1)/K }

1.24018

T2 = T1 por Rc elevado a {(k-1)/k}

682

T final

222

Grados F

BHP requeridos por Milln de pies cbicosRevisamos la curva respectiva y encontramos que para Rc igual a 2.93 y Constante del gas K = 1.25 se necesitan 64.9BHP por cada MMCFD. Debemos encontrar el volumen a14.4 psig (presin en curva revisada) y a la temperatura de succin. Aplicamos el programa

Clculo del volumen a la temperatura de succin

Volumen a las condiciones de medicin=10500000PCDTemperatura de medicion del gas. F60=520RankineTemperatura de succin del gas F90=550RankinePresin atmosfrica de medicin del gas, psig=14.7psigPresin atmosfrica (curva BHP)=14.4psigVolumen a 14.4 psig y temperatura de succin=11337139PCD a

14.4psig.

y tempert90F

Clculo de la potencia requerida

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

BHP requeridos =736BHP

Segn el manual que dispongamos, es posible ajustar la cifra de la potencia requerida.En la marca Cooper bessemer el equipo que ms se acerca a736 HP es el de 800 hps y considerando que el equipo trabajar en una locacin ubicada a 3000 pies sobre el nivel del mar, para esa altura Coper Bessemer recomienda ajusta la potencia con el factor 0.934.

Aplicamos el programa y tenemos:

Clculo de la potencia requerida

HPS equipo mas cercano800factor a los 3000 pies0.93BHP disponibles747

Seleccin de los cilindros compresoresEn la seleccin de los cilindros compresores debemos tener en cuenta lo siguiente:

1.- Si la presin de succin no excede las 10 psig. Se aplica la ecuacin:

PD x EV = BHP x 104-------------------------------( BHP/MMPCD ) * (P1 0.5)

2.- Igualmente, si la presin de succin no excede la presin de 10 psig, la eficiencia volumtrica se determina con los grficos EV y adems se usa la ecuacin:

P2Rc2 = ------------ P1 - 0.5

La seleccin de cilindros debe cumplir los siguientes requerimientos:-La presin de trabajo permisible para cualquier cilindro seleccionado no debe estar en exceso.- Verificar que los cilindros decompresin puedan operar dentro de todos los parmetros.-Las cargas sobre las barras del pistn no deben exceder las recomendaciones del fabricante.- La carga efectiva nunca debe excederms arriba del 3% de los BHPs disponibles en el motor.

Calculo del PD x EV requerido (Desplazamiento del pistn por Eficiencia Volumtrica)

BHP x 104PD x EV = -------------------------------( BHP/MMPCD ) * (P1 0.5)

Aplicamos el programa

747200017.664.91142.246542

Clculo del producto PD x Ev

BHP X 10000P1 - 0.5BHP / MMPCD(BHP/MMPCD)*(P1 - 0.5)BPHx10000) / PRODUCTO ANTERIOR

PD x Ev = 6542 CFM

Si deseamos trabajar con un slo cilindro, el PD x Ev de 6542 es alto razn por la cual es mejor utilizar dos cilindros. Entonces tenemos 6542/2 = 3271 volumen con el que se va al manual de la marca y si se trata de un compresor Cooper Bessemer GMVA de 300 rpm, evaluamos la Rc con la frmula:P2Rc2 = ------------ P1 - 0.5

Aplicamos el program y tenemos

Clculo de la Rc

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

De donde Rc = 3.02Entonces ya tenemos PD x Ev = 3271Rc = 3.02K = 1.25

Con estos datos revisamos encontramos: el manual de la marca y

DimetroClase% ClearancePDEV

PD x Ev32CF5 - 148.439800.846=3365

Podemos concluir que es el cilindro apropiado para nuestro requerimiento.Si no disponemos del manual es posible solicitar al fabricante una lista de los cilindros que fabrica y en base a nuestrosclculos seleccionar el apropiado. No debemos olvidar quecada fabricante tiene patentes de la metalurgia que utiliza en sus cilindros.

Evaluacin de los cilindros seleccionados

Primero, debemos evaluar la mxima presin permisible.La presin de descarga es de 40 psig y generalmente lametalurgia de los cilindros de primera etapa soporta hasta150 psig. Podemos afirmar que no tendremos dificultades para trabajar con el primer cilindro.

Segundo, verificar si los cilindros son afines.Cada fabricante tiene carctersticas singulares para sus cilindros, en ste caso son cilindros iguales para la primera etapa y pueden trabajar en paralelo sin ningn problema por ser iguales.

Tercero, verificar si la tensin de la barra, est dentro de los lmites permisibles.Por ejemplo, si el fabricante nos informa que la mximatensin que soporta su material de barra (Rod) es: Tensin= 52500 librasCompresin = 76000 librasEntonces para la carga de tensin aplicamos:

T.L. = (CE * Area P2) - (HE area x P1) la siguiente frmulaT.L. = (P2 - P1) AHE - AR x R Para la carga de compresin, utilizamosC.L. = (P2 P1) AHE + AR x P1Las unidades son PSIGAplicamos el programa para calcular la tensin:

Clculo de las cargas a la barra (rod)P2 (psig)=40P1 (psig)=5P2 -P1 (psig)=35Area HE ( rea HE del cilindro)=804Area rod (rea seccin barra 3" )=7.07(P2-P1) * Area HE=28140Area rod * P2=283Tensin en la barra (libras)=27857

Ahora aplicamos el programa para calcular la carga de compresin:

Clculo de las cargas compresinP2 (psig)=40P1 (psig)=5P2 -P1 (psig)=35Area HE ( rea HE del cilindro)=804Area rod (rea seccin barra 3" )=7.07(P2-P1) * Area HE=28140Area rod * P1=35Carga compresin en barra (libras)=28175

Ahora procedemos a calcular la carga real en BHP. Se usa la siguiente frmula:BHP = PD x Ev x P1 x BHP/MMPCD x 10-4Aplicamos el programa y tenemos:

Clculo de las carga real en BHPNmero de cilindros=2PD ( manual del fabricante)=3980PD * # de cilindros=7960Ev=0.846sobrecarga en psig=0.5P1 - 0.5 ( psia )=17.6BHP X 10 a la menos 4=0.00649Carga real BHP=769

100 % carga=18.1% que representa 0.5 psig=2.8

La carga real es 769 BHP con 2.8 % de sobrecarga.

Capacidad real en PCD.La capacidad real se encuentra aplicando la frmula con los BHP disponiblesQR = (BHP x 106) / (BHP/MMPCD) Aplicamos el programa y tenemos:

siguiente

Clculo de la capacidad real en CFDBHPs disponibles=74710 a la 6=1000000BHPs por MMPCD=64.9BHPs disponibles x 10 a la 6=747200000Capacidad real Qr=11513097.1Presin (curva de BHPs)=14.4Presin standard=14.7Temperatura de succin F=90Temperatura de succion (Rankine)=550Temperatura standard F=60Temperatura standard Rankine=520Capacidad real a condiciones Std=10662965

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