Contenido

CUCEIBIBLIOTECA C T L ER NA

Introduccin

vii SELECCIN Compresores y bombas: los impulsores de fluidos ms importantes Claves para la seleccin de compresores Cmo obtener la mejor distribucin fsica de la planta para bombas y compresores 3 15 33

Seccin 1

Seccin II

CLCULOS Y EVALUACIONES Evaluacin de compresores centrfugos de etapas mltiples Empleo de las curvas de rendimiento para evaluar el comportamiento de los compresores centrfugos Interenfriadores y postenfriadores de compresores: prediccin de funcionamiento en condiciones que no son las de diseo Eficiencia del compresor: la diferencia est en la definicin ;Se puede adaptar un compresor centrfugo? Una forma fcil de tomar las temperaturas de compresin 47 52 61 65 69 74

Seccin III

CONTROL DE OSCILACIONES Conceptos bsicos sobre el control de oscilaciones en compresores centrfugos Control mejorado de oscilaciones en compresores centrfugos Sistemas de control de oscilaciones en turbocompresores Control de oscilaciones en compresores centrfugos de etapas mltiples

79 89

100 110

Seccin IV

OPERACIN Y MANTENIMIENTOOperacin segura de compresores para oxgeno Lubricacin de compresores de aire Seleccin y mantenimiento de bielas de compresores reciprocantes Gua para compresores sin problemas 119 125 129 134

Seccin V

SELLOS Y EMPAQUETADURASSeleccin e instalacin de sellos mecnicos Sellos mecnicos: ms duracin, menos mantenimiento Deteccin de fallas en sellos mecnicos Por qu fallan los sellos mecnicos Seleccin e instalacin de empaquetaduras mecnicas 147 154 160 171 175

Seccin VI

MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GASTurbinas de vapor y de gas Considrense las turbinas de gas para cargas pesadas Eficiencia de la turbina determinada con calculadora programable 187 204 216

Seccin VII

UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD AJUSTABLESeleccin de unidades motrices de velocidad ajustable 225

Seccin VIII VENTILADORES Y SOPLADORES Seleccin de ventiladores y sopladores Ventiladores y sistemas de los ventiladores Establecimiento de la curva de rendimiento de un ventilador centrfugo Considrense los ventiladores de flujo axial cuando se trate de mover gases ndice 243

259 277286 291

Introduccin

Los compresores utilizados en las plantas de la industria de procesos qumicos suelen ser complejos, construidos con precisin y costosos. Por ello, su seleccin, operacin y mantenimiento deben ser cuidadosos. Por ejemplo, la operacin incorrecta puede ocasionar oscilaciones de presin (inestabilidad), condicin en la cual se invierte un instante el flujo de gas dentro del compre- sor. Estas oscilaciones pueden daar los componentes internos del compresor, producir daos por miles de dlares en un corto tiempo y aumentar el costo del tiempo perdido para su reparacin. Esta GUA PARA EL USO DE COMPRESORES Y VENTILADORES sugerida por la Revista Chemical Engineering, est concebida para ayudar a eliminar las osciIaciones y otros costosos problemas. Tambin se describe la seleccin de la mquina adecuada para una aplicacin determinada. Es una obra completa que abarca todos los aspectos que necesita conocer el ingeniero qumico sobre compresores y ventiladores y temas relacionados, como sellos y empaquetaduras. La informacin contenida en este libro proviene de artculos seleccionados que se publicaron en Chemical Engineering en los ltimos aos. Es una gua prctica, enfocada a resolver los problemas cotidianos de los ingenieros de diseo, planta, operaciones y mantenimiento y les dar los medios de manejar estas mquinas tan complejas. Este libro consta de ocho secciones: Seccin 1: Seleccin. Incluye tres artculos sobre la seleccin de compresores en las plantas de las industrias de procesos qumicos. Se describe cmo funcionan, cmo se seleccionan y el mejor lugar para instalarlos en la planta. Seccin II: Clculosy evaluaciones. Una serie de artculos que explican y ayudan a simplificar procedimientos como el empleo de las curvas para evaluar el comportamiento de los compresores centrfugos, la prediccin de funcionamiento en condiciones que no son de diseo en interenfriadores y postenfriadores, la adaptacin de un compresor centrfugo, la determinacin de las temperaturas y otros temas.

Seccin III: Control de oscilaciones. Se incluyen estrategias de control para eliminar las oscilaciones en compresores centrfugos, turbocompresores y de etapas mltiples. Se explican las oscilaciones de presin en detalle y los mtodos convencionales de control para eliminarlas. Se incluyen mtodos mejorados. Seccin IV: Operacin y mantenimiento. Se presentan aqu las formas de lubricar los compresores de aire; operar con seguridad los compresores para oxgeno, seleccionar y mantener las bielas de compresores reciprocantes y lograr un funcionamiento sin problemas. Seccin V: Sellos y empaquetaduras. Se estudian en detalle los sellos mecnicos y empaquetaduras junto con su seleccin, instalacin, funcionamiento, deteccin de fallas y mantenimiento. Seccin VI: Motores primarios. Se describen las turbinas de vapor y de gas, que son los principales. Estos se utilizan para mover equipos y se detallan su teora y funcionamiento. Seccin VII: Unidades motrices de velocidad ajustable. Se describen los cinco tipos bsicos: c.a. de estado slido, c. c. de estado slido, mecnicas, electromecnicas y fluidas. Seccin VIII: Ventiladores y sopladores. Se incluyen porque tienen una estrecha relacin con los compresores. Se muestra la forma de seleccionar ventiladores y sopladores, establecen la curva de rendimiento de un ventilador centrfugo y de emplear los ventiladores de flujo axial para mover gases. Todo el material que se presenta en las ocho secciones es de ndole general y tan amplio como ha sido posible y le dar al lector vasta informacin acerca de los compresores y equipo relativo. Esta GUA PARA EL USO DE COMPRESORES sugerida por Chemical Engineering seguir siendo una til obra de consulta en aos futuros.

Seccin 1 SeleccinCompresores y bombas: Los impulsores de fluidos ms importantes Claves para la seleccin de compresores Cmo obtener la mejor distribucin fsica de la planta para bombas y compresores

Compresores y Bombas:. Los impulsores de fluidos ms importantesSe presenta una gua de la estructura y caractersticas de funcionamiento de compresores y bombas centrfugos y de desplazamiento positivo y la informacin necesaria para asegurar la seleccin correcta y funcionamiento libre de problemas.Robert W. Abraham, The Badger Co.

La tendencia en la industria de procesos qumicos es construir plantas cada vez ms grandes con equipo de un solo componente, ms grande y confiable. La confiabilidad del equipo rotatorio siempre se debe definir en trminos de la duracin esperada de la planta y el tiempo de amortizacin requerido para producir utilidades al propietario. Muchas plantas de productos qumicos tienen una duracin esperada de cinco aos o menos, pues el proceso ya ser anticuado al cabo de ese tiempo, mientras que las refineras 0 las plantas petroqumicas tienen un tiempo de amortizacin de 10 a 15 aos 0 ms. Hay algunas preguntas de primordial importancia que parecen no tener relacin entre s, para evaluar, seleccionar e instalar equipo rotatorio. Va a ser la planta de proceso continuo o por cargas a lotes? Qu prima se aplica al costo de operacin contra el costo del capital? ;Se cuenta con personal idneo para mantenimiento o se piensa minimizar la mano de obra con un control ms automtico del proceso? Con esos datos, presentes, se puede tratar de evaluar y utilizar el equipo existente en el mercado. El corazn de muchos procesos y el que ms problemas puede ocasionar es el compresor. Cuando se selecciona un tipo de compresor, es indispensable contar con todas las condiciones del proceso para su examen. Si hay algn especialista en la planta, debe estar informado de esas condiciones; no hacerlo, ha ocasionado infinidad de problemas.

En la figura 1 se ilustran los lmites de funcionamiento de los compresores de mayor empleo en la IPQ. Se debe tener cuidado al aplicar la figura 1 porque se pueden utilizar dos o ms tipos de compresores y hay que estudiar las opciones. El primer paso es definir los tipos y principios de funcionamiento de los compresores.

Compresores centrfugosEn un compresor centrfugo se produce la presin al aumentar la velocidad del gas que pasa por el impulsor y, luego, al recuperarla en forma controlada para producir el flujo y presin deseados. En la figura 2 se ilustran un impulsor y difusor tpicos. La forma de la curva caracterstica depende del ngulo de los labes del impulsor en el dimetro exterior del mismo y tambin del tipo de difusor. En la referencia 1 se presenta la teora y tcnica de operacin de los diferentes tipos de impulsores. Estos compresores suelen ser unitarios, salvo que el flujo sea muy grande o que las necesidades del proceso exijan otra cosa. La mayor parte de los impulsores para la IPQ son del tipo de inclinacin hacia atrs o inversa, que permite mejor control porque su curva de rendimiento tiene mayor pendiente. La velocidad en las puntas de un impulsor convencional suele ser de 800 a 900 ft/s. Esto significa que el impulsor podr producir alrededor de 9 500 ft de carga, lo que depende del gas que se comprima. Si se requieren valores ms altos, se emplean com-

4

SELECCIN

32 000 16 000 8000 .z 4 0 0 0 c 9 I 2 000

Perfil de

presinCapacidad de entrada, Milos de f?/min

Fig.

1

Los compresores uso en procesos

cubren

lmites

amplios

para Fig. 2 Flujo de gas en un compresor centrfugo

presores de etapas mltiples. Los gases pesados como el propano, el propileno o fren necesitan una reduccin en la velocidad en las puntas, porque estos gases tienen velocidades snicas ms bajas, comparadas con el aire. Para ellos, el nmero de Mach relativo en el lado del impulsor est limitado a 0.8. En la referencia bibliogrfica 2 se encuentra un resumen que describe la razn del cambio de las curvas caractersticas. Cuando se evala un compresor centrfugo, se debe prestar mucha atencin al porcentaje de aumento en la presin, desde el punto normal de funcionamiento hasta el punto de oscilacin. Este punto se define como el lugar en donde una reduccin adicional en el flujo ocasionar inestabilidad en forma de flujo a pulsaciones y pueden ocurrir daos por sobrecalentamiento, falla de los cojinefes por la inversin de empuje o por vibracin excesiva. Debido a las altas velocidades de los compresores centrfugos, se debe tener ms cuidado con el balanceo del rotor. La industria ha aceptado, en general, la siguiente frmula para los lmites de vibracin permisibles en el eje o rbol del compresor:

oscilaciones porque nunca se llegar a la lnea en que se producen (Fig. 3). Cuando se aplica una contrapresin ftja en el compresor, se debe tener cuidado especial para seleccionar una curva de rendimiento de pendiente pronunciada; es decir, un aumento en la carga de alrededor de 10 a 15 % desde el punto nominal hasta el punto de oscilacin o inestabilidad (Fig. 4). Cuando se recircula el gas en el circuito contra oscilaciones, hay que enfriarlo antes de devolverlo a la entrada del compresor. Adems, si se desea velocidad variable, se utiliza un control de presin para regular la velocidad de la unidad motriz.

en donde 2 es el lmite de vibracin permisible, pico a pico, en mils (milsimas de pulgada) y rz es la velocidad, en rpm. 2 tiene un lmite mximo de 2.0 mil a cualquier velocidad. Debido a las altas velocidades, muchos usuarios especifican la instalacin de monitores de vibracin del tipo sin contacto para detectar las vibraciones excesivas del eje. Segn sea el sistema para el proceso, se necesitan diversos controles contra oscilacin para evitar que el compresor llegue al valor en el cual se producen. Por lo general, se debe incluir un factor de seguridad de 5 a 10 % para los controles automticos. Los circuitos de resistencia simple quiz no necesitarn controles contra

Capacidad,

%

del

punto

nominal

Fig. 3

La resistencia al flujo se debe slo a la friccin

COMPRESORES Y BOMBAS: LOS IMPULSORES DE FLUIDOS MAS IMPORTANTES Cuando se requieren contrapresin y cada por friccin fijas, se necesitar un sistema contra oscilaciones, en especial si pueden haber grandes variaciones en el flujo y la presin (Fig. 5). El aumento en la carga desde el punto nominal hasta el de oscilacin debe ser, cuando menos, del 10% para tener buena estabilidad. El sistema de control es el mismo que el de la figura 4 y, por lo general, estar basado en la medicin del flujo en el compresor. Tambin en este caso se debe enfriar el flujo en derivacin (bypass) antes de devolverlo al compresor. Para el proceso, el compresor centrfugo tiene la ventaja de que enva gas libre de aceite y de que no hay piezas que se desgasten en la corriente del compresor. Hay disponibles varios tipos de sellos de extremo. La seleccin depende de la presin de succin del compresor, porque casi todos tienen el extremo de descarga equilibrado contra la presin de succin; es decir, los extremos de entrada y descarga del compresor tienen la presin de succin. A continuacin se mencionan tipos de sellos y sus lmites normales de presin. La configuracin se muestra en la figura 6 Tipo de sello Laberinto Anillo de carbn Contacto mecnico Pelcula de aceite Presin aproximada, psig 15 100 500 3 000 0 mayor

5

Capacidad, % de la entrada nominal, ft3/min

Fig. 5 El control antioscilacin maneja la contrapresin fija se puede utilizar un gas dulce o neutro como el nitrgeno, para amortiguar la zona entre el sello de contacto mecnico o de pelcula de aceite y el gas del proceso (Fig. 6). Se podra utilizar un eductor en combinacin con la inyeccin de gas dulce a fin de que las fugas externas sean en el sentido de la educcin. La ventaja del sello de laberinto es que es del tipo de holgura sin piezas con rozamiento y es el ms sencillo de todos. Tambin se utiliza entre las etapas (pasos) de los compresores de etapas mltiples. Su desventaja es la gran cantidad de fugas que permite, las cuales no se pueden tolerar con gases costosos como el nitrgeno o el oxgeno. Los sellos de anillo de carbn no se suelen utilizar mucho, salvo cuando el gas est limpio o hay un medio amortiguador limpio que incluya un lubricante. Como estos sellos son de mnima holgura, sufren desgaste. Son de menor costo que los sellos de pelcula de aceite o de contacto mecnico y tienen la ventaja de que impiden las fugas externas del gas comprimido. En el sello de contacto mecnico hay una pelcula de aceite que se mantiene entre sus caras estacionaria y giratoria. Tiene la ventaja de que minimiza el paso de aceite hacia el lado del gas. Tambin es ms o menos insensible a la presin diferencial entre la presin de succin del gas y la presin del aceite para sello. Su desventaja es una posible prdida de la pelcula de aceite, lo cual puede ocasionar serios daos en las caras pareadas. En el sello de pelcula de aceite, como en el de contacto mecnico, se emplea la pelcula para sellar el gas comprimido de la atmsfera. Al contrario del sello

Hay variantes de estos sellos. Por ejemplo, si el gas de proceso contiene un componente agrio como el H,S,

Flujo, % del punto nominal

Fig. 4 La contrapresin fija requiere control cuidadoso

6

SELECCl6NSe puede agregar un

, Orificio de barrido para I a p l i c a r vacio Se puede agregar un orificio para barrido o parasellado con gas inerte

Se

puede

agregar

un o r i f i c i o para

Presin interna del gas

Laberinto

Anillo de restriccin

EntradaEntrada aceite limpio Camisa da ,, descarga de

aceite

limpio

I \ ICaAsa i n t e r n a

Camisa externa

Salida de aceite Atm6sfera

Salida sucio

aceita

sucioAPI 617

Salida aceite

Salida- de aceite

Mechico Fig. 6

(de contacto)

Pelcula de lquido

Los sellos de extremo del eje de compresores centrfugos controlan una serie de presiones con diversos gases

de contacto mecnico, es del tipo con holgura reducida y se necesita una diferencia muy precisa entre la presin de succin y la de sellamiento para minimizar las fugas internas de aceite. Cuando el aceite para el sello es parte del sistema de lubricacin, podran ocurrir prdidas excesivas y problemas de mantenimiento para eliminar el aceite contaminado y volver a llenar el sistema de lubricacin. Este tipo de sello se utiliza por las altas presiones de succin que son comunes en la IPQ. La desventaja de los sistemas de sellos de pelcula de aceite y de contacto mecnico es que necesitan controles

complicados, bombas adicionales y un enfriador y filtro del aceite de sello, si es que se emplea un sistema separado para ello. En las referencias bibliogrficas 2 y 3 aparecen detalles adicionales de los sistemas de aceite para sellos y lubricacin. Las carcasas de los compresores pueden ser del tipo dividido o partido, horizontal o verticalmente, con respecto al eje. Para el mantenimiento, es ms fcil el acceso al rotor con la carcasa dividida horizontalmente que con la que lo est en forma vertical. Sin embargo, la de tipo hori-

COMPRESORES Y BOMBAS: LOS IMPULSORES DE FLUIDOS MS IMPORTANTES. zontal tiene capacidad limitada de presin debido a la gran superficie de sellamiento en la unin. El Subcomit de Equipo Mecnico del API estableci un lineamiento que requiere una unin de sellamiento vertical, y la base para cambiar a carcasa dividida verticalmente o de barril es: Fraccin molar de H,, % % 100 90 80 70 Presin mxima de trabajo de la carcasa, Psk 200 222 250 295

7

3. Un aumento pequeo en la cada de presin en el sistema de proceso puede ocasionar reducciones muy grandes en el volumen del compresor. 4. Se requiere un complicado sistema para aceite lubricante y aceite para sellos. Compresores

de

desplazamiento

positivo

Cuando se utiliza carcasa dividida en sentido vertical, se debe dejar espacio para sacar la carcasa interna y el rotor. La seleccin del material para las carcasas y rotores depende del gas que se comprima. Algunos estudios recientes indican que los gases que contienen sulfuro de hidrgeno (H,S) ocasionan corrosin por esfuerzo en las piezas muy esforzadas. Para contrarrestarlo, se necesitan materiales ms blandos en el impulsor, lo cual requiere menores velocidades en las puntas del impulsor. En algunos casos, debido a esta reduccin de la velocidad, habr que seleccionar el compresor del tamao inmediato mayor. Esto quiere decir que se debe informar al fabricante del compresor de todos los componentes del gas y las condiciones de operacin. Las ventajas del empleo de un compresor centrfugo son: 1. En el intervalo de 2 000 a 200 000 ft/min, y segn sea la relacin de presin, este compresor es econmico porque se puede instalar una sola unidad. 2. Ofrece una variacin bastante amplia en el flujo con un cambio pequeo en la carga. 3. La ausencia de piezas rozantes en la corriente de compresin permite trabajar un largo tiempo entre intervalos de mantenimiento, siempre y cuando los sistemas auxiliares de aceite lubricante y aceite de sellos estn correctos. 4. Se pueden obtener grandes volmenes en un lugar de tamao pequeo. Esto puede ser una ventaja cuando el terreno es muy costoso. 5. Cuando se genera suficiente vapor en el proceso, un compresor centrfugo ser adecuado para moverlo con una turbina de vapor de conexin directa. 6. Su caracterstica es un flujo suave y libre de pulsaciones. Las desventajas son: 1. Los centrfugos son sensibles al peso molecular del gas que se comprime. Los cambios imprevistos en el peso molecular pueden hacer que las presiones de descarga sean muy altas o muy bajas. 2. Se necesitan velocidades muy altas en las puntas para producir la presin. Con la tendencia a reducir el tamao y a aumentar el flujo, hay que tener mucho ms cuidado al balancear los rotores y con los materiales empleados en componentes sometidos a grandes esfuerzos.

Estos compresores se pueden dividir en rotatorios y reciprocantes para las aplicaciones ms comunes en un proceso. Al contrario de los centrfugos, son de capacidad constante y tienen presiones de descarga variables. En la figura 7 se presenta una curva tpica de rendimiento, para la cual se supone que la presin y temperatura de succin y la presin de descarga son constantes. La capacidad se cambia por la velocidad o con el descargador de la vlvula de succin. Adems, slo hay una pequea variacin en el flujo en una amplia gama de presiones. Los compresores reciprocantes funcionan con el principio adiabtico mediante el cual se introduce el gas en el cilindro por las vlvulas de entrada, se retiene y comprime en el cilindro y sale por las vlvulas de descarga, en contra de la presin de descarga. Estos compresores rara vez se emplean como unidades individuales, salvo que el proceso requiera funcionamiento intermitente. Por ejemplo, si hay que regenerar un catalizador cada dos o tres meses o se tiene un suministro de reserva en otra fuente, esto dara tiempo para reparar o reemplazar las vlvulas o anillos de los pistones, si es necesario. Los compresores reciprocantes tienen piezas en contacto, como los anillos de los pistones con las paredes del cilindro, resortes y placas o discos de vlvulas que se acoplan con sus asientos y entre la empaquetadura y la biela. Todas estas partes estn sujetas a desgaste por friccin. Los compresores reciprocantes pueden ser del tipo lubricado o sin lubricar. Si el proceso lo permite, es preferible tener un compresor lubricado, porque las piezas durarn ms. Hay que tener cuidado de no lubricar en exceso, porque la carbonizacin del aceite en las vlvu-

Capacidad, % del punto nominal Curva del positivo compresor de desplazamiento

8

SELECCINLubricante de Respiradero la empaquetadura

Drenaje .- , Entrada y sslida del agua de enfriamiento del casquillo

Montaje esthndar en cilindro

Respiradero. Diafragma y

\

Respiradero , Lubricante de la \, I empaquetadura

Desviador

de aceite

Entrada y salida del agua de enfriamiento del casquillo

Compartimiento sencillo

Diafragma y empaquetadura I Gua de cruceta - . 1 Respiradero I

,

Respiradero , Compartimiento 8 II , Lubricante de la smpaquetadura ,.Biela del .compresor

( Diafragma empaquetadura :/ Drenaje 1 Desviador del aceite [

/

vrr,a,a

Entrada y salida del agua de enfriamiento del casquillo

\ Compartimiento A

Dos compartimientos largos

Gua de CrUCeta

Diafragma y Respiradero _ , empaquetadura, : , Compartimiento 6 \ I Respiradero ; / , , Lubricante de la Lado de la carcasa : .J ) 1 I , , empaquetadura

empaquetadura Diafragma ; empaquetadura Entrada y salida del agua de ./I , enfriamiento del casquillo Drenaje// Compartimiento A Desviador del aceita

Dos compartimientos cortos

Fig. 8 Los espaciadores protegen las zonas contra fugas

las puede ocasionar adherencias y sobrecalentamiento. Adems, los tubos de descarga saturados con aceite son un riesgo potencial de incendio, por lo que se debe colocar corriente abajo un separador para eliminar el aceite. Los problemas ms grandes en los compresores con cilindros lubricados son la suciedad y la humedad, pues destruyen la pelcula de aceite dentro del cilindro. La mejor forma de evitar la mugre es utilizar coladores temporales en la succin para tener un sistema limpio al arranque. La humedad y los condensables que llegan a la succin del compresor se pueden evitar con un separador eficaz colocado lo ms cerca que sea posible del compresor. Si se va a comprimir un gas hmedo, habr que pensar en camisas de vapor o precalentamiento del gas de admisin, corriente abajo del separador. En los compresores sin lubricacin, la mugre suele ser el problema ms serio, y hay otros problemas que puede ocasionar el gas en s. Por ejemplo, un gas absolutamente seco puede ocasionar un severo desgaste de los anillos; en este caso, hay que consultar con el fabricante, pues constantemente se obtienen nuevos datos de pruebas. En los compresores no lubricados, los anillos del pistn y de desgaste se suelen hacer con materiales rellenos con teflon, bronce, vidrio o carbn, segn sea el gas que se comprime. El pulimento del cilindro a 12 p (rms.) suele prolongar la duracin de los anillos (Ref.4). La empaquetadura es susceptible del mismo desgaste que los anillos del pistn. Si se comprime un gas agrio o si el lubricante utilizado para el cilindro no es compatible con el empleado en el cuerpo del compresor o viceversa, se debe especificar un espaciador extralargo; en la figura 8 se ilustran las configuraciones de algunos. Cuando el gas es peligroso, se debe especificar un espaciador doble, y el que est junto al cilindro se debe purgar con un gas inerte. Las fugas por la empaquetadura se deben enviar a un sistema de quemador o devolverlas a la succin. Los compresores lubricados pueden necesitar tubos separados para lubricar la empaquetadura, aunque en los cilindros de dimetro pequeo quiz no se requieran. Las empaquetaduras de teflon sin lubricacin suelen necesitar enfriamiento por agua, porque su conductividad trmica es muy baja. Si se manejan gases a temperaturas inferiores a 10F, el fabricante debe calcular la cantidad de precalentamiento del gas mediante recirculacin interna. Esto.significa que se necesitar un cilindro un poco ms grande para mover el mismo peso de flujo. Los compresores reciprocantes deben tener, de preferencia motores de baja velocidad, de acoplamiento directo, en especial si son de ms de 300 hp; suelen ser de velocidad constante. El control de la velocidad se logra mediante vlvulas descargadoras, y estas deben ser del tipo de abatimiento de la placa de vlvula o del tipo de descargador con tapn o macho. Los descargadores que levantan toda la vlvula de su asiento pueden crear problemas de sellamiento. La descarga puede ser automtica o manual. Los pasos normales de descarga son O-100%, O-50-100%, O-25-60-75-100% y se pueden obtener pasos intermedios con cajas de espacio muerto o botellas de despejo; pero, no se deben utilizar estas cajas

COMPRESORES Y BOMBAS: LOS IMPULSORES DE FLUIDOS MS IMPORTANTES si puede ocurrir polimerizacin, salvo que se tomen las precauciones adecuadas.

9

Enfriamiento de los cilindrosSi las relaciones de presin son bajas y la temperatura de descarga es de 190F o menor, se puede utilizar un sistema esttico cerrado o uno de enfriamiento por termosifn. En este caso se debe tener cuidado de no hacerlo funcionar durante un tiempo prolongado sin carga. En otra forma, se debe utilizar un sistema forzado con circuito cerrado. La temperatura de entrada del agua de enfriamiento se debe mantener siempre, cuando menos 10F por arriba de la temperatura de succin del gas de entrada, para evitar que se forme condensacin en el cilindro del compresor. La temperatura en la descarga de compresores sin lubricacin para procesos se debe mantener a un mximo de 350F; en los compresores lubricados se debe mantener a 300F. Si se emplean lubricantes sintticos, se puede aumentar la temperatura a 350F, pero hay que determinar que estos lubricantes no acten como removedores de pintura. Esos lmites se pueden reducir. Por ejemplo, el oxgeno en compresores no lubricados se debe limitar a una temperatura de descarga de 300F; en los compresores para cloro se debe limitar a 225F para evitar la carbonizacin (Ref.9)

.

no slo se reducirn las pulsaciones, sino que se tendr mejor funcionamiento de las vlvulas del compresor. Para tener la seguridad de que el sistema total del compresor es adecuado, incluyendo la tubera y los tanques, el fabricante debe hacer un estudio semejante. En el caso de sistemas complicados, hay instituciones como el Southwest Research Institute5 o similares en otros pases, que pueden hacer pruebas de vibraciones mecnicas y acsticas. Una excelente fuente de informacin para compresores reciprocantes es la Norma API 618.6 Si se aplica, aumenta el costo del equipo, pero representa muchos aos de experiencia y puede significar la reduccin de costosas reparaciones al arranque o despus de empezar el funcionamiento.

Compresores rotatorios de desplazamiento positivoHay varios tipos de compresores rotatorios de desplazamiento positivo, entre ellos estn el de tipo de soplador con lbulos (como el diseo de Rootes), el tipo de espiral rotatorio SRM, el diseo de anillo de agua y de aspas deslizables. Todos tienen el mismo tipo de curva de rendimiento que el compresor reciprocante; es decir, son de capacidad fija con contrapresin variable. Los compresores rotatorios se prestan ms para las unidades motrices de velocidad variable, como las turbinas de vapor, que los compresores reciprocantes. Por lo general, estos compresores tienen una capacidad mxima de unos 25 000 ft3/min, en los de espiral rotatoria y de lbulos. El diseo de anillo de agua tiene la ventaja de que el gas no hace contacto con las partes rotatorias metlicas. Los aspectos crticos son la presin de vapor del gas de entrada, comparada con la presin de vapor del lquido que forma el anillo de agua y el aumento de temperatura en el mismo. La presin de vapor del fluido para sellos debe ser muy inferior al punto de ebullicin, pues en otra forma se evaporar el anillo de agua, ocasionar prdida de capacidad y quiz serios daos por sobrecalentamiento. Como los compresores de aspas deslizables necesitan lubricacin slo se emplean en procesos en que ye puede permitir la presencia de lubricante. El aceite en la cmara de compresin reduce las temperaturas ,de descarga y el consumo de aceite es elevado, por comparacin con uno reciprocante. El compresor de a$as deslizables es muy compacto, pero tiene la misma desventaja que el reciprocante porque se necesitan piezas con rzamiento en la corriente de gas, y la prdida de lubricante puede ocasionar sobrecalentamiento del cilindro. Estos compresores necesitan interruptores por alta temperatura del agua y del aire. La reduccin en la velocidad se limita a alrededor del 60% de la normal, porque la disminucin en la fuerza centrfuga produce prdida de eliciencia de sellamiento. Los tipos ms comunes de compresores rotatorios de desplazamiento positivo en la IPQ son los de espiral y de lbulos rotatorios, que ofrecen la ventaja de que el aire no contiene aceite, porque no hay contacto con ninguna parte en la zona de compresin. Su diseo rotato-

Cargas, velocidades y pulsaciones del compresorLos compresores se clasifican de acuerdo con las cargas en la biela. Una carrera ms larga significa, por lo general, mayores cargas nominales en la biela y mayor capacidad de presin diferencial y de caballaje. La mayor parte de los fabricantes han establecido los tamaos requeridos para la carcasa. Es importante no exceder las cargas en la carcasa y en la biela, ni siquiera cuando funciona la vlvula de seguridad. Las velocidades promedio del pistn en compresores no lubricados deben ser de unos 700 ft/min mximo; en los lubricados, puede llegar a un mximo de unos 850 ft/min. Las velocidades de rotacin en los compresores de trabajo pesado deben ser inferiores a 600 rpm y todava ms bajas en los de alto caballaje, de ms de 400 hp. Las pulsaciones de presin son inherentes en los compresores reciprocantes y las ocasiona el movimiento alternativo del pistn. Para evitarlas, se instalan amortiguadores de pulsaciones lo ms cerca que sea posible del compresor. La siguiente frmula puede servir como gua para tener mxima limitacin de pulsaciones pico a pico en los tubos de succin y descarga del compresor:

en donde P, es la pulsacin mxima permisible en porcentaje, y p es la presin media efectiva en la tubera, psia. El valor de P, es el que se obtiene con la frmula, 0 1 % , lo que sea mayor. Si se cumple con estos lmites,

10

SELECCIN determinada flexibilidad. En las de tamao ms grande, hay que construir bases para montarlas. La normal0 tambin incluye la dimensin estndar entre las bridas. 2. Segn sea el tamao de la bomba, la viscosidad mxima es entre 3 000 y 5 000 SSU; si es ms elevada, se puede pensar en el empleo de bombas de desplazamiento positivo. Cuando es posible, se recomienda calentar el lquido para reducir su viscosidad. 3. Las bombas para altas temperaturas y presiones se deben especificar segn la norma API 610. * 4. Es importante comprobar que la carga neta positiva de succin disponible (NPSH,) sea mayor que la requerida (NPSH,) por la bomba. La (NPSH,) se define como la carga neta positiva de succin disponible mayor que la presin de vapor del lquido, ms la carga de succin (o menos la altura de aspiracin), menos las prdidas por friccin. En algunas plantas se utiliza un margen de seguridad de 2 ft o ms entre la (NPSH), requerida y la disponible, para evitar problemas despus de la instalacin. 5. Los gases no disueltos en los lquidos alteran la capacidad de las bombas centrfugas; se deben limitar a un 5% como mximo. 6. Algunos procesos requieren que la bomba funcione con bajo flujo; todas las centrfugas tienen un flujo mnimo con el que su funcionamiento es satisfactorio. Si no trabajan con ese mnimo, ocurrir sobrecalentamiento de la bomba y menor duracin de los cojinetes. La forma de resolver este problema es instalar una vlvula dederivacin para flujo mnimo (Fig. 9) el cual puede ser continuo o con control automtico. Si la vlvula de derivacin tiene control automtico, se abrir cuando se llegue al flujo mnimo. Si la carga diferencial pasa de 200 ft. en el tubo para flujo mnimo, se requiere un orificio o puede instalarse una v&ula de control. El sistema de derivacin continua se emplea cuando se requiere poca potencia o baja presin de descarga. El flujo en el orificio para flujo mnimo se debe sumar al del proControlador da contrapresinS \

rio les da una capacidad mucho mayor que la del compresor reciprocante y sin problemas de pulsaciones. Se utilizan engranes de sincronizacin para mantener la.separacin entre los rotores para que no se toquen. En el soplador del tipo Rootes, estos engranes transmiten alrededor del 30% del par motor, mientras que en los de espiral rotatoria transmiten alrededor del 10% del par. Como se trata de compresores de desplazamiento positivo, se debe colocar una vlvula de desahogo entre el compresor y la vlvula de bloque. El tipo con lbulos de Rootes tiene poca capacidad para presin diferencial; por lo general, de unas 15 psig. El de espiral rotatoria puede tener presin diferencial mucho ms alta. Ambos tienen un deslizamiento fijo que ocasiona derivacin interna y precalentamiento del gas en la succin. Cuanto ms baja sea la velocidad en un tamao dado, mayor ser la derivacin interna. Si la velocidad es muy baja, habr sobrecalentamiento, con posibles daos en los rotores. El fabricante, por tanto, debe especificar la velocidad mnima de funcionamiento. Si la temperatura de descarga del compresor de espiral rotatoria pasa de 350F, se deben utilizar rotores enfriados por aceite. Tambin conviene determinar si el fabricante especifica una contrapresin mnima, para evitar el juego entre dientes de los engranes de sincronizacin. Otra precaucin aconsejable es pedir al fabri cante que haga un anlisis torsional del compresor y de la unidad motriz La primera velocidad crtica lateral en estos compresores suele ser mayor que la velocidad de funcionamiento. Se debe establecer esa velocidad crtica para el compresor y la unidad motriz, y debe ser, cuando menos, 20% ms alta que la mxima de funcionamiento y, adems, ser la velocidad de disparo si se utiliza unidad con turbina. Cabe mencionar que estos compresores son muy ruidosos y no suelen tener proteccin como silenciadores de succin y descarga, y pueden necesitar casetas con aislamiento acstico, pues algunos reglamentos ya lo exigen. Vase la referencia 8.

Bombas para procesosEn casi todos los procesos, se transfiere el lquido de un recipiente a otro con una bomba. La ms comn es la bomba centrfuga, que funciona con los mismos principios que los compresores de ese tipo, excepto que el lquido que manejan es incompresible. Sus grandes espacios libres y el hecho de que no tienen piezas en donde haya rozamiento, excepto los cojinetes y sellos, les han .dado la preferencia en muchas aplicaciones. Algunos lineamientos para especificar y evaluar las bombas centrfugas son: :: 1. Para capacidad de 20 a 500 gpm, se utilizan bombas horizontales de la norma B73.1-1974 ANSI,O, aunque tambin las hay con capacidades hasta ,de 1 500 gpm. Estas bombas suelen estar limitadas a unos 500F. Es probable que las de menos de 20 gpm necesiten una derivacin con flujo mximo. Las bombas verticales, en lnea, tienen la ventaja de que no necesitan cimentaciones en los tamaos de menos de 50 hp ni tuberas con

Orificio

Vlyla I

de derivacin 1 IFT

0

Orificio

para

Controlador de contrapresin

Bomba

b.

Continua

Fig. 9 La derivacin mantiene la bomba en funcionamil con bajo flujo

COMPRESORES Y BOMBAS: LOS IMPULSORES DE FLUIDOS MAS IMPORTANTES ceso cuando se determine el tamao de la bomba. Los orificios deben ser del tipo de pasos mltiples si la carga diferencial es de 300 ft. o ms, o cuando ocurre vaporizacin. En ambos sistemas, el flujo mnimo normal es de 20 a 25 % del que hay en el punto de mxima eficiencia. El aumento en la carga debe ser, cuando menos, de 10 % entre el valor nominal y el punto de corte. Para no tener que calentar el flujo de succin, el flujo mnimo siempre se debe devolver al recipiente de succin y no al tubo de succin de la bomba. Estos sistemas slo se necesitan si puede variar el flujo del proceso; si ste es fijo y cerca de su valor nominal, no se necesitan vlvulas de derivacin. 7. Cuando sea posible, es conveniente emplear motores elctricos bipolares. Cuanto ms alta sea la velocidad, mayor ser la eficiencia y menor el costo de la bomba, aunque sta requiere una NPSH ms alta. Siempre se debe ponderar el costo de la bomba en contra del de elevar un recipiente para tener NPSH adecuada. 8. Siempre se deben especificar bombas que tengan curvas de ascenso constante. Las bombas que funcionan en paralelo deben tener un ascenso de 15 % entre el punto nominal y el corte. 9. Se debe tener cuidado con las bombas con impulsor de flujo mixto, en particular con las de capacidad mayor a 2 000 gpm, porque algunas pueden tener presin de corte hasta 200% de la nominal. Esto puede ocasionar problemas en el equipo de corriente abajo, por lo cual se debe disear para la presin de corte o instalar una vlvula de desahogo. 10. Las bombas centrfugas no son autocebantes y deben tener succin inundada o, cuando hay altura de aspiracin, un dispositivo para vaco con el fin de reducir la presin en la carcasa de la bomba para que el lquido pueda entrar en ella por la diferencia de presin. No obstante, hay bombas centrfugas autocebantes. ll. Para servicio con temperaturas mayores de 350F, en bombas grandes de una etapa o en las de etapas mltiples para ms de 150F, se debe tener un sistema de calentamiento para asegurar una dilatacin trmica uniforme. 12. Las primeras velocidades crticas en las bombas de una etapa suelen ser mayores que la de funcionamiento. Pero, en bombas de etapas mltiples sta puede ser menor que la primera velocidad crtica. 13. La mayor parte de las bombas centrfugas tienen velocidad especfica inferior a 2 OOOJ3. En las bombas grandes para torres de enfriamiento o para carga puede ser hasta de 5 000: en donde: N, es la velocidad especfica, n es la velocidad, rpm, Q es el flujo, gpm y H es la carga, ft. en el punto de mxima eficiencia. Las bombas centrfugas suelen tener control por flujo o por nivel. Al contrario de la curva caracterstica del compresor centrfugo, la de la bomba, por lo general, sube desde el punto nominal hasta el de corte. Si la bomba es de tamao mayor al necesario y la presin del sistema es baja, la bomba puede funcionar al fi-

11

30 s! zCapacidad -

Fig. 10

La viscosidad iel lquido influye en la bomba centrfuga

nal de la curva, lo que ocasionar vibracin excesiva y mayores cargas en los cojinetes. Si se necesita capacidad adicional para el futuro, hay que utilizar un controlador de flujo con una derivacin para mnimo flujo segn las condiciones actuales de operacin. En las bombas que manejan lquidos con viscosidad mayor de 100 SSU, se debe determinar si hay una posible correccin por viscosidad.13 En la figura 10 se presenta un ejemplo de cmo la viscosidad puede influir en la curva de rendimiento de la bomba. Se vern la cada en la capacidad y la carga cuando se trabaja eon un lfquido viscoso. La cantidad de reduccin de la carga y del flujo dependen de la viscosidad del lquido y del tipo y tamao de la bomba. En la curva (Fig. 10) habra que incrementar el impulsor seleccionado hasta el punto B si se desea operar en el punto A. Si se selecciona el motor sin tener en cuenta la disminucin en la eficiencia, puede ocurrir sobrecarga del motor en el punto A.

Flujo, gpm Fig. Il Las bombas tienen muchas capacidades para Ilquidos de procesos

12

SELECCIN

Engranes

externos

Aspas Externas

f

Engranes internos (con media luna)

Pistn axial

Engranes internos (sin media luna)

-

Pistn circunferencia1

Espiral

sencilla

Camisa flexible E s p i r a l y rueda

Espiral doble

Tres lbulos Fuente: Hydraulic Institute Standars

Tres espirales

Fig. 12

Las bombas rotatorias de desplazamiento positivo manejan muchos lquidos, por lo general viscosos con flujos hasta de 500 gpm

COMPRESORES Y BOMBAS: LOS IMPULSORES DE FLUIDOS MS IMPORTANTES

13

.O 3 L.

Dplex .T ii

.O= G

0

90

180

270

360

90

180

Angulo del cigeal, grados

Fig. 13 Flujo de descarga de bombas reciprocantes La mayor parte de las bombas para la IPQ tienen sellos mecnicos, los cuales son de los tipos balanceado o desbalanceado, segn sean la presin en el prensaestopas y la velocidad perifrica de las caras correlativas de los sellos. Se emplean, por lo general, sellos sencillos, excepto si el lquido es peligroso o abrasivo; entonces se emplea sello doble.

Las bombas reciprocantes grandes se suelen especificar del tipo trplex para reducir las pulsaciones. En la figura 13 se ilustra la diferencia entre las curvas de una bomba smplex, una dplex y una trplex, espaciadas en sta 120, y adems tiene una curva mucho ms suave. Cuando se calcule la NPSH disponible, hay que tener en cuenta la carga de aceleracin y la velocidad mxima para la bomba trplex. En la Ref. 14 aparece un procedimiento detallado para el clculo de la NPSH disponible en bombas reciprocantes. En las bombas reciprocantes se utiliza una empaquetadura o un sello de anillos en V; esto significa que se deben descargar las fugas en algn lugar, lo cual se debe tener en cuenta al instalar el equipo. Las bombas reciprocantes pequeas, de menos de 25 hp, tienen unidades motrices de velocidad variable, como la Reeves. En las de ms de 25 hp se pueden emplear motores elctricos de velocidad variable, con acoplamiento por corrientes parsitas o acoplamiento fluido. Las unidades motrices normales para las bombas reciprocantes son con motor elctrico y un reductor de engranes que debe tener un factor de servicio mnimo de 2.017. El motor debe ser de un tamao que funcione segn la graduacin de la vlvula de desahogo para evitar sobrecargarlo. Las bombas rotatorias pueden ser de engranes o de espiral rotatoria, con engranes de sincronizacin o sin ellos, y se emplean para materiales viscosos. Estas bombas no son muy adecuadas,para lquidos abrasivos o deDe impulsin De reaccin

Bombas de desplazamiento positivoEstas bombas suelen ser adecuadas para aplicaciones con bajo flujo y carga elevada (Fig. 11). Siempre que sea posible, se deben utilizar bombas centrfugas. Para viscosidades mayores de 3 000 SSU, se debe pensar primero en una bomba rotatoria. Para flujos de alrededor de 100 gpm y con viscosidades de 100 SSU y mayores, se necesitan bombas de desplazamiento positivo. Los tipos generales para los procesos qumicos son reciprocantes o rotatorias, sean stas de engranes o de espiral. Estas bombas funcionan con los mismos principios que los compresores de desplazamiento positivo excepto que el lquido no se puede comprimir a presiones inferiores a 3 000 psi; si son mayores, hay que tener en cuenta la compresibilidad. Adems, tienen espacios libres muy de bombas rotatorias. Igual que en los compresores de desplazamiento positivo, la capacidad permanece constante, pero vara la contrapresin. Las bombas reciprocantes suelen ser para bajo volumen; igual que en el compresor reciprocante, el movimiento rotatorio se convierte en alternativo con un cigeal y una cruceta. Se succiona el lquido hacia el cilindro y se le aplica presin en contra de la vlvula de descarga del sistema. Estas bombas tambin tienen flujo o pulsaciones; para reducirlo, se deben mantener bajas velocidades en el lado de succin, de 2 a 3 ft/s o menos, y las velocidades de descarga deben ser de 3 a 4 ft/s. Las pulsaciones tambin se pueden reducir con un amortiguador o un acumulador.

/

En

movimiento

En

movimiento

~?addpfigdei

Fig. 14

Flujo de vapor en turbinas de impulsin y de reaccin

14

SELECCIN5.

baja viscosidad. Para los lquidos abrasivos se necesitan rotores especiales, y los cojinetes y engranes de sincronizacin deben ser externos. Las bombas rotatorias pueden manejar aproximadamente hasta 500 gpm. Si la viscosidad es menor de 100 SSU, se deben utilizar engranes de sincronizacin. Pero con engranes externos se necesitarn, cuando menos, cuatro prensaestopas, lo cual significa mayor posibilidad de fugas. Para lquidos lubricantes limpios, como los aceites lubricantes y combustibles a menos de 200F y de 100 psi., y con viscosidad mayor de 100 SSU es probable que se puedan utilizar bombas de engranes. Cuando los lquidos que se manejan con estas bombas se pueden solidificar a la temperatura ambiente, la bomba debe tener camisas o calentamiento por vapor. Si se especifica esta modificacin, se debe tener cuidado de que la temperatura del vapor no exceda la especificada para los materiales de la bomba o de los sellos. Se debe especificar una vlvula de desahogo (alivio) entre la bomba y la primera vlvula de corte corriente abajo.

6.7.

8. 9. 10. ll. 12.13. 14.

Southwest Rescarch Institute, San Antonio, Tex. Reciprocal Compresson for General Refmery Scrvicc, API 618, Amencan Petroleum Institute, Washington, D. C. Enginecring Data Book, Natural Gas Processors Supplicrs Assn.. Tulsa, Okla., 1973. Abraham, R. W., Selection of Rotary Screw Compressors, Oil Gas I., June 12. 1972, pp. 91-93. Jones, C. A., Chlonne: Glamor Product of the CPI, Power and Fluio!r From Worrhington, 10, No. 1 (1967). Amcrican National Standard S ecification for Centrifu al Pumps for Process Use, ANSI B123.1, Rmenean National Stan dards Institute, New York, 1971. Vertical Inline Ccntrifugal Pumps for Process Use, Manufae turing Chcmists Assn., Washington, D. C. Centrifu al Pumps for General Refinery Servicc, API 610, Ametican Pctrokeum lnstitute, Washington. D. C. H draulic Institutc Standards, Hydraulic Institute, New York, 1972. Hattiangadi, U . S . , Srcifyint Centrifu pal a n d Recprocating Pumps, Chem Eng., Fe .23,19 0, pp. IOI- 08.

El autorRobert W. Abraham es supervisorde equipo rotatorio en The Badger Co., One Broadway, Cambridge, MA 02142. Trabaja con grupos de proyectos para todos los tipos de equipo rotatorio para las industrias qumica, petroqumica y refineras. Tiene ttulo de ingeniero mecnico

Referencias

Claves para la seleccin de compresoresEl manejo de gases en las plantas de proceso va desde presiones muy altas hasta un vaco en muchas condiciones decfujo. Se presenta un anlisis de las caractersticas del equipo para hacer una seleccin preliminar del compresor de tipo y tamao adecuadosRichard F. Neerken, The Ralph A4. Parsons Co.

En las industrias de procesos qumicos se utilizan compresores de todos los tipos y tamaos para aire y gases. En este artculo se presentar una descripcin general de todos los tipos de compresores, como ejemplos especfkos para indicar la forma en que los puede seleccionar

el ingeniero de proyectos. La seleccin se basa en los fundamentos de la termodinmica, y no se debe considerar que sea tan difcil o complicada, que slo los fabricantes puedan hacer la eleccin inicial del compresor para condiciones dadas del proceso. Algunas aplicaciones tpicas son:

16

SELECCIN

n Compresores de aire para servicios e instrumentos en casi cualquier planta. w Sopladores sencillos en plantas de recuperacin de azufre. w Sopladores grandes en unidades de craqueo cataltico.

n Compresores de refrigeracin de baja temperatura en unidades para etileno, polietileno o p-xileno. w Compresores de alta presin para gas de alimentacin, reforzadores y para gas recirculado en plantas de hidrocarburos, amoniaco y sntesis de metanol. Los compresores son del tipo dinmico o de desplazamiento positivo (Fig. 1). Los dinmicos incluyen centrfugos de flujo radial y axial y, en menor grado, los de emisin parcial para bajo flujo. Los tipos de desplazamiento positivo son de dos categoras bsicas: reciprocantes y rotatorios. El compresor reciprocante tiene uno o ms cilindros en los cuales hay un pistn o mbolo de movimiento alternativo, que desplaza un volumen positivo con cada carrera. Los rotatorios incluyen los tipos de lbulos, espiral, aspas o paletas y anillo de lquido, cada uno con una carcasa, con uno o ms elementos rotatorios que se acoplan entre s, como los lbulos o las espirales, o desplazan un volumen fijo en cada rotacin.

Condiciones de funcionamientoSe debe tener cierta informacin acerca de a) las condiciones de funcionamiento de cualquier compresor y b) las propiedades del aire, gas o mezcla de gases que se va a comprimir El anlisis del gas se suele expresar en porcentaje en volumen. Un anlisis mola1 se puede convertir con facilidad en un anlisis en porcentaje mola1 para determinar las propiedades de la mezcla de gases. En los compresores de aire se requiere la humedad relativa o temperatu-

Fig. 1 Tipos de compresores para procesos qumicos

CLAVES PARA LA SELECCIN DE COMPRESORESTabla I Anhlisis del gas, otros datos y clculos para el Ejemplo 1Peso molecular, Componente, Hidrgeno Metano Etano Propano Isobutano n-Butano Total I Moles, % M, Aportacin*, Calor especfico a 150F. cp, Btu/llb.moll WI 6.94 0.95 13.77 19.53 25.75 25.81 Presibn Aportacin*, ' % IPJloo 5.899 0.805 0.413 0.390 0.128 0.129 7.764 crtica, PC, psia 327 673 708 617 529 551 3 Aportacin*, ' % IPJloo Temperatura crtica, Aportacin*,

Mezcla de gases

% IM J/lCd1.714 1.444 0.902 0.882 0.291 0.291 5.524

Tc, OR03 344 550 666 735 766

% IT~/lW71 31 17 13 4 4 140

27861 21 12 3

i

378

Al multiplicar la composicin de cada componente en la mezcla oor la propiedad da ese componente, se obtiene la aportacin de asa propiedad correspondiente a la cantidad de ese componente en la mezcla.

ra del bulbo hmedo en la entrada, con la cual se puede determinar la cantidad de humedad que hay en el aire. La razn de los calores especficos, k en donde (k = c lc) se puede expresar a la temperatura de succin. 6ra un clculo ms exacto, k debe estar a la temperatua ra promedio durante el ciclo de compresin. Los factores de compresibilidad, que indican la desviacin con respecto a un gas ideal, se dan o calculan en las condiciones de succin y de descarga. Para el aire o para un gas puro hay disponibles grficas de factores de compresibilidad, como funciones de la presin y temperatura reales. Si no se cuenta con esas grficas para gases mezclados se acostumbra utilizar las tablas generales de compresibilidad1,,,4 que requieren calcular la presin reducida, P, y la temperatura reducida, T,. Estos trminos se definen mediante P, = P/Pc y Tr = T/T(, en donde P, T, son la presin y temperatura reducidas, P y T son presin psia, y temperatura OR, en las condiciones reales de funcionamiento; Pc y Tc son la presin crtica, psia, y la temperatura crtica, OR, de la mezcla. Para demostrar las diversas relaciones, se examinar el procedimiento para una mezcla de gases. Ejemplo 1. Una mezcla tpica de hidrgeno y gas hidrocarburo tiene la composicin indicada en la tabla 1. Se trata de encontrar el peso molecular, la razn de los calores especficos, la presin crtica y temperatura crtica. Los clculos para los componentes de la mezcla se presentan en la tabla 1 junto con los datos pertinentes de cada componente puro. La razn de los calores especficos, K, se calcula como sigue:k=zE= cP 1.164

Las presiones y temperaturas se deben dar en las condiciones de succin, y la presin en las condiciones de descarga, incluso la presin de cualquier carga lateral o requisito intermedio en el ciclo total de compresin. No se da la temperatura de descarga, sino que se calcula para incluir los efectos del aumento de temperatura durante la compresin. Las presiones, por lo general, se expresan en lb/in2 manomtricas (psia) o en lb/in absolutas (psia). Las capacidades se pueden expresar en diversas formas: w Flujo en peso, W, lb/h o lb/min H Gasto, referido a las condiciones estndar, que suele ser 14.7 y 60F en las industrias de procesos qumicos, expresado como PCME: pies cbicos estndar por minuto PCHE: pies cbicos estndar por hora MMPCDE: millones de pies cbicos estndar por da de 24 horasn El gasto, en relacin con las condiciones en la suecin que se suele expresar como:

PCMS, ft3/min o ft3/s Q o Q$, ft/min, o ftl/s. No importa la forma en que se exprese la capacidad, pues hay que convertirla a la capacidad en las condiciones de succin para seleccionar el compresor del tamao correcto. Esta conversin se puede hacer con el empleo de cualquiera de las siguientes relaciones, 0. todas ellas:

CV

cp - 1.906 = 1.164 - 1.986

=

1.343

Para este ejemplo, se tom el calor especfico molal, C,, como 15OF, supuesta como temperatura promedio tpica durante el ciclo de compresin, con una temperatura de 100F en la succin. Si la temperatura promedio vara mucho desde ese valor, se debe utilizar el calor especfico mola1 para la temperatura promedio durante la compresion. Estos clculos pueden hacerse con calculadora o con computadora; en este caso, se almacenan en la memoria los valores estndar para todos los gases comunes del peso molecular, calor especfico molal, presin y temperatura crticas.

(1)en donde Ves el volumen, P es la presin absoluta, T es la temperatura absoluta y z es el factor de compresibilidad. En la ecuacin (i) se puede suponer que el factor de compresibilidad, z,, es de 1.0 si P, y T, estn a las condiciones estndar de 14.7 psia y 520R.PCMS, =

Q,

= W = W/P

(2)

18

SELECCl6N

en donde Wes el flujo, lb/min, U es el volumen especfico, ft3/lb, y e es la densidad, lb/ft3. El volumen especfico, V, se puede calcular con:

de succin, OR, y rc es la relacin de compresin, es decir, P$,. La temperatura de descarga adiabtica, Tdcdj, OR, es

temperatura

= q.Lg)(&)en donde AYm es el peso molecular.PCME = 379.46M/t% (0

Tda =

Tr-l/k

I c

(8)

en donde M es el flujo, de mol/h w = M(M,)(4)

Ciertos tipos de compresores funcionan muy cerca de las condiciones adiabticas; muchos otros tienen desviaciones importantes de las adiabticas, y el ciclo de compresin se debe considerar como politrpico. En este caso, las relaciones necesarias son:

W&cpo/~> =

WHp0,,/33

OOOlpor,

(9)

en donde W es el flujo en peso, lb/h, M es el flujo, mol/h, Mw es el peso molecular.

Hport = (y)(F)q[;-r;, ]

(lo)

en donde el subndice s denota las propiedades en las condiciones de succin.

Carga y caballaje del compresorPara cualquier compresor el caballaje requerido es: VQw, = W,/33 .O@-x,,

en donde (HP) es el caballaje politrpico para el gas, hp, W es ei %jo en peso, lb/min, ycfioh) es la carga politrpica, (ft-lb)/lb; q(pOu es la eficiencia politrpica 2 y zd son los factores de compresibilidad para las condlciones de succin y de descarga, Mw es el peso molecular, Tr es la temperatura de succin, OR, y rc es la relacin de compresin. La temperatura de descarga politrpica, Td(pU,iI se calcula con:Tri(po,rj = T,rc(-ls (11)

(5)

El valor de la cantidad n en las diversas relaciones politrpicas se obtiene con

en donde (HP)xca(Ud, es el caballaje adiabtico, para el gas, hp; W es el flujo en peso, lb/min; Had es la carga adiabtica, (ft-lb)/lb; qad es la eficiencia adiabtica; z,es el factor de compresibilidad en las condiciones de succin, zd es el factor de compresibilidad en las condiciones de descarga; Mu es el peso molecular, T, es la k.I I IlCC n=l-cl

Cuando se utilizan las tablas de las propiedades de los gases o los diagramas de Mollier para hacer los clculos del compresor, la carga adiabtica, Had, se obtiene conHa4 = 778Ah

(12)

30

! ! !!H!!! Bomba 0 compresor

de

I

I I

I

I I I Bombas o comwesores

Ii!

Fuente: Balje

Ne = N a/H314 LI, = DH141cN= Velocidad, rpm

D = Dimetro del imp

0.3

0.6

1

3

6

10velocidad

30

6 0 100N,

300

6 0 0 1,000

3,000

10,000

especfica,

Fig. 2

La velocidad especfica y el diamtro compresor de una etapa

especfico permiten la seleccin inicial de un tipo definido de

CLAVES PARA LA SELECCIN DE COMPRESORES en donde h es la entalpa, Btu/lb. La relacin de la eficiencia adiabtica a la eficiencia politrpica es:od = (r>k-l)k - 1) v [ \,n-1vm - 1)

19

1

Como el empleo de estos valores en la figura 2, se encuentra que un compresor centrfugo, con impulsor sentillo, de flujo radial, ser el que ofrezca mxima eficiencia.

(13)

Seleccin de compresores centrfugosLos compresores centrfugos son el tipo que ms se emplea en las industrias de procesos qumicos porque su construccin sencilla, libre de mantenimiento, permite un funcionamiento continuo durante largos periodos \- compresor centrfugo ms sencillo es el suspendido, de una sola eta a: Los hay disponibles para flujos desde alrededor-3 000 hasta 150 000 PCMS. El ime 3 pulsor convencional, cerrado o con placas (Fig. 3), se utilizara para cargas adiabticas hasta de unas 12 000 (ft-lb)/lb. El impulsor abierto, de labes radiales (Fig. 3), pr;;dlucir ms carga con los mi P=&m) HP.4 = (28.4/28.7)(1 315) = 1 300 hp (13)

Pesos molecularesEl peso molecular de una mezcla de aire y vapor de agua vara de acuerdo con la composicin; en efecto en un compresor de aire es pequeo y no se suele tener en cuenta. Sin embargo, los compresores de gas pueden funcionar con una amplia gama de pesos moleculares, por lo que esta variable es importante. Como un ejemplo de la forma de tomar en cuenta la variacin en el peso molecular, se utilizar un cambio en la humedad relativa, cuando la temperatura de entrada es la nominal. En cierto da la temperatura ambiente es de 90F, con una humedad relativa de 100 % . Con una presin baromtrica de 14.7 psia, el peso molecular aproximado es de 28.4, pero es de 28.7 en las condiciones nominales. Se investigar la forma en que interviene el peso molecular en la ecuacin para la carga. El trmino R en la ecuacin (4) se expresa con: R = 1 545lPM

En la figura 6 se ilustra el efecto de la resistencia del sistema en este anlisis; una reduccin en el peso molecular hacer bajar la curva de rendimiento del compresor (lnea a trazos). Por ello, el resultado de un cambio en el peso molecular ocurre en el mismo sentido que el de una variacin en la presin de entrada.

Compresibilidad y calor especficoEn un compresor de aire las variaciones en la compresibilidad de entrada y en la razn de los calores especfcos son tan pequeas, que casi siempre se pueden pasar por alto al analizar el rendimiento. Empero, con otros gases, los cambios en estos parmetros pueden ser importantes. En la figura 7 se ilustra el efecto direccional de un cambio slo en la compresibilidad 2, y slo en la razn k de los calores especficos. La curva a trazos indica que una disminucin en la compresibilidad en la entrada eleva la curva de rendimiento del compresor, cuando se traza la grfica del gasto de entrada contra la presin de descarga. La curva punteada indica que una disminucin en la razn de los calores especficos tambin eleva la curva de rendimiento. Se debe recordar una vez ms que el anlisis est basado en una velocidad dada de rotacin. Por lo tanto,

(1)

Entonces, se puede volver a escribir la ecuacin (4) para incluir el PM:

Had = Z1(~)Tl(&)(+;-l)/~

- 1)

Al reordenar para despejar el trmino que incluye la razn de presiones, se tiene: &k-l)/l _ 1 _ Had PM@ - 1) P 1 545Z,T,k Esta relacin implica que un cambio en el peso molecular influye en la razn de presiones; por tanto, para un cambio slo en ese peso, se puede obtener: (Yp)(~o;l)k - 1 = C,PM,,, en donde: C, = H,Xk - l)/l 545Z,T,k

yp-l/k - 1 = C$M

Rendimiento a las condiciones nominales de entrada, excepto que PM < PM,,,

Si se despeja la condicin de 100% de humedad relativa, al sustituir en la ecuacin (12) se obtiene:

Caudal de entrada - w Fig. 6 Efecto del cambio en el peso molecular en el rendimiento del compresor

Pz = 14.5

11 + 1)3.5 = 20.5 psia

58

CLCULOS Y EVALUACIONESRendimiento a las condiciones nominales de entrada, excepto que

bio en k puede ser importante en los compresores de gas; entonces, hay que considerar los efectos de los cambios de valor de k. Se considerar el compresor de una etapa de la figura 1. El problema es determinar la presin de descarga y el caballaje en el rbol con el caudal nominal de entrada, cuando las condiciones de entrada cambian a:

Rendimento a las condiciones nominales de ?ntrada

a

P, = 14.2 psia T, = 40F = 500R PM = 28.4Dado que la razn de los calores especficos es constante, se utiliza la ecuacin (14) para despejar la presin de descarga, y la ecuacin (16)para el caballaje en el rbol, P2 = 14.2[(=##$$)(l.42~z8~~ = 20.8 psia - 1 ) + 1]3-5

,Control del volumen de entrada-

Fig. 7

Efecto del cambio en la compresibilidad o en la razn de los calores especficos en el rendimiento

caudal de entrada est asociado a uno y solo un valor de la carga. La curva de carga no cambia en ninguno de los ejemplos anteriores.cada

HpA = (z)(=#)($$)(l

315) = 1400 hp

Velocidad de rotacin constanteYa se puede formular una ecuacin general para determinar la presin de descarga que ocurre por una variacin en una o todas las condiciones de entrada, con el gasto de entrada nominal y a velocidad de rotacin constante. En la ecuacin (9) se encuentra que un enfoque similar producira una ecuacin general para cambios en las condiciones de entrada. Si se supone que la razn de los calores especficos y el gasto de entrada son constantes, entonces la ecuacin para la presin de descarga es:

Cuando sea necesario, se utilizar la curva de resistencia del sistema para efectuar los ajustes necesarios.

Flujo en peso constanteA veces es necesario tener en cuenta el flujo en peso constante; en este caso, se puede emplear la curva de rendimiento para predecir la presin de descarga y el caballaje en el rbol. Un cambio en las condiciones de entrada alterar el volumen de entrada [Ecuacin (2)]. Dado que se trata de un caudal variable en la entrada, tambin variar la carga producida por el impulsor. Se utilizar el compresor de la figura 1 y se predecir la presin de descarga cuando cambian la temperatura y la presin de entrada. Este procedimiento tambin puede aplicarse a las condiciones de la figura 2. Se considerar un cambio a 100F en la temperatura de entrada y a 14.0 psia en la presin de entrada. El peso molecular, la razn de los calores especficos y la compresibilidad seguirn siendo los valores nominales (Fig. 1). La ecuacin (2) implica que para un proceso con flujo en peso constante, el caudal de entrada es directamente proporcional a la temperatura de entrada e inversamente proporcional a la presin de entrada. Por tanto,

Si varan los calores especficos, la presin de descarga es:

[(Yp).o~k-lk

- l] + 1

1

k/(k-1)

(5)

En cualquier caso, la ecuacin para el caballaje en el rbol es:

Q = [&J[(fy ]eom nom(42 200) = 44 500 PCMSen donde PCMS = ft3/min en la entrada (o succin). En la figura 1 se encuentra que con el caudal nominal de entrada de 42 200 PCMS, la carga producida es 11 000 ft-lb,/lb,. Con la ecuacin (4) se establece que

HPA = [&-]p+][(F][

$&]HPA,,, (16)

Dado que kro tiene cambio apreciable con diferentes mezclas de aire y vapor de agua, se puede considerar como constante e introduce poco o ningn error. El cam-

EMPLEO DE LAS CURVAS DE RENDIMIENTO PARA EVALUAR EL COMPORTAMIENTO DE LOS... la expresin que contiene la relacin de presiones nominal es directamente proporcional a la carga adiabtica e inversamente proporcional a la temperatura de entrada. Entonces

59

1,a relacin de presiones a la velocidad nominal para las condiciones de entrada en cuestin, se determina con el procedimiento ya establecido. Para este ejemplo, es: (Y& = 20.2/14.2 = 1.42 La relacin requerida de presiones es:

k/(k-1)

[(r&k-)k

- l] + 1

1

(18)

(TpL = 20.6/14.2 = 1.45 Para cualquier conjunto dado de condiciones de entrada se tiene: +;-ti/k - 1 - Hd

P* = 14.0[(~)(~)(1.4*@ss= 19.7 psia

- 1 ) + 1]5s

El caballaje en el rbol en las condiciones nominales de entrada con un flujo de 44 500 PCMS se puede determinar que es de 1 380 hp, con la curva de rendimiento (Fig. 1). Con la ecuacin (16) se encuentra:

Had - N2,.ik-l)/k*P 1 -N2

Entonces, se puede obtener la siguiente ecuacin para la velocidad de rotacin:

(HPA) = (+@)($$)(1,380)

= 1,310 hp

(21)El procedimiento para el empleo de la figura 2 se deriva del anterior. En este caso, la presin de descarga con el nuevo caudal de entrada a la temperatura nominal, se obtiene directamente con la curva de rendimiento. Por ejemplo, la presin de descarga con 44 500 PCMS y 90F es de 20.5 psia (Fig. 2). Se considerar que esa nueva presin de descarga es nominal y se utilizar la relacin ya establecida [Ecuacin (9)] con el tin de corregir para la nueva temperatura.

El compresor, a 4 490 rpm, producir la carga requerida; pero, el aumento en la velocidad alterar el gasto, y el nuevo flujo ser: Q = 42 200(4 49014 350) = 43.560 PCMS La reduccin del flujo en las condiciones nominales, con la nueva velocidad de 4 490 rpm, producira demasiada carga. En la figura 8 se muestra el efecto de un aumento en la velocidad de rotacin sobre el gasto de entrada y la carga. La curva con lnea continua representa las condiciones nominales. El punto A es el nominal de funcionamiento; en esa figura aparece tambin la lnea para la ley de ventiladores. Al seguir esta lnea hasta 4 490 rpm, se nota un desplazamiento en el rendimiento hasta el punto B, que representa la carga deseada en el compresor. Cuando se reduce el caudal de entrada a las condiciones nominales, se tiene el rendimiento en el punto C. El efecto en el caudal se maneja mejor si se determina el porcentaje de cambio en la carga que ocurre con un cambio en la carga relativa, como sigue:

Velocidad de rotacinEl rendimiento de un compresor centrfugo vara segn la velocidad de rotacin; si esta variacin no es muy grande, por ejemplo, 90% a 105% de la velocidad nominal, se puede predecir el rendimiento del compresor mediante la ley de ventiladores, que expresa que la carga adiabtica Had vara en proporcin al cuadrado de la velocidad, N?, y que el caudal de entrada Q vara en forma directa con la velocidad N. Si se utilizan los valores nominales como referencia, se puede escribir.

Had = (H.3n.m W/Nnom j2 Q = QmWL>

(19)(20)

Con las ecuaciones (19) y (20) se puede predecir la velocidad requerida para contrarrestar el efecto de los cambios en las condiciones de entrada. El procedimiento que se describir puede utilizarse para cualesquiera variaciones en las condiciones de entrada y cualquier tipo de curva de rendimiento. Se har referencia de nuevo al ejemplo anterior relacionado con un cambio slo en la presin de entrada. La cada en esta presin ocasion que la presin de descarga se redujera a 20.2 psia. iQu velocidad se requiere para aumentar la presin citada a su valor nominal de 20.6 en las condiciones nominales de entrada?

%Q

=Q,su,N,p loo

QrqNmn

(22)

(42 200)(4 350) %Q = (42 2oo)(4 4go) x 100 = 96.9% Con la figura 1, se puede determinar el porcentaje de cambio en la carga como resultado de pasar de lOO%Q a 96.9%(2, es decir, flujo de 42 200 PCMS a 100%Q..m y de 40 900 PCMS a 96.9%Q,). Con 42 900 PCMS, H,, = ll 000 ft-lbdlb,,. C o n 40 900 PCMS H,, = ll 075 ft-lbr/lb,. Entonces,

60

CLCULOS

Y

EVALUACIONES

El resultado es el funcionamiento en el punto D (Fig. 8) que es el deseado. El ltimo paso en el anlisis de la variacin en la velocidad puede parecer un poco difcil con una curva de rendimiento trazada contra la presin de descarga. Cuando se utiliza una curva como la de la figura 2, se debe recordar que para cualquier grupo dado de condiciones de entrada %Had = %(Yp)kI I

- 1)

\4 35o-rpm

ResumenCon estos procedimientos, debe ser posible predecir con exactitud el rendimiento de cualquier compresor centrfugo de una etapa. Adems, se debe poder analizar estos compresores para aire de una planta, mediante la aplicacin de estas tcnicas a cada etapa entre los enfriadores. El empleo de estas tcnicas con compresores centrfugos de varios impulsores dar tiles resultados cualitativos. Sin embargo, se reducir la exactitud de los resultados en proporcin al nmero de impulsores entere los enfriadores y a las diferencias en los pesos moleculares de los gases que se manejen.

Caudal de entrada -*

311

Fig. 8

La velocidad de rotacin del compresor influye en su rendimiento ll 075 llooo x 100 = 100.7%

El autorRonald P. Lapina es ingeniero mecnico principal en Procon, Ix., s u b s i d i a r i a d e Procon International, Inc., 16340 Park 10 Place Drive, Houston, TX 77218 en donde ingres hace un ao y est encargado de especificar y evaluar maquinaria. Antes trabaj nueve aos cn Elliott Co., encargado de la adaptaci5n d e c o m p r e s o r e s c e n t r f u g o s T i e n e l i c e n c i a t u r a e n ineeniera

%Had =

Ahora se puede modificar la ecuacin (2 1) para tenerK, = Nnom

(+yk - l),,/.ik-Wk 1, 1oLu /Irm\

1

1/2 (23)

Interenfriadores v postenfriadores d compresores: prediccin de funcionamiento en condiciones que no son las de d seo i1

Un mtodo simplificado para calcular el cambio en el funcionamiento de los intercambiadores de calor utilizados con compresores de aire y gas cuando las condiciones de servicio son diferentes a las del diseo original.Peter Y. Burke, Sundstrand Fluid Handling

Los interenfriadores y postenfriadores (IE/PE), que son intercambiadores de calor en los sistemas de compresin de gas, uno de los cuales se ilustra en esta pgina, controlan la temperatura del gas comprimido que circula hacia un proceso corriente abajo o a otra etapa o paso de compresin. Cuando se utiliza un interenfriador antes de un segundo compresor, la disminucin de la temperatura del gas antes de que entre al mismo, reduce los daos mecnicos y habr una compresin ms eficiente. Un ejemplo de la aplicacin de un postenfriador se da en la licuefaccin del cloro. El cloro gaseoso, previamente desecado, que viene de las celdas electrolticas, entra en un compresor (Fig. 1) y se preenfra en un intercambiador antes de que se licue en un condensador enfriado por Freon. Hay tres configuraciones bsicas de IE/PE: En el tipo de contra&o, el gas y el lquido enfriador circulan en sentido opuesto. Este tipo se utiliza en la mayora de los IE y PE comerciales, porque por lo general requiere menor rea superficial para un flujo dado de calor (Fig. 2). En el tipo de flujo paralelo, los dos fluidos se mueven en el mismo sentido. En el tipo deflajk transversal, los fluidos se mueven en ngulos rectos entre s. El diseo y la aplicacin de estas configuraciones, que varan mucho, se describen en casi todos los libros relacionados con transferencia de calor. Los fabricantes de interenfriadores y postenfriadores para compresores de aire y gas tienen procedimientos y datos patentados para lograr diseos ptimos. Sin em-

bargo, igual que muchos clculos de ingeniera, ese diseo ptimo se basa en un solo conjunto de condiciones

,

62

CLCULOS Cloro del

Y

EVALUACIONES condensador

Cloro del - e secador

Enfriador

y

purificador

Condensador

Almacenamiento del cloro lquido

Fig. 1

Postenfriador utilizado para preenfriamiento en el proceso de licuefaccin del cloro casos una estimacin rpida y menos complicada dar resultados aceptables. El mtodo sugerido para la evaluacin se basa en varias suposiciones respecto de las aplicaciones del IE/PE, y supone, tambin, que se conocen las complejidades de su diseo. Tales suposiciones son: n El rendimiento del IE/PE en las condiciones de diseo se conoce por las predicciones y experimentos del fabricante. w El coeficiente global, U, de transferencia del calor permanece constante para las condiciones de funcionamiento de diseo y las nuevas. w Las condiciones que no son de diseo ocurren por desviaciones razonables en los gastos del gas caliente y del enfriador, o sean cambios no mayores del 25 % n Los fluidos que entran en el IE/PE no estn mezclados y recorren trayectorias separadas en tubos o canales.

de funcionamiento especificadas por el fabricante o el usuario del compresor. Desafortunadamente, las condiciones reales de trabajo del IE/PE a menudo no corresponden al punto de diseo. Las razones son muchas, como cambios ambientales o en la planta, especificaciones iniciales incorrectas, cambios en el sistema y reducciones en la eficiencia de funcionamiento.

Manejo de cambios en el rendimientoEl ingeniero de planta, a menudo debe actuar con rapidez cuando se topa con cambios inexplicables en el rendimiento del IE/PE o cuando se proponen cambios en el caudal o en la temperatura en el sistema de agua de enfriamiento de la planta. Una estimacin precisa requerira calcular el coeficiente global U de transferencia de calor, lo que exige evaluar parmetros como: a) coeficiente de pelcula en el lado del gas, b) coeficiente de pelcula en el lado de agua, c eficiencia de las aletas, d factores geomtricos y e) conductividad de los tubos. Aunque los fabricantes de IE/PE tienen los medios para predecir los cambios en el rendimiento, en muchos

Base del mtodoEn este mtodo se utilizan las relaciones entre el NUZ (nmero de unidades de transferencia) y la efectividad del intercambiador de calor para predecir el rendimiento en un punto alterno de funcionamiento al comparar el rendimiento real del IE/PE con el de un modelo ideal (de diseo) y determinar cunto se altera el rendimiento del modelo ideal con los cambios en los parmetros. Los parmetros que interesan suelen ser los caudales del gas y el lquido, y la temperatura de entrada y salida de os casos en que hay otros parmetros, como la humedad relativa y la presin de funcionamiento, que se desvan de las condiciones de diseo, se debe evaluar su efecto en el rendimiento mediante otros mtodos conocidos. No obstante, estos parmetros no tendrn un reflejo importante en el procedimiento que se est descriLas relaciones NUT y el intercambiador de calor utilizadas por los diseadores son como sigue, para los tres tipos de intercambiadores: Contraflujo: a

Fig. 2

Uno de los tres tipos de intercambiadores es el de contraflujo.

1 E = 1

_ _

e-.v7[l-H) &,-UT(-H)

INTERENFRIADORES

Y POSTENFRIADORES DE COMPRESORES: PREDICCIN DE FUNCIONAMIENTO...

63

NotacinA c

reaCT

de transferencia de calor, ft Coeficiente de capacidad de la corriente,

Btu/(h)

cNUT

Calor especfico, Btu/(lb) (F) Nmero de unidades de transferencia, adimensional, ( NUT=g C* ) Razn del coeficiente de capacidad adimensional Temperatura, F Coeficiente global de transferencia de calor, Btu/(h)(ft2)(0F) Caudal de masa, lb/h Efectividad del intercambiador, adimensional NlJT.22

Paso 4. Despus de volver a calcular R para las nuevas condiciones, calcrlese la efectividad con la misma ecuacin del paso 2. Paso 5. La nueva efectividad se paede utilizar en la ecuacin (5), que despus se resuelve para la temperatura Tc2 del gas de salida.

Un ejemploPara. ilustrar la tcnica, se calcular el cambio en el rendimiento (Tg2) en un postenfriador de contraflujo, enfriado por agua, instalado en un compresor de aire. Las condiciones originales de diseo y las nuevas son:

R T

uW cz l

Diseo WI7w,Till

Nuevas62.06 lb/min 6.0 gal/min275F ? 80F

53.5 lb/min 8.0 gal/min250F 100F 60F

Subndices 1 2 .c 1 Condicin de entrada Condicin de salida Gas Lquido

?i! Tl

Flujo transversal: E = 1 _ e[[d-RnNavFlujo paralelo.1 _ .e -Nm-(1 + R)

y Ch = 0.241 Btu/(lb)(F para aire; cI = 0.999 Btu/(lb) (F) para el agua a 60F. Se determinan, los parmetros C, y C, de diseo de acuerdo con el paso 1: -11 t/wRl C, = (53.5)(60)(0.241)

(2)Y(3)

C, = 774 Btu/(h)(F)

C, = (8.0)(60)(62.4)(0.134)(0.999)

7 = NUT-.22. La efectividad trmica se representa tambin por:Tgl - Tg2

C, = 4014 Btu/(h)(F)(4) Calclese Rdzsro con la ecuacin (4): RdiJtio = 77414014 Rdire, = 0.193 (5) y hay que encontrar E con la ecuacin (5) E drrroEdr,ro

*

= T,, - Tl,

= 2 5 0 - lOOl250=

- 60

Empleo del procedimientoPaso 1. Con la aplicacin de las condiciones originales de diseo, calclense Cpj Cl, p (Ecuacin 4) y s(Ecuacin 5) Paso.2. Ahora, con la relacin apropiada de efectividad del intercambiador de calor [Ecuaciones (l), (2) o (3)], calclese el NUT de diseo. Paso 3. Una vez calculadas Cs y CI para las nuevas condiciones de funcionamiento, determnese el NUT con la siguiente relacin:

0.79

Dado que el postenfriador es de contraflujo, se utiliza la ecuacin (1) para determinar JVUT~,,,,~,,:

0.79

1 _ e-NUT(1-0.193) = 1 _ oJg3 e-NUT(1-0.193)

NUTd,,,n, = 1.722 Para el paso 3, se calculan C, y C, para las nuevas condiciones de funcionamiento: Cg = (62.06)(60)(0.241)

C, = 897 Btu/(h)(F) Yque se obtiene con NUT = UAL, cuando UA se supone constante.

Cl = (6.0)(62.4)(60)(0.134)(0.999) C, = 3010 Btu/(h)(F)

64

CLCULOS Y EVALUACIONES con la ecuacin (6)

Ya se puede calcular NUT,,,,,

0.725 = (275 - T,,/275 - 80)

NUTn,,,, = 1.73 x (7741897) NUT,,,,,, = 1.49La R nueva se encuentra con la ecuacin (4) y se utiliza en la ecuacin (1) para determinar la E nueva:

T92 =Referencias

134F

1. Desmond, R. M., and Karlekar, B. V., Engineering Publishing Co., St. Paul, Minn., 1977.

Heat Transfer,

West

R "UCW = 89713 010 R IU"0 = 0.298 Y1 _ e-1.4%1-o.298) E nucua E nucon = 1 _ ()2g8e-1.4e(-0.29f$

= 0.725

Despus se utiliza la hueva en la ecuacin (5) que se resuelve para TEZ:

Peter Y. Burke es director de ingeniera en Sundstrand Fluid Handling, de Sundstrand Corp., P.O. Box FH, Arvada, CO 80004. Es ingeniero profesional en Nueva York y Maryland y trabaj antes como gerente de producto en la divisin Worthington Engineered Pump, de Worthington Pump Co. Tiene licenciatura en ingeniera mecnica por el de Virginia Polytechnic Institute, as como maestra en la misma rama por el Rensselaer Polytechnic Institute. Es miembro de la American Management Assn.

Eficiencia del compresor: la diferencia est en la definicinLas eficiencias nominales de los compresores pueden ser tan engaosas como las tasas de inters. Para obtener el mximo por su dinero al adquirir compresores, hay que cerciorarse de que las comparaciones de las eficiencias se hagan sobre las mismas bases.Edward R. Lady, Los Alarnos Scientifi University of California Laboratory,

La compresin de aire y otros gases consume una gran cantidad de energa en las industrias de procesos qumicos. En la produccin de gases industriales como oxgeno, nitrgeno y helio y en la licuefaccin de gas natural, la potencia para compresin es de ms del 80% de la energa total requerida. Entonces, la eficiencia del compresor tiene un efecto directo en los costos del producto. En este artculo se comparan las eficiencias isotrmicas y adiabtica, se describe el efecto del interenfriamiento entre las etapas del compresor y se presentan formas convenientes para obtener cifras preliminares de la potencia para compresin.

tacionario, y el flujo en un compresor reciprocante se puede considerar estacionario, a pesar de las pulsaciones de cada carrera de compresin, es: w= 2 vdp 0)

s I

en donde w es el trabajo requerido por Ib mol, u el volumen mola1 y p la presin. Para los clculos preliminares, se puede utilizar la ecuacin de estado de los gases ideales con el fin de relacionar la presin, el volumen y la temperatura pv=RT

Compresin isotrmicaLa ecuacin bsica que se utiliza para calcular el trabajo de la compresin de gas es un proceso con flujo es-

(2)

De hecho esta ecuacin dar resultados bastante exactos con presiones inferiores a 10 atm y con temperaturas muy por arriba de la crtica.

66

CLCULOS

Y

EVALUACIONES

Si se pudiera efectuar la compresin del gas sin friccin e isotrmicamente el trabajo requerido para aumentar la presin de p, a p2 es: wso = RTI In (pdp,)(3)

La eficiencia adiabtica se define en forma similar a la eficiencia Gsotrmica:r).d = w.d/w.

(6)

en donde R es la constante de los gases, 1.986 Btu/(lb mol) (OR), T, la temperatura inicial, OR, y el trabajo se da en Btu/lb mol. La eficiencia isotrmica de un compresor se define como la razn entre el trabajo calculado con la ecuacin (3) y el trabajo real requerido, o sea:Wo = WiaolWo

(4)

En muchos casos, el valor numrico de la eficiencia isotrmica parecer ser bajo, por ejemplo 65% y, empero, el trabajo real requerido ser menor que en un compresor con una eficiencia adiabtica del 80%. Se explicar por qu ocurre esta aparente discrepancia.

Compresin adiabticaLa compresin adiabtica y sin friccin de un gas ideal requiere un trabajo de acuerdo con la expresin:

en donde k es la razn de los calores especficos, C&, y todos los dems trminos tienen las definiciones ya expresadas.

Est claro que las dos definiciones de la eficiencia de compresin varan slo en el estndar de comparacin, es decir, trabajo isotrmico ideal contra trabajo adiabtico ideal. En la figura 1 se ilustra la variacin en el trabajo adiabtico ideal como funcin de la relacin de presiones, p,/p, y de la razn k de los calores especficos. En todos los casos, este trabajo es mayor que el isotrmico, indicado con la curva ms baja; la razn de los calores especficos tiene marcada influencia. Los gases monoatmicos, como el helio y el argn, tienen k = 1.66 y, por ello, el trabajo adiabtico de compresin que les corresponde es mucho mayor que el trabajo isotrmico. Los gases diatmicos, como el nitrgeno, el oxgeno, el hidrgeno y el aire, tienen k = 1.4. Las molculas de gases ms complejos, tienen un valor de k ms bajo; 1.32 para el metano, por citar un caso. Como un ejemplo, considrese la compresin de aire a 14.0 psia y 80F, hasta 56 psia. Con la ecuacin aplicable o con la figura 1, con k 1.40 y p2/p, = 4.0, se encuentra: w,,, = 1 487 Btullb mol y w,~ = 1 824 Btullb mol. Si el trabajo real requerido por el compresor es de 2 280 Btu/lb mol, la eficiencia del compresor se puede expresar como o,,, = (1 487/2 280) (100) = 65% y qnd = (1 824/2 280) (100) = 80%. Ambas definiciones de eficiencia son vlidas, aunque por lo general se utiliza la eficiencia adiabtica cuando no se trata de enfriar el gas durante las etapas o entre stas.

Relacin de eficiencias de trabajo igualYa se vio en el ejemplo anterior que, para el mismo trabajo real de compresin, las eficiencias adiabtica e isotrmica varan en un factor de 1.23. Con las ecuaciones 3 a 6, se tiene el trabajo real igual de compresin, w,, cyando:

Fig. 1

El trabajo adiab&ico isotrmico

es mayor que el

La relacin de eficiencias de trabajo igual expresada con la ecuacin (7) se traza como funcin de la relacin de presiones en la figura 2. Con las mismas condiciones que en el ejemplo anterior: k = 1.4 y p,/p, = 4.0, la relacin de eficiencia de trabajo igual es de 1.23. Para ilustrar el empleo de la relacin de eficiencias de trabajo igual, se har referencia al problema de evaluacin de cotizaciones de compresores. Tambin en este caso, se trata de comprimir aire desde 14.0 psia y 80F hasta 56 psia. Si un proveedor garantiza una eficiencia adiabtica del 80% y otro una eficiencia isotrmica del 70 %, esta segunda cotizacin debe indicar un menor requisito de potencia, a pesar de su menor eficiencia. Se encuentra que la relacin de eficiencias de trabajo igual

EFICIENCIA

DEL COMPRESOR: LA DIFERENCIA ESTA EN LA DEFINICIN

67

1.00

1

2

3

4 5 6

8 10

Relacin de presiones, p2/p,

Fig. 2 Relaciones para el trabajo real de compresin

en estas condiciones es de 1.23. La relacin entre las eficiencias de las cotizaciones es de 1.14. Siempre que la relacin real sea menor que la de trabajo igual, el compresor basado en eficiencia isotrmica requerir menos potencia. Por arriba de la curva de trabajo igual, el compresor con eficiencia adiabtica requerir menos potencia.

Compresin de etapas mltiples con interenfriamientoSiempre que la relacin global de presiones sea mayor de 4.0, se debe pensar en compresor de etapas mltiples

con interenfriamiento, pues se necesita para mantener la temperatura del gas comprimido a un valor seguro, de unos 365OF en compresores de aire con lubricante de hidrocarburos, as como para reducir la potencia total necesaria. El interenfriamiento ideal reducira la temperatura entre etapas a la de succin. El efecto de las etapas con interenfriamiento se ilustra en la figura 3. El trabajo ideal de compresin con flujo estacionario, dado en la ecuacin (l), est representado por las reas que estn a la izquierda de las curvas. La curva isotrmica representa el trabajo mnimo requerido, mientras que la curva adiabtica abarca un rea mucho mayor. La curva intermedia con lnea a trazos representa compresin en dos etapas con interenfriamiento hasta la temperatura de succin de 80F. Ahora se considerar un compresor de dos etapas para comprimir aire a 80F desde 14.0 psia hasta 140 psia y con interenfriamiento a 80F. ZSe debe basar la ehciencia de ese compresor en las compresiones isotrmica o adiabtica ideales, como se indica con las curvas de lnea continua de la figura 3? En realidad, hay qur :;eterminar la eficiencia de las etapas y tener muy pre- nte la eficiencia global. Debido a que en este ejemplo la relacin total de presiones es de 10.0, se puede calcular que el trabajo ideal de compresin es: w,,, = 2 470 Btu/lb mol y wad = 3 480 Btu/lb mol. Estas cifras se pueden encontrar tambin en la figura 1. Para cada etapa de compresin, con una relacin de presiones de 3.16, el trabajo adiabtico ideal de compresin es de 1 460 Btu/lb mol o un total de 2 920 Btu/lb mol para dos etapas. Con el empleo de una eficiencia adiabtica realista por etapa de 80%, el trabajo real de compresin es de 2 92010.80 = 3 650 Btullb mol. Ahora se tienen tres eficiencias de compresin, igual de exactas, pero que se prestan a confusin.(3 48013 650) (100) = 95% Eficiencia adiabtica del compresor: Eficiencia adiabtica por etapa (2 92013 650) (100) = 80% Eficiencia isntrmica del compresor: (2 47013 650) (100) = 68%

Razn de calores especficos: k = 1.40

0

0

2

4

6

8

10

12

14

16

Volumen especfico del gas, unidades arbitrarias

Fig. 3 La curva con lnea discontinua representa la compresin adiabhtica en dos etapas con interenfriamiento a la temperatura de succin; la curva con lnea continua indica la compresin adiabtica e isotrmica de los gases

68

CLCULOS Y EVALUACIONES

La eficiencia es un trmino con muchos significados. Se ha visto que un valor numrico ms alto de la eficiencia basado en una definicin, en realidad puede representar menor rendimiento que un valor numrico ms bajo basado en otra definicin. Las ecuaciones y grficas de este artculo pueden servir coma repaso para los ingenieros especialistas en la materia. Desde luego, no hay duda de que, para un trabajo dado de compresin, el compresor que requiera menos caballaje es el ms eficiente.

Edward R. Lady es ingeniero visitante en el Laboratorio Cientfico de los Alarnos, de la Universlty of California, con licencia de la University of Michigan, en donde es profesor asociado. El trabajo en que se basa este artculo lo auspici la e n t o n c e s U . S . Atomic E n e r g y Commission. Tuvo experiencia industrial durante 12 aos en la Unin Carbide y Air Products and Chemicals Co. Es miembro de ASME y de la American Soc. f o r E n g i n e e r i n g Educatlon e mgemero registrado en Yennsylvania y Michigan.

$Se puede adaptar u