Doroteo y Deleon
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UNIVERSIDAD VERACRUZANA FACULTAD DE INGENIERÍA MECÁNICA ELÉCTRICA “SELECCIÓN DEL EQUIPO DINÁMICO PARA EL MANEJO DEL GAS NATURAL DE LOS CAMPOS COAPECHACA – TAJÍN DEL YACIMIENTO CHICONTEPEC” T E S I N A QUE PARA OBTENER EL TÍTULO DE INGENIERO MECÁNICO ELÉCTRICO PRESENTAN: ALEJANDRO DOROTEO MARTÍNEZ EPIFANIO DE LEÓN PÉREZ GERARDO DOROTEO MARTÍNEZ POZA RICA, VER 2004
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UNIVERSIDAD VERACRUZANA
FACULTAD DE INGENIERÍA MECÁNICA ELÉCTRICA
“SELECCIÓN DEL EQUIPO DINÁMICO PARA EL MANEJO DEL
GAS NATURAL DE LOS CAMPOS COAPECHACA – TAJÍN DEL
YACIMIENTO CHICONTEPEC”
T E S I N A
QUE PARA OBTENER EL TÍTULO DE
INGENIERO MECÁNICO ELÉCTRICO
PRESENTAN:
ALEJANDRO DOROTEO MARTÍNEZ
EPIFANIO DE LEÓN PÉREZ
GERARDO DOROTEO MARTÍNEZ
POZA RICA, VER 2004
INDICE PAG.
INTRODUCCION ------------------------------------------------------------------------- 1
CAPITULO I
JUSTIFICACIÓN -------------------------------------------------------------------------- 2
NATURALEZA, SENTIDO Y ALCANCE DE TRABAJO ---------------------- 3
ENUNCIACIÓN DEL TEMA ------------------------------------------------------------ 4
EXPLICACIÓN DE LA ESTRUCTURA DE TRABAJO --------------------------- 5
CAPITULO II
DESARROLLO DEL TEMA 7
PLANTEAMIENTO DEL TEMA DE LA INVESTIGACIÓN --------------------- 7
MARCO CONTEXTUAL ---------------------------------------------------------------- 8
MARCO TEÓRICO
1.0 COMPRESORES ---------------------------------------------------------------------- 9
1.1 TIPOS EXISTENTES DE COMPRESORES ------------------------------------- 9
1.1.1.A COMPRESORES DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO QUE
AUMENTAN LA PRESIÓN MEDIANTE LA REDUCCIÓN DEL VOLUMEN- 9
1.1.1.B DOS TIPOS DE COMPRESORES QUE CONVIERTEN LA
VELOCIDAD EN PRESIÓN ------------------------------------------------------------- 10
1.2 CARACTERÍSTICAS A TOMAR EN CUENTA PARA LASELECCIÓN
DE LOS COMPRESORES --------------------------------------------------------------- 11
1.2.1 RELACIÓN DE COMPRESIÓN ------------------------------------------------- 11
1.2.2 NUMERO DE PASOS -------------------------------------------------------------- 11
1.2.3 ANÁLISIS DEL GAS --------------------------------------------------------------- 11
1.2.4 RAZÓN DE LOS CALORES ESPECÍFICOS ---------------------------------- 11
1.2.5 FACTOR DE COMPRESIBILIDAD --------------------------------------------- 12
1.2.6 PESO MOLECULAR --------------------------------------------------------------- 12
1.3 SEPARADORES ---------------------------------------------------------------------- 12
1.3.1 SEPARACIÓN POR GRAVEDAD ----------------------------------------------- 12
1.3.2 SEPARACIÓN POR FUERZA CENTRÍFUGA -------------------------------- 12
1.3.3 SEPARACIÓN POR CHOQUE --------------------------------------------------- 13
1.3.4 QUE ES UN SEPARADOR Y SUS CARACTERÍSTICAS PRINCIPALES 13
1.3.4.1 TIPOS DE SEPARADORES MAS USADOS EN CASAS DE
COMPRESORAS -------------------------------------------------------------------------- 14
1.3.4.2 SEPARADORES VERTICALES ----------------------------------------------- 14
1.3.4.3 OPERACIÓN DE LOS SEPARADORES VERTICALES ------------------ 15
1.3.4.4 OPERACIÓN DE SEPARADORES EN INSTALACIONES DE
COMPRESIÓN ----------------------------------------------------------------------------- 15
1.3.4.5 EQUIPO AUXILIAR DEL SEPARADOR ------------------------------------ 15
1.3.4.6 TIPOS DE SEPARACIÓN ------------------------------------------------------- 16
1.3.4.6A SEPARACIÓN EN UNA SOLA ETAPA ---------------------------------- 16
1.3.4.6B SEPARACIÓN EN ETAPAS MÚLTIPLES -------------------------------- 16
1.4 CABEZALES -------------------------------------------------------------------------- 17
2.0 CÁLCULO PARA LA SELECCIÓN DEL EQUIPO DE COMPRESIÓN 18
RECIPROCANTE --------------------------------------------------------------------------
2.1 CICLO DE COMPRESIÓN ---------------------------------------------------------- 18
2.1.1 DEFINICIÓN DE LOS CILINDROS COMPRESORES ---------------------- 19
2.1.2 CICLO DE COMPRESIÓN DE SIMPLE EFECTO --------------------------- 20
2.1.3 COMPRESIÓN POR ETAPAS --------------------------------------------------- 23
2.2 CURVA DE RENDIMIENTO DEL COMPRESOR RECIPROCANTE ------ 24
2.3 CÁLCULO DEL NÚMERO DE PASOS ------------------------------------------ 25
2.3.1 COEFICIENTE DE ESPACIO MUERTO --------------------------------------- 25
2.3.2 EFICIENCIA VOLUMETRICA -------------------------------------------------- 26
2.4 DETERMINACIÓN DE LAS CONDICIONES DEL GAS --------------------- 30
2.5 CÁLCULO DE LA POTENCIA MOTRIZ ---------------------------------------- 30
2.5.1 CÁLCULO DE LA POTENCIA NECESARIA DE LAS
MOTOCOMPRESORAS A PROCESO MANEJANDO 8.7 MMPCSD --------- 30
2.5.2 CÁLCULO DE LA POTENCIA NECESARIA DE LAS
MOTOCOMPRESORAS A BOMBEO NEUMÁTICO (BN) MANEJANDO 7.2
MMPCSD ----------------------------------------------------------------------------------- 33
2.6 CÁLCULO DE LOS CILINDROS COMPRESORES --------------------------- 36
2.6.1 CÁLCULO DE LA EFICIENCIA Y CAPACIDAD DE LOS CILINDROS
COMPRESORES DE LA PRIMERA ETAPA --------------------------------------- 36
2.6.2 CÁLCULO DE LA EFICIENCIA Y CAPACIDAD DE LOS CILINDROS
COMPRESORES DE LA SEGUNDA ETAPA ---------------------------------------- 37
2.7 EFICIENCIA DEL EQUIPO COMPRESOR -------------------------------------- 38
3.0 CÁLCULO PARA LA SELECCIÓN DEL EQUIPO DE COMPRESIÓN
CENTRIFUGO ---------------------------------------------------------------------------- 41
3.1 CARACTERÍSTICAS GENERALES DE LOS COMPRESORES
CENTRIFUGOS ---------- 41
3.2 CURVA DE RENDIMIENTO DEL COMPRESOR CENTRIFUGO --------- 43
3.3 TRIANGULO DE VELOCIDADES ------------------------------------------------ 44
3.3.1 DEDUCCIÓN DE LA ECUACIÓN DE EULER ------------------------------- 44
3.3.2 ECUACIÓN DE EULER ----------------------------------------------------------- 46
3.4 CARACTERÍSTICA IDEAL DEL COMPRESOR ------------------------------- 48
3.5 PALETAS GUIADORAS DE ENTRADA ---------------------------------------- 50
3.6 DETERMINACIÓN DE LAS CONDICIONES DEL GAS --------------------- 52
3.7 CÁLCULO DE LA POTENCIA MOTRIZ ---------------------------------------- 52
3.7.1 CONDICIONES PARA EL CÁLCULO DEL EQUIPO DE
COMPRESIÓN A PROCESO ------------------------------------------------------------- 52
3.7.2 CONDICIONES PARA EL COMPRESOR DEL PRIMER PASO --------- 54
3.7.3 CÁLCULO DEL COMPRESOR PARA EL PRIMER PASO ---------------- 55
3.7.4 CÁLCULO DEL COMPRESOR PARA EL SEGUNDO PASO ------------- 59
3.8 BALANCE TERMICO DEL COMPRESOR -------------------------------------- 62
4.0 MÁQUINAS MOTRICES ------------------------------------------------------------ 64
4.1 ESTUDIO TÉCNICO DE LAS MÁQUINAS DE COMBUSTIÓN
INTERNA ----------------------------------------------------------------------------------- 64
4.2 EFICIENCIA DEL CICLO DIESEL ------------------------------------------------ 64
4.3 BALANCE TERMICO DEL CICLO DIESEL ------------------------------------ 67
5.0 TURBINAS DE GAS ----------------------------------------------------------------- 68
5.1 CARACTERÍSTICAS DE LA TURBINA DE GAS ----------------------------- 69
5.2 ESTUDIO TÉCNICO DE LAS TURBINAS -------------------------------------- 70
5.2.1 VENTAJAS DE LAS TURBINAS DE GAS ------------------------------------ 72
5.2.2 APLICACIONES DE LA TURBINA DE GAS --------------------------------- 72
5.2.3 RENDIMIENTO DE LAS TURBINAS ------------------------------------------ 72
5.3 CICLO BRAYTON -------------------------------------------------------------------- 74
5.3.1 CICLO SIMPLE --------------------------------------------------------------------- 74
5.4 BALANCE TERMICO DEL CICLO BRAYTON -------------------------------- 78
6.0 DESCRIPCIÓN DEL EQUIPO MOTOCOMPRESOR ADECUADO -------- 79
6.1 DESCRIPCIÓN GENERAL --------------------------------------------------------- 79
6.2 CARACTERÍSTICAS DE LA MÁQUINA MOTRIZ --------------------------- 79
6.3 CARACTERÍSTICAS DE LA MÁQUINA COMPRESORA ------------------- 80
6.3.1 SISTEMA DE ENFRIAMIENTO ------------------------------------------------- 81
6.3.2 SISTEMA DE LUBRICACIÓN FORZADA ------------------------------------ 81
6.3.3 CUIDADOS QUE SE REQUIEREN EN EL SISTEMA DE
LUBRICACIÓN ---------------------------------------------------------------------------- 81
7.0 DETERMINACIÓN DEL EQUIPO TURBOCOMPRESOR ADECUADO -- 82
7.1 DESCRIPCIÓN DEL TURBOCOMPRESOR A SELECCIONAR ------------ 82
7.2 DESCRIPCIÓN GENERAL DE LA TURBINA ---------------------------------- 83
7.3 CARACTERÍSTICAS GENERALES DE LA TURBINA ----------------------- 83
7.4 CARACTERÍSTICAS DEL COMPRESOR --------------------------------------- 85
8.0 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE ACCESORIOS --------------------------------- 86
8.1 SELECCIÓN DE TUBERIAS ------------------------------------------------------- 86
8.1.1 REQUERIMIENTOS PARA DISEÑOS DE TUBERIAS DE ACERO ----- 86
8.1.2 CLASES DE LOCALIZACIÓN --------------------------------------------------- 87
8.1.3 FACTORES DE CORROSIÓN PARA DISEÑO DE TUBERIAS Y
LINEAS PRINCIPALES ----------------------------------------------------------------- 87
8.1.4 SELECCIÓN DE TUBERIAS ---------------------------------------------------- 87
8.2 CONDICIONES DE OPERACIÓN DEL GAS PARA CALCULAR EL
CABEZAL DE DESCARGA PARA B.N DE LA ESTACIÓN DE
COMPRESIÓN TAJÍN I ------------------------------------------------------------------ 88
8.2.1 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE LA TUBERIA DE DESCARGA ---------- 88
8.2.2 CÁLCULO DEL ESPESOR DE LA TUBERIA DE DESCARGA A B.N 89
8.3 CONDICIONES DE OPERACIÓN DEL GAS PARA LA ESTACIÓN DEL
COMPRESIÓN TAJÍN II ----------------------------------------------------------------- 90
8.3.1 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE LA TUBERIA DE SUCCIÓN ------------- 90
8.3.2 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE LA TUBERIA DE DESCARGA ----------- 91
8.3.3 CÁLCULO DEL ESPESOR DE LA TUBERÍA DE SUCCIÓN ------------ 92
8.3.4 CÁLCULO DEL ESPESOR DE LA PARED DE LA TUBERIA DE
DESCARGA -------------------------------------------------------------------------------- 93
8.3.5 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE LA TUBERIA DE VENTEO -------------- 94
8.3.6 CÁLCULO DEL ESPESOR DE LA PARED DE LA TUBERIA DE
VENTEO ------------------------------------------------------------------------------------ 95
ANÁLISIS CRITICOS DE LOS DIFERENTES ENFOQUES ----------------------- 96
CAPÍTULO III
CONCLUSIONES ------------------------------------------------------------------------- 98
BIBLIOGRAFIA --------------------------------------------------------------------------- 99
ANEXOS ------------------------------------------------------------------------------------ 100
INTRODUCCIÒN
La economía de nuestro país se apoya en gran parte de la producción petrolera
nacional, por tanto todo estudio relacionado con ella es muy importante en la contribución
del desarrollo y crecimiento económico. La localización de los yacimientos productores del
petróleo se realiza con la exploración de las áreas tanto terrestres como marítimas y su
posterior extracción para el aprovechamiento y obtención de todos los productos básicos de
los hidrocarburos, derivados de éstos como lo es el aceite, el gas, a su vez las gasolinas, el
propano, el etano, etc.
La Industria Petrolera en nuestro país se desarrolla actualmente dentro de una
estructura funcional que contempla divisiones, siendo una de ellas la denominada PEP
(PEMEX EXPLORACIÓN Y PRODUCCIÓN) encargada de resolver la problemática de
exploración terrestre y marítima para la localización de los yacimientos de petróleo,
extracción, producción y el manejo de estos hidrocarburos en su aprovechamiento procesal.
La estructura administrativa de PEP contempla una división encargada de estudio
para el aprovechamiento de los hidrocarburos producidos, en nuestro caso nos ubicaremos
en lo que hoy se le llama zona – norte, siendo el yacimiento denominado Chicontepec parte
integrante de esta zona.
El proyecto Chicontepec abarca un área extensa y la aplicación para su desarrollo se
proyecta realizarlo en etapas conforme avance la producción del aceite de los distintos
campos comprendidos. Esta tesina se fundamenta en el aprovechamiento del gas a
producirse en los campos Coapechaca – Tajìn cuya producción será aproximadamente de
73.2mmpcd (MILLONES DE PIES CUBICOS POR DIA) en un periodo que comprende
como futuro inmediato 2004 y manteniéndose casi constante pare el 2005.
CAPÍTULO I
JUSTIFICACIÓN
Este trabajo se justifica en el aprovechamiento del gas a producirse en el yacimiento
Chicontepec, específicamente en los campos Coapechaca-Tajìn, ya que el proyecto
contempla un incremento en la producción en la estación de compresión (Tajín I)
provenientes de las baterías Tajìn I, II, III y la instalaciòn de una nueva estación de
compresión denominada (Tajìn II) misma que manejara todo el gas proveniente de las
baterías Tajìn IV, Coapechaca I y II , por lo que en PEP en su departamento de
Compresión se están viendo en la necesidad de seleccionar el equipo necesario para
aprovechar todo este gas a producirse, ya que de no ser así, la cantidad de gas que se
quemaría por no hacer la instalaciòn del equipo adecuado resultaría en perdidas millonarias
para la economía del País. Ya que es de PEMEX, de donde surge el mayor presupuesto para
el erario público del País.
La importancia del manejo del gas radica en hacer una buena selección del equipo
necesario para manejar todo el gas a producirse por ambas estaciones, ya que de la buena
selección que de ella se haga se verá en el buen funcionamiento de estas, por lo que en
vez de quemar el gas que no se podría manejar por el equipo que actualmente se encuentra
instalado en la estación de compresión Tajìn I. Se añadirán dos nuevas motocompresoras
para poder manejar el gas a producirse todo esto a BN y se hará necesario instalar tres
turbocompresores para la estación Tajìn II que es la estación que se proyecta instalar.
NATURALEZA, SENTIDO Y ALCANCE DE TRABAJO
El origen de éste trabajo se basa en la inquietud de incursionar dentro de la
explotación petrolera, ubicándose solamente en la disciplina de la Ingeniería Mecánica
Eléctrica en el manejo y aprovechamiento de los hidrocarburos.
Se pretende realizar un trabajo más que se sume al amplio campo de aplicación de la
ingeniería, en este caso de la industria petrolera, específicamente en el manejo y
aprovechamiento del gas natural proveniente de los campos productores del petróleo.
Este trabajo lleva como propósito manejar el gas incrementado proveniente de las
baterías TI, TII y TIII lo cual implica un incremento de l3.2mmpcd (TABLA I, del
apéndice) para la estación de compresión Tajìn I por lo que se hace necesario la selección
del equipo para su buen aprovechamiento. El sistema de aprovechamiento del gas a
producirse en esta región abarcará también el que se pronostica a producirse en las baterías
Coapechaca I, II y Tajín IV; para ello, se requerirá la construcción y puesta en servicio de
una nueva estación de compresión Tajìn II que manejará los casi 60 mmpcd (TABLA II,
del apéndice) que se producirán en estas baterías.
La trascendencia de este trabajo radica en que si no se hace una buena selección del
equipo dinámico para poder manejar el gas de ambas estaciones, conlleva a que se queme el
gas por lo que esto repercute en perdidas millonarias para el país por lo que la relevancia de
nuestro trabajo aquí presentado, se vuelve indispensable ya que conlleva todos los cálculos
necesarios para hacer una buena selección del equipo dinámico a instalar, así como los
cabezales generales tanto de succión como de descarga para la estación nueva.
ENUNCIACIÓN DEL TEMA
La planeación de la explotación del gas a producirse en los campos Coapechaca –
Tajìn del yacimiento Chicontepec, obliga a realizar los estudios de Ingeniería en la
especialidad Mecánico Eléctrico que conduzca a los cálculos técnicos necesarios para
determinar y especificar el equipo estático y dinámico que se vaya a requerir como son los
gasoductos, motocompresores, turbocompresores y el equipo auxiliar necesario para la
operación completa del gas a manejar.
En algunas ocasiones no se llega a realizar una buena selección del equipo para
poder llevar a cabo la explotación de los gases que provienen de los pozos petroleros y esto
pudiera deberse a múltiples factores como por ejemplo: La falta de conocimiento del
personal operativo que labora en las empresas, el cálculo del equipo con procedimientos no
adecuados al proceso, así también el no contar con sistemas apropiados a las condiciones de
los pozos productores, y ello puede ocasionar que los costos finales de producción sean
muy elevados.
Dicho lo anterior, las empresas se ven en la necesidad de implantar una selección
adecuada de equipo de acuerdo a las posibilidades económicas que puedan costear
obteniendo con esto una menor producción. Es importante reconocer que el contar con
equipos semifijos permite una mejor facilidad de movilización de estos, disminuyendo los
costos de modificación de instalaciones generando con ello una mayor productividad para
la empresa.
Todo esto con el fin de explotar y aprovechar la producción de gas natural al
máximo en los campos petroleros de la zona norte del país.
EXPLICACIÓN DE LA ESTRUCTURA DE TRABAJO
Esta tesina esta fundamentada en 3 capítulos, los cuales a continuación se describen
brevemente.
CAPÌTULO I: En ella se describen de forma concisa la importancia que tiene éste trabajo
dentro del campo de la Ingeniería, así como también se da a conocer que el nuevo proyecto
que ha diseñado PEMEX se ve en la necesidad de instalar una nueva estación de
compresión y es ahí en donde esta tesina se fundamenta en el cálculo y selección del equipo
necesario para un buen aprovechamiento del gas.
CAPITULO II: DESARROLLO DEL TEMA: Este capitulo se divide en 8 subtemas que
son:
Subtema 1.0: En esta secciòn se definirá al compresor y sus diferentes tipos existentes que
se manejan en la actualidad, así como también los diferentes tipos de separadores, se
describirán en general los cabezales de las dos estaciones de compresión en cuanto al
menejo de gas.
Subtema 2.0: En esta secciòn se analizará el ciclo de compresión, la curva de compresión
para el compresor reciprocante, el cálculo del número de pasos, el cálculo de la potencia
motriz así como de los cilindros compresores y por último se realizará el balance térmico
para dicho compresor.
Subtema 3.0: En esta secciòn, se llegará al cálculo de la potencia motriz para un compresor
centrífugo siguiendo una serie de pasos para llegar al objetivo, como por ejemplo el
cálculo del nùmero de pasos, las condiciones del gas a manejar, curva de compresiòn y por
ultimo se hará el balance tèrmico para dicho compresor.
Subtema 4.0: En esta secciòn se definirán a las màquinas de combustión interna,
analizando su ciclo correspondiente (Diesel) y además calculando su eficiencia tèrmica.
Subtema 5.0: En esta secciòn se hablarà de una forma concisa de la turbina de gas, se
describirá su ciclo correspondiente (Brayton) y por último se hará un balance térmico del
ciclo de la turbina.
Subtema 6.0: En esta secciòn se describirá de una forma detallada al motocompresor a
utilizar para el manejo del gas en la estaciòn de compresiòn Tajìn I.
Subtema 7.0: En esta secciòn se describirà de una forma detallada al turbocompresor a
seleccionar para el manejo del gas de una forma adecuada en la nueva estaciòn de
compresiòn Tajìn II.
Subtema 8.0: En esta última secciòn se hablarà del cálculo y selección de accesorios como
lo son la tubería de descarga a BN solo para le estaciòn de compresiòn Tajìn I y las tuberías
de succión y de descarga para la estaciòn de compresiòn Tajìn II.
CAPÌTULO III: CONCLUSIONES
Se darán a conocer las propuestas a las que se llegaron después de haber analizado
y realizado todos los cálculos pertinentes para lograr un buen manejo del gas a producirse
en los campos Coapechaca-Tajìn.
Para realizar esta investigación fue necesario llevar a cabo la recolección de datos
de información del tema seleccionado, que se organizó y seleccionó conforme se habían
planteado los objetivos, después se procedió a hacer una síntesis de cada uno de ellos, lo
que nos sirvió para desarrollar cada tema del trabajo, el acopio de información se obtuvo
utilizando fuentes documentales tales como: tesis, manuales, libros, revistas y documentos
emitidos por organizaciones internacionales de normalización.
Parte de la información se obtuvo directamente del personal involucrado en los
trabajos de exploración y producción de PEMEX.
CAPITULO II
DESARROLLO DEL TEMA
PLANTEAMIENTO DEL TEMA DE LA INVESTIGACIÒN
Actualmente, la industria del petróleo tiene una gran relevancia en el desarrollo
económico de los países en los que cuentan en su subsuelo con este preciado hidrocarburo
ya que los energéticos màs empleados por la humanidad provienen en su mayoría del
petróleo. Los productos derivados del petróleo, constituyen la materia básica de la industria
petroquímica, cuyos productos a su vez, generan otras industrias que no son inconcebibles
en la vida moderna sin la presencia del petróleo.
La tecnología juega un papel muy importante dentro de la industria petrolera, ya que
regularmente se diseñan nuevas màquinas que son importantes para la extracción de este
hidrocarburo del subsuelo, por lo que para lograr un buen diseño y selección del equipo se
hace necesario realizar los cálculos de acuerdo a los componentes químicos y
características del gas que se va a manejar.
En éste trabajo se mencionarán y se describirán los procedimientos adecuados para
llevar a cabo una buena selección del equipo de compresiòn para las estaciones Tajìn I y
Tajìn II, así como un panorama general de los ciclos termodinámicos tales como el ciclo
Diesel y Brayton que nos servirán para conocer el principio de funcionamiento de dichas
màquinas a instalar. Por último de acuerdo a la producción pronosticada a producirse en los
pozos se harán los cálculos pertinentes de los cabezales generales, tanto de succión como
de descarga de ambas estaciones.
MARCO CONTEXTUAL
Las estaciones de compresiòn Tajìn I y Tajìn II, son pertenecientes al Distrito de
Poza Rica, de la Región Norte (fig.1 del apéndice).
Actualmente la estación de compresión Tajìn I (fig. 2 del apéndice) consta de
cuatro unidades compresoras reciprocantes (TABLA III del apéndice) (3 CLARK HMAB-
10, Una AJAX DPC-2830). Con este equipo se logra manejar 2.7mmpcd de gas
provenientes de las baterías Tajìn I, Tajìn II y Tajìn III.
Se requiere manejar el gas incrementado proveniente de las baterías TI, TII y TIII lo
cual implica un incremento de l3.2mmpcd de los cuales 6 mmpcd seràn manejados por las
compresoras ya instaladas, por lo que únicamente será necesario instalar las compresoras
para manejar los 7.2 mmpcd restantes que seràn manejadas a BN, por lo tanto deberán
instalarse 2 Motocompresoras marca Cooper Bessemer GMVA-10 de 1350 HP que
manejarán dicho gas a producirse en los pozos, esté tipo de motocompresoras se hace
necesario su uso en esta estación debido a que actualmente se encuentran instaladas en ella
unidades reciprocantes por lo que se tendrá toda la infraestructura necesaria para su optimo
funcionamiento.
El sistema de aprovechamiento del gas a producirse en esta región abarcará también
el que se pronostica a producirse en las baterías Coapechaca I, II y Tajín IV; para ello, se
requerirá la construcción y puesta en servicio de una nueva estación de compresión
denominada Tajìn II (fig. 3 del apéndice) que manejará en una primera etapa 60 mmpcd a
proceso pronosticados para el 2004, manteniéndose casi constante para el 2005; Esto
quiere decir que el proyecto de la nueva estación deberán contemplarse la selección de
nuevas unidades motrices y el cálculo de los diámetros necesarios de los cabezales tanto de
succión como de descarga para interconectar las nuevas unidades conforme vaya siendo un
hecho la producción pronosticada.
El impacto esperado con la instalación de estas dos nuevas estaciones de
compresiòn, se vera reflejado en la economía de la ciudad ya que se crearan fuentes de
empleo por las compañías que se encargaran de explotar los productos generados de los
pozos, además el impacto también se reflejará, en la industria hotelera, restaurantera y en
las localidades aledañas a las estaciones se vera un mejoramiento en las carreteras de
acceso. Para los recién egresados de la carrera de Ingeniería, será una importante fuente de
trabajo ya que el Proyecto del Paleocanal de Chicontepec se espera que la explotación de
ella dure poco màs de 50 años por lo que se vuelve una alternativa de empleo para los
ingenieros recién egresados.
MARCO TEORICO
1.0 COMPRESORES
Por compresor se entiende como un instrumento mecánico que reduce el volumen
ocupado por un gas (aire) a través de cierta presión ejercida sobre él.
Esta presión se obtiene mediante un trabajo mecánico que reciben los elementos que
componen el compresor, para así dar cumplimiento a su funcionamiento.
1.1 TIPOS EXISTENTES DE COMPRESORES
Los compresores pueden clasificarse como dinámicos o de desplazamiento positivo.
Entre los dinámicos se incluyen a los centrífugos de flujo radial y axial, en menor grado, a
los de emisión parcial para bajo flujo. Los tipos de compresores de desplazamiento positivo
son de dos categorías básicas: reciprocantes y rotatorios. En el trabajo se incluirán tanto a
compresores del tipo dinámico como a los de desplazamiento positivo, ya que en la
estación de compresión Tajìn I actualmente operan compresores reciprocantes por lo que
aun con el incremento en la producción no se hará necesario un cambio en el equipo a
utilizar para el manejo de gas a proceso ya que la potencia instalada actualmente no es
rebasada por lo que la carga de trabajo de cada una de ellas únicamente se balancearan , en
cambio, en la estación de compresión Tajìn II nuestra propuesta será utilizar compresores
centrífugos que más adelante se detallaran las condiciones de trabajo de ellos.
1.1.1 HAY DOS MÉTODOS MECÁNICOS BÁSICOS PARA AUMENTAR LA
PRESIÓN DE UN GAS:
a) Reducir su volumen y b) aumentar su velocidad, de modo que la energía de velocidad se
pueda convertir en presión.
1.1.1.A LOS COMPRESORES DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO QUE
AUMENTAN LA PRESIÓN MEDIANTE LA REDUCCIÓN DEL VOLUMEN SON:
a) COMPRESORES RECIPROCANTES.- Que tienen un pistón que se mueve dentro de
un cilindro.
b) COMPRESORES DE ESPIRAL ROTATORIA.- En los cuales se comprime el gas
entre dos hélices rotatorias acopladas y la carcasa del compresor.
c) COMPRESORES DE LOBULOS ROTATORIOS.- En los que el gas se empuja por
lóbulos acoplados.
d) COMPRESORES DE ASPAS DESLIZABLES.- En los cuales un cuerpo o rotor
excéntrico (en el cual se deslizan las aspas selladoras) gira dentro de una carcasa.
e) TIPO DE PISTON LÍQUIDO.- En el cual una caja, llena en forma parcial con líquido,
hace las veces de las aspas deslizables.
f) COMPRESORES DE DIAFRAGMA.- Con un diafragma flexible que funciona a
pulsaciones en una cubierta cóncava.
1.1.1.B LOS DOS TIPOS DE COMPRESORES QUE CONVIERTEN LA
VELOCIDAD EN PRESION SON:
a) COMPRESORES DE FLUJO RADIAL.- Llamados generalmente centrífugos
b) COMPRESORES DE FLUJO AXIAL.- Llamados sencillamente “axiales”
En los compresores centrífugos el gas entra en el ojo del impulsor, y la fuerza de
rotación lo mueve hacia el borde de cada rueda o etapa. Los difusores convierten la carga
de velocidad en presión y se utilizan conductos de retorno para llevar el gas a la descarga
del compresor a la siguiente etapa impulsora.
En los compresores axiales el flujo ocurre por una serie de aspas rotatorias y
estacionarias alternadas y en dirección básicamente paralela al árbol del compresor.
Cada pasada por las aspas rotatorias aumenta la velocidad del fluido, y su paso por
las aspas difusoras estacionarias convierte la carga de velocidad en carga de presión.
En los capítulos subsiguientes se detallaran el funcionamiento de cada uno de ellos
de acuerdo a los requerimientos que en cada estación de compresión se tenga.
1.2 CARACTERÍSTICAS A TOMAR EN CUENTA PARA LA SELECCIÒN DE
LOS COMPRESORES
Entre las características que se deben tomar en cuenta para una buena selección del
equipo de compresión tenemos a los siguientes: a)relación de compresión, b)número de
pasos, c) análisis del gas, d) razón de los calores específicos, e) factor de compresibilidad y
f) peso molecular.
1.2.1 Relación de compresión
En general, el funcionamiento de un compresor es usualmente evaluado por su
razón de compresión, que viene dada por la relación:
Rc = Pd / Ps
En donde:
Ps = Presión de succión
Pd = Presión de descarga
1.2.2 Número de pasos
El número de etapas o pasos va a estar determinada por la relación de compresión
de acuerdo a los siguientes datos proporcionados por los fabricantes de equipos de
compresión.
Si Rc > 5 se debe usar una sola etapa
Si Rc > 30 se deben usar dos etapas
Si Rc > 100 se deben usar tres etapas
1.2.3 Análisis del gas
Se debe conocer las condiciones del gas para llevar a cabo una buena selección del
equipo de compresión, ya que el gas puede contener pequeñas cantidades de azufre, cloro o
algún otro elemento que puede influir en la elección con que se fabricaran las partes más
sensibles de la máquina tales como: impulsores, carcazas, sellos, vástagos, anillos y
émbolos.
1.2.4 Razón de los calores específicos k = Cp / Cv
Entre menor sea esté, menor va a ser el aumento de la temperatura entre pasos y por
consecuencia será menor la disminución de la densidad. Para un cálculo más exacto k debe
estar a la temperatura promedio durante el ciclo de compresión.
1.2.5 Factor de compresibilidad
Este factor nos indica la desviación que se tiene con respecto a un gas ideal, se da o
calcula en las condiciones de succión y descarga. La compresibilidad afecta tanto a los
compresores centrífugos como a los de movimiento alternativo, esto, debido a que el
volumen de un gas comprimido es igual al calculado de acuerdo con la ley de los gases
perfectos multiplicado por un coeficiente (Z) llamado factor de compresibilidad, por lo que
en los compresores centrífugos se afecta la proporción de cada paso y en los de movimiento
alternativo el desplazamiento del émbolo.
1.2.6 Peso molecular
Es de suma importancia esta característica, ya que en caso de ser muy ligero se
necesitaran más pasos para elevarlo a una presión determinada y eso conlleva a hacer una
selección de equipo adecuada para tal situación.
1.3 SEPARADORES
Las formas de separación que se utilizan más comúnmente en la industria petrolera
para mezclas de gas-líquido, son:
1.3.1 SEPARACIÒN POR GRAVEDAD.
Este es uno de los procedimientos de separación más usados, debido a la sencillez y
el bajo costo del equipo necesario.
Consiste básicamente en reducir la velocidad de flujo de la mezcla, de una que es
turbulenta, que permite el arrastre o sedimentación de las partículas suspendidas.
Si la mezcla es conducida a través de una tubería, cualquier tanque acumulador de
ensanchamiento de la misma puede trabajar como separador por gravedad. Si la velocidad
de flujo es lo suficientemente baja, puede ocasionar sedimentación en la misma tubería. Por
esta razón en los gasoductos de longitud considerable se acostumbra colocar a intervalos,
las llamadas piernas de condensado, en las cuales se acumulan los líquidos dejando libre la
tubería para el mejor flujo de gas.
1.3.2 SEPARACIÒN POR FUERZA CENTRÌFUGA.
Este tipo de separación, se basa en el principio de que toda partícula en movimiento,
ofrece resistencia a un cambio de su trayectoria de viaje y tiende a seguir desplazándose en
línea recta.
Mientras más densa sea la partícula, mayor será la intensidad de su resistencia a
cambiar de dirección (fuerza centrífuga): así que las gotas de líquido suspendidas en el gas
por ser mas densas, tratarán de continuar su trayectoria recta, chocando contra la pared
dentro del cuál se efectúa la separación, desprendiéndose del gas que es menos denso.
Este sistema se usa para la separación de las gotas líquidas de mayor tamaño,
usándose la separación por choque para las gotas más finas.
1.3.3 SEPARACIÒN POR CHOQUE.
El método de choque es el más usado para la separación de las partículas más
pequeñas; el líquido. Por esta razón, se le llama también EXTRACTOR DE NEBLINA.
Este sistema utiliza el choque de partículas que arrastra el gas, contra un obstáculo,
tal como una capa de mallas de alambre tejido, en vez de contra las paredes de un
recipiente.
Cuando el gas se aproxima a un obstáculo (alambre) tiende a pasar alrededor de él,
como el caso de la separación por fuerza centrífuga, las gotas por ser más pesadas, tienden
a seguir en línea recta y las que se encuentran en la línea del obstáculo, chocan con él y se
colectan hasta formar una gota del tamaño suficiente para caer al depósito de líquidos.
Existen otros sistemas de separación los cuales no han alcanzado aún su máxima
aplicación por ser más complicados y ellos son:
a) Separación por precipitación eléctrica.
b) Separación por difusión.
c) Separación técnica.
d) Separación sònica.
1.3.4 QUÉ ES UN SEPARADOR Y SUS CARACTERÍSTICAS PRINCIPALES.
Puede definirse un separador, como un recipiente metálico colocado en la corriente
de un fluido que tiene por finalidad retirar de esa corriente alguno o varios de los
componentes de la mezcla.
Un separador convencional debe tener las siguientes características constructivas:
a) Disminuir la velocidad de flujo de la mezcla para permitir la separación de los
diversos componentes de la misma.
b) Estar equipado con una salida superior para gas o vapores. Una salida suficiente
para líquidos y un orificio de limpieza en el fondo para la extracción de sólidos.
c) Tener además un control de nivel que opera la válvula de salida de líquidos, una
válvula de seguridad en la parte superior, así como un manómetro indicador de
presión y un cristal para inspección visual del nivel de líquido.
Para que un separador líquido tenga una operación eficaz, debe tener las
características detalladas a continuación:
SECCIÒN DE SEPARACIÒN PRIMARIA.- En el cuál por medio de la fuerza
centrífuga se desprenden las partículas más grandes del líquido.
SECCIÒN DE SEPARACIÒN SECUNDARIA.- En donde se desprenden las gotas más
pequeñas sin tener que emplear un diseño complicado. Se basa en el principio de
separación por gravedad después de la reducción de la velocidad en la etapa primaria.
SECCIÒN DE EXTRACCIÒN DE NEBLINA.- Se utiliza para remover al máximo las
gotas que aún quedan en la corriente de gas, después de pasar por las secciones primarias y
secundarias de separación por choque.
SECCIÒN DE ACUMULACIÒN DE LÌQUIDOS.- Para recibir los líquidos acumulados
y disponer de ellos, debe estar dispuesto de tal manera que el líquido separado tenga el
mínimo de turbulencia causada por la corriente de gas.
En el apéndice (fig. 4), se mostrará un esquema de un separador vertical en donde se
indican sus secciones de separación.
1.3.4.1 TIPOS DE SEPARADORES MÀS USADOS EN CASAS DE
COMPRESORAS.
1.3.4.2 SEPARADORES VERTICALES.
Este tipo de separadores fue él primero en utilizarse y es aún más popular debido a
sus características constructivas, que lo hacen muy eficaz en su construcción.
Es el separador que se utiliza en la gran mayoría de las estaciones de compresoras,
pues su forma vertical, facilita su montaje en este tipo de instalaciones, donde el espacio
disponible es limitado.
Debido precisamente a su forma vertical, tienen ventajas definitivas cuando la
corriente de gas arrastra considerables cantidades de lodo y condensado pues tienen gran
capacidad para almacenar líquidos y su drenaje colocado en la parte inferior, permite que la
operación de limpieza sea muy simple.
Lo anterior determina su utilidad en las estaciones de compresoras, pues siempre
existe la posibilidad de que pasen por el gas grandes oleadas de condensados que hay que
eliminar, pues de llegar a las compresoras ocasionarían considerables daños.
1.3.4.3 LA OPERACIÒN DE LOS SEPARADORES VERTICALES ES COMO
SIGUE:
- Al entrar la corriente de gas al separador, encuentra un deflector que la divide en
dos y lanza por la circunferencia del cuerpo del separador. El cambio brusco de dirección y
la fuerza centrífuga resultante del flujo circular, separan al líquido, que resbala por las
paredes del cuerpo.
- El gas fluye verticalmente hacía arriba, con poca turbulencia y baja velocidad,
pudiendo así, caer a contracorriente, las gotas de líquido que no se separan inicialmente.
- El gas llega hasta el extractor de neblina que está colocado en la parte superior del
separador, en donde se ponen en contacto las pequeñas gotas que aún quedan en el gas, con
una superficie metálica, en la cuál por medio del cambio de dirección de la corriente, estas
gotas se usan entre si, hasta que adquieren peso suficiente para caer a la zona de líquidos.
- Cuando se acumula suficiente líquido en la parte inferior del separador, éste hace
que se mueva el flotador del control de nivel y opere la válvula que permite la salida del
líquido del separador.
- El gas seco sale del separador por la parte superior.
En la fig. 5 del apéndice se muestra al separador tipo vertical con todas sus partes.
1.3.4.4 OPERACIÒN DE SEPARADORES EN INSTALACIONES DE
COMPRESIÒN DE GAS.
La corriente de gas que se recibe en las estaciones de compresión, llega
primeramente a un separador de gran tamaño, llamado separador general de entrada, el
cuál debe tener capacidad suficiente para manejar todo el volumen de gas procesado por la
estación.
En este separador, deja el gas todo el condensado que arrastraba, ya sea desde la
estación de separadores de los pozos o que se haya formado en el trayecto de los
separadores a la entrada de la estación de compresoras por cambio de temperatura o por
gravedad.
1.3.4.5 EL SEPARADOR ESTA EQUIPADO CON EL SIGUIENTE EQUIPO
AUXILIAR:
1) Válvula de seguridad.
2) Control automático de nivel.
3) Alarma o protección por alto nivel de condensado.
4) Indicador de nivel.
5) Purga manual. Manómetro.
El gas, al salir del separador general de entrada, pasa al cabezal de succión de dónde
lo tomará cada una de las máquinas para su proceso. Antes de que el gas sea introducido a
los cilindros compresores, pues, los líquidos no pueden ser comprimidos por la máquina y
ocasionaría daños de consideración al compresor. Con este fin se instala un separador de
menor tamaño que el general pero con capacidad suficiente para manejar todo el volumen
de gas procesado por esa máquina en particular y se le denomina “separador de succión de
la 1ra. etapa”.
Al comprimirse el gas en la lra. etapa, aumenta su temperatura, la cual es necesario
disminuir antes de hacerlo a la 2da. etapa, pues una alta temperatura de succión aunada al
aumento que sufrirá en la compresión siguiente dañaría las válvulas y demás componentes
mecánicos del compresor.
Para evitarlo, se introduce el gas a un Inter.-enfriador que disminuye su temperatura
por medio de aire o agua.
A la salida del enfriador y antes de entrar a la 2da. etapa de compresión, se hace
pasar el gas por otro separador; similar al de succión de la lra. etapa, pues con el enfriador
se condensa una pequeña porción que es necesario remover. Este separador recibe el
nombre de “Separador de succión 2da. etapa”. En la descarga de la 2da. etapa, el gas entra
de nuevo al enfriador de ahí va directamente al gasoducto. En algunos diseños, se elimina
este segundo enfriamiento y el gas va directamente a la línea sin enfriarse. En los casos de 3
etapas de compresión se repite el ciclo indicado para la 2da. etapa.
1.3.4.6 TIPOS DE SEPARACIÒN.
Existen dos tipos de separación:
1.3.4.6A SEPARACIÒN EN UNA SOLA ETAPA.
En este tipo de separación se cumple la condición en la cuál el aceite y el gas
alcanza el equilibrio en el separador.
La condición de equilibrio a la presión y temperatura en el recipiente, es aquella en
la cual no hay mayor liberación de gas ni mayor consideración de aceite.
Siendo esta una función del tiempo de residencia del aceite en su interior, de la
relativa viscosidad del crudo, el área superficial entre las bases líquidas y vapor, la
acumulación del líquido en el recipiente y las impurezas en el aceite como sólidos y otros
fluidos.
1.3.4.6B SEPARACIÒN EN ETAPAS MÙLTIPLES.
La separación en etapas múltiples, se aplican en la producción de aceite. Es un
proceso en el cual la mezcla de aceite y gas de los pozos productores, son separadores en
fase líquida y gaseosa por dos o más liberaciones en equilibrio a presiones cada vez más
menores.
Estas fases se encuentran en estado de equilibrio respecto a la presión y temperatura
a que están sometidas y su separación está tan completa como las fuerzas físicas de ese
estado de equilibrio.
El rango de separación, para el cuál se usan los separadores va desde la eliminación
del aceite de la corriente de gas hasta la deshidratación de gas.
1.4 CABEZALES
Para la estación de compresión Tajìn I debido a que es una estación en
funcionamiento y la cantidad de baterías instaladas no aumentará sino simplemente la
cantidad de producción de gas, que en este caso será de 13.2 mmpcd de los cuales 6.0
mmpcd se sumaran a los 2.7 mmpcd que actualmente se están manejando a proceso y 7.2
mmpcd se trabajarán a BN, no se hace necesario el aumentar los diámetros de las tuberías
que se conectan a los cabezales generales ya que actualmente la cantidad de fluido que pasa
por ellas es mínimo y el diámetro actual es más que suficiente para la conducción de dicho
gas a incrementarse. Lo que si se debe hacer es el de aumentar la longitud de el cabezal
general para poder conectar a las tres nuevas máquinas que van a implementarse con el
incremento de la producción, y se añadirá el cabezal de descarga para BN a la que se
interconectaran estas tres nuevas máquinas.
Debido a que el proyecto contempla una nueva estación de compresión denominada
Tajìn II, se deberán calcular los cabezales generales tanto de succión, como de descarga
todo esto, para poder manejar los 60 mmpcd a producirse de los pozos.
Estos cálculos, serán presentados detalladamente en el subtema 8.0, tomándose en
cuenta todas las condiciones de operación a la que trabajarán.
2.0 CÀLCULOS PARA LA SELECCIÓN DEL EQUIPO DE COMPRESION
RECIPROCANTE.
En esta sección mencionaremos los principios, conceptos y los cálculos necesarios
para la selección de los compresores reciprocantes, para poder comprimir el gas a
producirse en la estación de compresión Tajìn I.
2.1 CICLO DE COMPRESIÒN
Ciclo de compresión, Diagrama Presión – Volumen
FIG. 6
DIAGRAMA P-V
V
P
3
1 2
4 5
6
V4 V1 V3 V2
A
D
A
D
D
A
D
A
En el diagrama Presión – Volumen ocurre lo siguiente:
Punto No. 1 = Se abre la válvula de admisión y el cilindro compresor empieza a succionar.
Punto No. 2 = Se cierra la válvula de admisión y se inicia la compresión del gas.
Punto No. 3 = Se abre la válvula de descarga y el cilindro compresor empieza a descargar
el gas.
Punto No. 4 = Se cierra la válvula de descarga y el poco gas que no alcanzo a salir, se
expande dentro del cilindro.
Este diagrama descrito anteriormente, comprime el gas de un solo lado del pistón, es
decir, que es de acción sencilla, en el tipo de máquinas a instalar en la estación de
compresión Tajín I, el cilindro compresor comprime de ambos lados del pistón, por lo que
es de doble acción.
2.1.1 DEFINICIÒN DE LOS CILINDROS COMPRESORES.
Los compresores, se dividen en máquinas de desplazamiento positivo y máquinas
rotativas.
En la estación Tajìn I, emplearemos compresores reciprocantes, debido a que
actualmente, la estación se encuentra trabajando con cuatro de ellas al manejo del gas, ya
que se va a trabajar a presiones bajas por lo que el uso de ellas se vuelve indispensable en
cuanto a los costos tanto de instalación como de mantenimiento.
Los compresores reciprocantes o de desplazamiento positivo que serna los
compresores objeto de estudio de nuestro trabajo en cuanto a la estación Tajìn I, lleva a
cabo la compresión del gas por medio de un émbolo y el movimiento reciprocante de este
en el interior de un cilindro. La compresión del gas, tiene un fin básico; el cuál es el de
suministrar el gas a una presión mayor que la que originalmente se recibe, y los propósitos
principales son: transmitir potencia, suministrar aire por combustión, transportar y distribuir
gas, circular gas a través del sistema, producir y mantener niveles de presión para remover
gases indeseables en el sistema o proceso.
Los cilindros compresores pueden comprimir de un solo lado (acción sencilla), y en
los dos lados del émbolo (acción doble). Los cuales se muestran en la figs. 7 y 7(a) del
apéndice.
Un proceso de compresión puede realizarse por cuatro métodos; y estos son:
1.- Atrapar cantidades de gas en un sistema termodinámico cerrado, reducir su volumen con
lo que se aumenta la presión y empujando el gas comprimido fuera del sistema (compresor
de desplazamiento positivo).
2.- Atrapar cantidades consecutivas de gas en un sistema termodinámico abierto, llevar éste
sin cambio de volumen a la descarga, entonces, saca el gas fuera del sistema el cual ha sido
comprimido por el contra flujo.
3.- Comprimir el gas por la acción mecánica del giro de un impulsor provisto con àlabes,
los cuales le transmiten energía cinética al gas, y la velocidad será posteriormente
convertida en energía de presión por difusores estacionarios o por àlabes fijos.
4.- Introducir a la corriente de gas otra corriente a alta velocidad del mismo gas o cualquier
otro (usualmente, pero no necesariamente vapor) y convertir la velocidad de la mezcla en
presión dentro de un difusor.
2.1.2 CICLO DE COMPRESIÒN DE SIMPLE EFECTO.
En la fig. 8 muestra al pistón en el punto muerto inferior, en el final de la carrera
del cilindro se encuentra lleno totalmente de gas a la presión de succión P1, para lo cual la
válvula de succión se abrió hasta casi al final de la carrera y en el final de la carrera se
cierra totalmente y la válvula de descarga permaneció cerrada en todo ese tiempo.
FIG. 8
CILINDRO LLENO DE GAS
A
D
CARRERA
VOLUMEN
PRES I ÓN
ESPAC I O MUERTO
CILINDRO LLENO DE GAS
VS
P1
P2
En la fig. 8a el pistón comienza su carrera de retroceso y las válvulas permanecen cerradas.
FIG. 8a
En la fig. 8b el pistón recorre hasta la mitad de la carrera en donde la válvula de descarga se
abre accionada por el aumento de presión, ya que por lo regular las válvulas de los
compresores se operan por los cambios de presión, que suceden en el proceso de
compresión.
FIG. 8b
CARRERA
VOLUMEN
1
2 3
P1
P2
D
A
PVn = CTE
VS
ESPAC I O MUERTO
PRES I ÓN
1
2
VS CARRERA
VOLUMEN
A
D
PVn = CTE
P1
P2
COMPRESIÓN
La carrera de desplazamiento hacia el punto muerto es iniciada en la fig. 8a
mostrando que las válvulas permanecen cerradas.
En la fig. 8c la válvula de succión se abre para permitir la entrada del gas
completándose así una revolución de la flecha.
FIG. 8c
CARRERA
VOLUMEN
D
A
DESCARGA
1
2 3
ESPAC I O MUERTO
PRES I ÓN
VS
P1
P2
PVn = CTE
CARRERA
VOLUMEN
1
2 3
4
PVn = CTE
D
A
PRES I ÓN
ESPAC I O MUERTO
VS
P2
P1
2.1.3 COMPRESIÒN POR ETAPAS.
A medida que la producción de gas aumente, se hace conveniente realizar la
compresión por etapas, es decir, realizarla en 2 o màs pasos.
La necesidad de realizar una compresión por etapas, puede obedecer a distintas
causas, sin embargo, las màs comunes son las siguientes.
a) Limitaciones de temperatura.
b) Ahorro de energía.
c) Limitaciones de presión.
d) Otras.
La compresión por etapas se acompaña con enfriamiento Inter-etapas o intermedio.
Así, se procura aproximar el proceso real de compresión al isotérmico, el cual consume una
menor cantidad de energía.
Realizando la compresión por etapas con inter-enfriamiento intermedio, se consigue
también otros beneficios como son: aumentar la eficiencia volumétrica y la eficiencia de
compresión. Teniendo un enfriamiento ideal, el mínimo de consumo de potencia se obtiene
cuando la relación de compresión es la misma para todas las etapas.
2.2 CURVA DE RENDIMIENTO DEL COMPRESOR RECIPROCANTE.
En la Fig. 9 se presenta una curva típica de rendimiento para la cual se supone que
la presión y temperatura de succión y la presión de descarga son constantes. La capacidad
se cambia por la velocidad o con el descargador de la válvula de succión. Además, sólo hay
una pequeña variación en el flujo en una amplia gama de presiones.
FIG. 9
CURVA DE RENDIMIETO
CAPACIDAD, % DEL PUNTO NOMINAL
50 100 0
100
0
BHP, %
PRESIÓN,
% NOMINAL
100 Punto nominal
Caballaje al freno (BHP)
2.3 CÁLCULO DEL NÚMERO DE PASOS
El desplazamiento de un compresor reciprocante, es el volumen real desplazado por
el pistón, al recorrer la longitud de la carrera.
En los compresores de dos etapas, el desplazamiento esta determinada por el cálculo
de la primera etapa (baja presión), ya que esta representa el de toda la unidad.
En el caso del cilindro de doble efecto, el desplazamiento debe incluir el volumen
desplazado por el extremo del pistón unido al vástago. Por supuesto que este volumen será
menor debido al espacio ocupado por dicho elemento.
El volumen desplazado se calcula por la siguiente relación:
VD = (A)(L)(N)
En donde:
d = diámetro del cilindro en m.
L = longitud del cilindro (carrera)
VD= volumen desplazado
N = revoluciones por minuto (rpm)
A = área transversal del cilindro (m2)
Para un cilindro de doble efecto tenemos:
VD = (2A - AV)
En donde:
AV = área de la sección transversal del vástago en m2
dV = diámetro del vástago en m.
2.3.1 COEFICIENTE DE ESPACIO MUERTO
El coeficiente de espacio muerto (claro) de un cilindro, (ver fig. 10 del apéndice) es
el volumen que no es desplazado por el recorrido del émbolo o pistòn. En un compresor de
pistòn, debe de existir un volumen muerto al final de la carrera de compresión del pistòn
(Zs), mostrado en la fig. 10a del apéndice.
En este compresor, no puede entrar gas al cilindro hasta tanto el gas encerrado en el
volumen muerto se expanda y el valor de la presiòn en el cilindro sea menor que la presiòn
de succión; distancias So + Zs de la fig. 10b. En esta figura la expansión del volumen
muerto esta representada por la distancia So.
La etapa de succiòn o de admisión esta representada por la distancia (Si). Sin
embargo, (Si), no es el volumen del gas entregado al sistema después de la compresión, ya
que existen fugas en las válvulas y en los anillos de los pistones; ademàs de las ligeras
resistencias en las válvulas, canales de recirculación, filtros, etc.
El coeficiente de espacio muerto (%C) se puede calcular de la siguiente forma y
tomando en consideración al diagrama de compresión de simple efecto.
% C = Volumen del claro
Desplazamiento del cilindro
% C = V4
V2 – V4
El volumen de admisión o aspirado por cilindro es:
VA = V2 – V1
2.3.2 EFICIENCIA VOLUMETRICA
La eficiencia volumétrica de un compresor se define como, la razón entre la
capacidad y el desplazamiento del mismo.
La eficiencia volumétrica es la relación del volumen admitido sobre el
desplazamiento del pistón en el cilindro.
La eficiencia volumétrica depende principalmente del tamaño del volumen muerto.
La eficiencia, también esta influenciada por la relación de compresión, como se ve en la fig.
11 y 11a.
PRESIÓN
ESPACIO MUERTO
VOLUMEN ASPIRADO
DESPLAZAMIENTO
1 2
3 4
VOLUMEN
FIG. 11
Fig. 11a
EFICIENCIA VOLUMÉTRICA
EV = V2 - V1
DP
Como la relación de compresión es igual a la presión de descarga dividida entre la
presión de succión.
Rc = Pd
Ps
El volumen V4 es el claro del compresor que es llamado espacio muerto, que es el
volumen que no es desplazado por el recorrido del émbolo o pistón. En un compresor de
pistón, debe existir un volumen muerto al final de la carrera de compresión del pistón (Zs).
El porcentaje del claro es la relación del volumen del claro sobre el desplazamiento del
cilindro.
Ev = V2 - V1
V2 - V4
RELACIÓN DE PRESIÓN
RELACIÓN DE PRESIÓN
P = %
100
80
60
40
20
114 100 80 60 40 20 0
Ev Ev
% C =
V4
V2 - V4
Durante las fases de compresión (2 – 3) y de expansión (4 – l), se obedece la fórmula:
PVK = C
Mientras que en las fases de succión (l – 2) y de descarga (3 – 4) la presión es constante.
P = C
Por lo que la ecuación de la eficiencia volumétrica se deriva como sigue:
EV = V2 - V1
DP
En donde: Dp = Desplazamiento del pistón
Dp = V2 - V4
Por lo que despejando V2 tenemos:
V2 = Dp + V4
Despejando V4 de la relación del porcentaje del claro y sustituyendo V2 en ella tenemos:
V4 = C (V2 - V4)
V4 = C (Dp)
V2 = Dp + C (Dp)
La ecuación para las curvas de compresión y expansión en el diagrama ideal PV es la
siguiente:
PVK
= C
Ev =
V2 - V1
V2 - V4
P4 V4K = P1 V1
K
P4 =
[ V1 ]K
P1 [ V4 ]K
V1 = [ P4 ]
1/ K
x V4 [ P1 ]
1/ K
Si tenemos que:
P4 = Rc
P1
Y como V4 = C (Dp)
V1 = Rc1/ k
(C.Dp)
Por lo tanto:
Ev = V2 - V1
= Dp + C Dp - ( Rc
1/ k x C Dp)
Dp Dp
Ev = 1 + C - C Rc1/ k
Ev = 1 - C ( Rc1/k
- 1)
La ecuación anterior está basada en el diagrama ideal PV en el que no intervienen
factores que tienen efecto sobre la eficiencia volumétrica. Ya que por ejemplo; la relación
de presiones dentro del cilindro es ligeramente mayor que la relación entre la presión de
descarga y la presión de succión fuera de él. Así mismo el calor remanente que existe
dentro del cilindro, tiende a calentar el gas de entrada. La línea de compresión tiene una
caída de presión ligeramente mayor que la línea de expansión por esa razón se adiciona un
factor Rc (relación de compresión) a la ecuación anterior, para tomar en cuenta dichos
efectos.
La ecuación de la eficiencia volumétrica debe presentarse en términos de porcentaje
por lo que se multiplicara por 100; entonces tenemos:
% Ev = 100 - Rc - %C ( Rc1/ k
- 1 )
Este factor nos es de mucha importancia ya que la eficiencia volumétrica depende
de la capacidad que maneja un compresor reciprocante.
2.4 DETERMINACIÓN DE LAS CONDICIONES DEL GAS
De acuerdo al análisis cromatogràfico proporcionado por el Laboratorio de
Yacimientos de PEMEX, los componentes y características del gas son las que se indican
en la TABLA IV del apéndice.
Una vez que es conocido el valor de Mcp (calor específico molar) de la mezcla que
se va a manejar, procedemos a calcular el valor de k para este gas, a partir de la siguiente
ecuación:
k = Mcp
Mcp – 1.99
Sustituyendo el valor de Mcp, tenemos:
k = 9.696
9.696 – 1.99
k = 1.26
2.5 CÁLCULO DE LA POTENCIA MOTRÍZ
2.5.1 CÁLCULO DE LA POTENCIA NECESARIA DE LAS MOTOCOPRESORAS
A PROCESO MANEJANDO 8.7 MMPCSD.
Ps = 3 kg/cm2
= 42.6 lb/plg2
= 57.3 psia
Pd = 24 kg/cm2
= 341 lb/plg2 =355.7 psia.
Rc = 355.7 psia
57.3 psia
Rc = 6.2
Para la relaciòn de compresión intermedia tenemos
Rci = (6.53)1/2
= 2.5
De acuerdo datos proporcionados por los fabricantes de equipos de compresión para
relaciones de compresión tenemos que para una relaciòn de 6.2 corresponde el uso de dos
etapas, y para la relaciòn de compresión por etapas serà de Rci = 2.5.
Ya que tenemos ambos datos conocidos tanto de k como de Rc procederemos a
calcular la potencia necesaria a usar por el motocompresor reciprocando o de
desplazamiento positivo. Para ello los fabricantes de motocompresores han desarrollado
curvas BHP / MMPCD o caballos requeridos por cada millón de pies cúbicos diarios del
gas comprimido, fig. 12 del apéndice.
Con un valor de k = 1.26 y Rci = 2.5 se procede a hacer uso de la gràfica de
potencia y tenemos que:
BHP = 56
MMPCD
Una vez que se obtiene la cantidad de caballos requeridos por cada millòn de pies
cùbicos diarios (BHP/MMPCD), ademàs de conocer la capacidad manejada de gas tanto
para proceso como para bombeo neumàtico y con la ecuación siguiente se harà el càlculo
de la potencia de la siguiente manera.
Potencia = BHP
x Capacidad
MMPCD 106
Potencia = 56 x 8.7 x 10
6
106
Potencia = 495.9 BHP a condiciones estándar.
Estos 8.7 mmpcsd se manejarán en dos etapas de compresión, y por ello es
necesario conocer la potencia consumida por la compresión de gas, pero para condiciones
de operación. Para ello haremos una corrección del volumen de gas manejado en esta
estación (Tajìn I). Para lograr esto haremos uso de las condiciones de operación a
condiciones estándar de 14.4 lb/pulg2 y una temperatura de 520 ºR y la de 14.7 lb/pulg
2 de
la atmósfera y 555 ºR de la temperatura de succión del primer paso, tendremos entonces:
8.7 x 14.7
x 555
= 9.48 mmpcd ( para la primera etapa) 14.4 520
8.7 x 14.7
x 564
= 9.63 mmpcd (para la segunda etapa) 14.4 520
Por lo tanto, la potencia necesaria por cada etapa será:
1ra. etapa 56 x 9.48 = 531
2da. etapa 56 x 9.63 = 539
subtotal = 1070 BHP
Por lo que para ambas etapas tenemos una potencia de 1,070 BHP, más la potencia
que será necesaria para mover al equipo auxiliar tales como; la bomba de agua, aceite,
sistema de enfriamiento, etc., que es de aproximadamente de 17 BHP por lo que se tiene un
total de 1087 BHP.
Por experiencia en la operación del equipo la perdida de presiòn en el radiador y tuberías es
de aproximadamente 3 lb/plg abs. Por lo que.
P1 = 57.3 Psia
P2 = P1 x Rc = 57.3 x 2.5 = 143.25 +1.5 = 144.75 Psia
P3 = P2 – 3 lb/plg2 abs. = 141.75 Psia
P4 = 355.7 Psia.
Por lo que la relaciòn de compresión por etapas serà:
Rc 1-2 = P2
= 144.75
= 2.5 P1 57.3
Rc 3-4 = P4
= 355.7
= 2.5 P3 141.75
Consecuentemente, las temperaturas absolutas en cada caso serán de:
T2 = T1 (Rc) k-1/k
T2 = 555 (2.5) (1.26-1)/1.26
T2 = 670 ºR = 210 º F
La temperatura de entrada del gas a la segunda etapa es de 40 ºC = 104 ºF = 564 ºR
T4 = T3 (Rc) (k-l)/k
T4 = 564 (2.5) (1.26-1)/1.26
T4 = 681 ºR = 221 ºF
La capacidad a las condiciones de succiòn será de:
cap = 8.7 x 106 x
14.7 x
555 = 2.382 x 10
6 PCD (ft
3/dìa)
57.3 520
PCM a la succiòn = 2.382 x10
6
= 1654.3 ft3/min
1440
La capacidad a la entrada a la segunda etapa serà:
cap = 8.7 x 106 =
14.7 x
564 = 0.978564 x10
6 PCD (ft
3/dìa)
141.75 520
PCM seg. etapa = 0.978564 x10
6
= 679.6 ft3/min
1440
Con la potencia calculada para manejar el gas a proceso se comprobó que no se hace
necesaria la instalación de nuevas unidades motocompresoras ya que la potencia total de las
máquinas ya instaladas satisface la demanda y aún quedando una de relevo para casos de
emergencia, por lo que únicamente se procede a calcular las unidades a instalar para
manejar el gas a bombeo neumático.
2.5.2 CÁLCULO DE LA POTENCIA NECESARIA DE LAS
MOTOCOMPRESORAS A B.N. MANEJANDO 7.2 MMPCSD.
Presiòn de succiòn primer paso P1 = 3 kg/cm2 = 43 lb/plg
2 = 57.7 psia.
Presiòn de descarga segundo paso P4 = 42 kg/cm2 = 596 lb/plg
2 = 610.7 psia.
Temperatura de succiòn primer paso = 95 ºF = 555 ºR
Temperatura de succiòn segundo paso = 104 ºF = 564 ºR
Volumen a manejar a bombeo neumàtico 7.2 mmpcsd.
CALCULO DE LA RELACIÒN DE COMPRESIÒN Y DEL VALOR DE K.
De acuerdo a la relaciòn siguiente procederemos a calcular la relación de
compresión:
Rc = Pd
Ps
Sustituyendo tenemos:
Rc = 610.7 psia
= 10.58 57.7 psia
Para la relaciòn de compresión intermedia tendremos:
Rci = (10.58) ½ = 3.25
De acuerdo a las estadísticas proporcionadas por los fabricantes de equipos de
compresión para relaciones de compresión nuestra relaciòn de 10.58 corresponde usar dos
etapas de compresión y por cada etapa tendremos una Rci = 3.25
En cálculos ya establecidos previamente para calcular K nos da como resultado un valor de
k = 1.26
Una vez que se determina el valor de la constante “k” y la relaciòn de compresión
Rc podemos preceder a calcular la potencia a demandar por el compresor reciprocante o de
desplazamiento positivo, para ello recurrimos nuevamente a las curvas BHP/MMPCD ò
caballos requeridos por cada millón de pies cúbicos diarios de gas comprimido, esta gráfica
se muestra en la fig. 13 del apéndice.
Con el valor de k = 1.26 y de Rc = 3.25 hacemos uso de la gráfica de potencia y nos
da como resultado:
BHP =72
MMPCD
Una vez obtenida esta cantidad y además como conocemos la capacidad a manejar
de gas que será del orden de 7.2 mmpcsd con la siguiente ecuación haremos el cálculo de la
potencia, de la siguiente manera:
Potencia = BHP
X CAPACIDAD
MMPCD 106
Potencia = 72 x 7.2 = 518.4 BHP a condiciones estándar.
Debido a que se manejaran dos etapas de compresión debemos conocer la potencia
consumida por la compresión de gas, pero para condiciones de operación. Para ello
haremos una corrección del volumen de gas manejado. Para esto, hacemos uso de las
condiciones de operación de 14.4 lb/plg 2 y una temperatura de 520 º R (que son la presión
y temperatura del lugar) y la de 14.7 lb/plg2 de la atmósfera y 555 ºR de la temperatura de
succiòn del primer paso, tendremos:
7.2 x 14.7
x 555
= 7.84 mmpcd ( para la primera etapa) 14.4 520
Para el segundo paso con una temperatura de succiòn de 564 ºR tendremos:
7.2 x 14.7
x 564
= 7.97 mmpcd (para la segunda etapa) 14.4 520
Por lo tanto, la potencia necesaria para cada etapa serà de:
1ra. etapa 72 x 7.84 = 564.48
2da. etapa 72 x 7.97 = 573.84
subtotal = 1138.32 BHP
Por lo que para ambas etapas tenemos una potencia de 1138.32 BHP, ademàs le
añadiremos la potencia necesaria para mover al equipo auxiliar que es de aproximadamente
17 BHP por lo que tendremos un total de:
1138.22 + 17 = 1155.32 BHP
Por experiencia en la operación del equipo de compresión, la pérdida de presiòn en
el radiador y tuberías es aproximadamente de 3 lb/plg por lo que:
P1 = 57.3 Psia
P2 = P1 x Rc = 57.3 x 3.25 = 186.225 +1.5 = 187.225 Psia
P3 = P2 – 3 lb/plg2 abs. = 184.725 Psia
P4 = 610.7 Psia.
Por lo que la relaciòn de compresión por etapas serà:
Rc 1-2 = P2
= 187.225
= 3.28 P1 57.3
Rc 3-4 = P4
= 610.7
= 3.3 P3 184.725
Consecuentemente, las temperaturas absolutas en cada caso serán de:
T2 = T1 (Rc) k-1/k
T2 = 555 (3.28) (1.26-1)/1.26
T2 = 709 ºR = 249 º F
La temperatura de entrada del gas a la segunda etapa es de 40 ºC = 104 ºF = 564 ºR
T4 = T3 (Rc) (k-l)/k
T4 = 564 (3.3) (1.26-1)/1.26
T4 = 721 ºR = 261 ºF
La capacidad a las condiciones de succiòn será de:
cap = 7.2 x 106 x
14.7 x
555 = 1.97 x 10
6 PCD (ft
3/dìa)
57.3 520
PCM a la succiòn = 1.97 x10
6
= 1369.1 ft3/min
1440
La capacidad a la entrada a la segunda etapa serà:
cap = 7.2 x 106 =
14.7 x
564 = 0.621 x10
6 PCD (ft
3/dìa)
184.725 520
PCM seg. etapa = 0.621 x10
6
= 431.6 ft3/min
1440
CONDICIONES DE OPERACIÓN PARA TAJÍN I
PRIMER PASO
SEGUNDO PASO
P1 = 57.7 psia.
P3= 184.225 psia.
P2 = 187.225 psia.
P4= 610.7 psia.
K = 1.26
K = 1.26
Rc = 3.25
Rc = 3.25
T1 = 555°R
T3 = 564°R
T2 = 709°R
T4 = 721°R
POTENCIA = 564.48 BHP
POTENCIA = 573.84 BHP
Con la potencia calculada para manejar el gas a bombeo neumático se hace
necesario la instalación de una nueva motocompresora que maneje 1155.32 Hp por lo que
se sugiere instalar una nueva unidad motocompresora de 1350 Hp más una de relevo para
casos de emergencia.
Las características de esta máquina se detallarán en el sub-tema 6.0 (pag. 80)
2.6 CÁLCULO DE LOS CILINDROS COMPRESORES
2.6.1 CALCULO DE LA EFICIENCIA Y CAPACIDAD DE LOS CILINDROS
COMPRESORES DE LA PRIMERA ETAPA.
La primera etapa de compresión del motocompresor Cooper-Bessemer GMVA-10,
cuenta con dos cilindros compresores de 21 x 14” a 300 RPM. Con la ayuda que nos
proporcionan las tablas número V y V-A del apéndice deducimos el desplazamiento del
pistón, así como también el porciento del claro con un tipo de compresor C5D tenemos:
Dp = 841.5 PCM
% C = 11.1
Para la relación de compresión del primer paso tenemos:
Rc = 3.28
Rc1/k
= 2.57
Por lo que con estos valores podemos calcular la eficiencia de los cilindros compresores de
la primera etapa con la siguiente ecuación:
% Ev = 100 – Rc - %C (Rc1/k
– 1)
Sustituyendo los valores encontrados tenemos:
% Ev = l00 – 3.28 -11.1 (2.57 – 1)
= 100 – 3.28 – 11.1 (1.57)
= 80%
Conociendo la eficiencia del cilindro compresor de la primera etapa, conoceremos la
capacidad de este de la siguiente manera; de acuerdo a la ecuación mostrada a
continuación:
C = Dp x Ev x Ps x 100
C = (841.5)(0.80)(57.3)(100)
C = 3.86 x 106 PCD (Pies cúbicos por dia) ft
3/día
2.6.2 CALCULO DE LA EFICIENCIA Y CAPACIDAD DE LOS CILINDROS
COMPRESORES DE LA SEGUNDA ETAPA.
La segunda etapa de compresión del motocompresor Cooper Bessemer GMVA-10,
cuenta con un cilindro compresor de 14 x 14” a 300 RPM. Con la ayuda que nos
proporcionan las tablas V y V-A del apéndice se deduce el desplazamiento del pistón, así
como también el porciento del claro con un tipo de compresor C8C.
Dp = 731 PCM
%C = 19.7
Para la relaciòn de compresión del segundo paso se tiene:
Rc = 3.3
Rc1/k
= 2.6
Con estos datos podemos calcular la eficiencia de los compresores de la segunda etapa con
la siguiente ecuación:
% Ev = 100 – Rc - %C (Rc1/k
– 1)
Sustituyendo los valores encontrados tenemos:
% Ev = 100 - 3.3 – 19.7 (2.6 – 1)
% Ev = 65.18
Conociendo la eficiencia del cilindro compresor de la segunda etapa, conoceremos la
capacidad de este de acuerdo a la ecuación siguiente:
C = Dp x Ev x Ps x 100
C = (731)(0.6518)(184.725)(100)
C = 8.8 x 106 PCD (Pies cúbicos por día) ft
3/día
EFICIENCIA VOLUMÈTRICA TOTAL
% Evt = (80 + 65.18)/2
% Evt = 72.6
2.7 EFICIENCIA DEL EQUIPO COMPRESOR
Básicamente la podemos calcular de la forma siguiente.
Ec = PG
BHP
Donde:
PG = Es la potencia ideal del gas
BHP = Es la potencia al freno (real)
Ec = Es la eficiencia del compresor.
La eficiencia del compresor en este caso es, la relación entre la potencia ideal y la potencia
real.
Para poder calcular la eficiencia del compresor, es necesario conocer la potencia del gas,
que se calculará de acuerdo a la siguiente ecuación.
PG = mG (hS – h B)
Pero como:
WG = hS - hB
Sustituyendo tendremos
PG = mGWG
Donde:
mG = Es la masa del gas
WG = Es el trabajo del gas
El trabajo del gas se definirá con la siguiente ecuación:
WG = Cp (T2 – T1) + Cp (T4 – T3)
Donde:
CP = Es el calor especìfico a presiòn constante
T1 = Es la temperatura de succiòn en la primera etapa (555 ºR)
T2 = Es la temperatura de descarga en la primera etapa (709 º R)
T3 = Es la temperatura de succiòn en la segunda etapa (564 ºR)
T4 = Es la temperatura de descarga en la segunda etapa (721 ºR)
El calor específico se define por la ecuación siguiente:
CP = Mcp
MG
Donde:
Mcp = Es el calor especìfico molar con un valor de 9.696 BTU / Lb-Mol ºR tomado
del estudio cromatogràfico del gas.
MG = Es el peso molecular del gas cuyo valor es de 18.42 Lb /LB-Mol proporcionado
en el estudio cromatogràfico del gas a manejar.
Sustituyendo tendremos
Cp = 9.696
= 0.526 BTU /Lb ºR 18.42
De acuerdo con la relación para calcular el trabajo del gas con la diferencia de
temperaturas nos da como resultado lo siguiente:
T2 – T1 = 709 – 555 = 154 º R
T4 – T3 = 721 – 564 = 157 ºR
Sustituyendo en la ecuación para calcular el trabajo del gas tenemos:
WG = 0.526 (154) + 0.526 (157)
WG = 163.6 BTU /Lb
Una vez que se obtiene el valor del trabajo del gas, se procederá a calcular la masa
del gas con la siguiente ecuación.
mG = (Densidad del gas) (V gas)
Donde:
VG = Es el volumen del gas (7.2 mmpcd o 300,000 PCH)
La densidad del gas nos es proporcionada directamente por el estudio
cromatogràfico proporcionado por el laboratorio de yacimiento de PEMEX que es de:
Densidad del gas = 0.0486 lb/ft3
Sustituyendo estos valores encontrados en la relaciòn de la masa del gas, tenemos:
mG = (0.O486) (300,000)
mG = 14,580Lb/hr
Sustituyendo los resultados obtenidos en la ecuación de la potencia del gas tenemos que:
PG = (14, 580) (163.6) = 2, 385,288 BTU/hr
O bien
PG = 2, 385,288/2544.4
PG = 937.46 HP
Con los datos obtenidos, procederemos a calcular la eficiencia del equipo
compresor, donde la potencia al freno (BHP) calculada anteriormente es de ll55.32 BHP,
por lo que tendremos:
Ec = 937.46
x 100 1155.32
Ec = 81 %
3.0 CÁLCULO PARA LA SELECCIÓN DEL EQUIPO DE COMPRESIÓN
CENTRÍFUGO
El compresor centrífugo es el primer diseño empleado con éxito en las turbinas de
gas está formado por tres partes principales conocidas como: rodete, difusor y múltiple de
distribución, cada uno con una función específica en el proceso de compresión.
El compresor centrífugo esta diseñado para comprimir gas entre ciertos límites de
presión mediante la energía suministrada a éste último. Dicha compresión se lleva a cabo
en el rotor cuyas paletas imparten energía al fluido dando como resultado el aumento de la
energía cinética y la presión estática del mismo.
El gas, que sale del rodete a gran velocidad, entra en el difusor, lugar en el cual,
transforma esa alta energía cinética en presión estática.
El difusor, al igual que el resto de los elementos del compresor, como son el
colector de salida, paletas estáticas para guiar el gas, etc.… se producen pérdidas por
fricción.
Por lo tanto, el rodete debe desarrollar suficiente energía para satisfacer los
requerimientos de presión más las pérdidas del compresor.
3.1 CARACTERÍSTICAS GENERALES DE LOS COMPRESORES
CENTRÍFUGOS
El funcionamiento del compresor centrífugo depende en gran medida de la
densidad y características del fluido manejado, que el compresor reciprocante.
El compresor dinámico tiene un rango de operación estable y limitado, la capacidad
mínima de operación puede variar desde el 45% al 90% de la capacidad de diseño, es decir,
tiene una carga máxima y características de volumen variable.
La carga de presión máxima está limitada por la velocidad, aunque el compresor
pueda operar debajo de ésta velocidad máxima para satisfacer necesidades impuestas por el
sistema.
El compresor centrífugo debe ser seleccionado para cubrir las condiciones
desfavorables que puedan existir en una ocasión dada y debe ser controlada para satisfacer
otros requerimientos, es decir, debe ser adaptable a las condiciones específicas de
operación.
Estas máquinas son fundamentalmente de una gran capacidad, con una relación de
compresión por paso ya que depende de la densidad del gas.
La velocidad de operación son mayores comparadas con otros compresores. La
mayoría de éstas máquinas comerciales operan a 126 000 rad/min. o más a bajo con
tendencia a subir. Los problemas de los rodamientos y su lubricación así como la vibración
y el balanceo llegan a ser significativos a velocidades más altas.
Los compresores centrífugos se adaptan bien para conectarse directamente a
turbinas de gas o vapor, las cuales permiten el control de las velocidades más altas.
Los costos totales de atención y mantenimiento de los compresores centrífugos son
bajos en comparación con los reciprocantes. Estas unidades dan un flujo sin pulsación
dentro del rango de operación.
Los compresores centrífugos no refrigerados tienen generalmente una eficiencia
más baja que los reciprocantes; a la relación de compresión más baja, el centrífugo puede
ser más eficiente.
Los rodamientos y los sellos para éste tipo de compresor están diseñados para que
no entre aceite a la corriente de gas, puesto que la vida de operación de los centrífugos
puede ser afectada por sólidos y líquidos atrapados.
Los compresores centrífugos llegan a operar de 316° a 538°C si se seleccionan los
materiales adecuados y si se tiene cuidado de proveer los espaciamientos adecuados.
3.2 CURVA DE RENDIMIENTO DEL COMPRESOR CENTRÍFUGO.
FIG.13
CURVA DE RENDIMIENTO
Manejando 20 mmpcd por cada máquina, hacemos la conversión a miles de ft
3/min.
20 000 000 / 24 / 60 = 13 888.88 ft3/min
Manejando la tabla, con éste valor nos ubicamos entre los valores 10 y 20
dirigiéndonos hacia arriba hasta topar con la curva y en ese punto se sigue horizontalmente
hacia la izquierda para encontrar la eficiencia politrópica, dando como resultado un 75%.
3.3 TRIÁNGULO DE VELOCIDADES
3.3.1 DEDUCCIÒN DE LA ECUACIÓN DE EULER
Los compresores centrífugos se adaptan bien para conectarse directamente a
turbinas de gas ò vapor, las cuales permiten en control de las velocidades más altas.
La potencia que recibe el compresor imparte un momento torsor “ T ” a las paletas,
que se transmite al fluido:
Potencia suministrada = velocidad angular x momento torsor
P = w x T ----------- ( 1 )
Momento torsor = fuerza x brazo de palanca (radio)
T = F x r ---------- (2)
DE ACUERDO A LA SEGUNDA LEY DE NEWTON:
Fuerza = masa x aceleración
= Masa x Variación de velocidad
Tiempo
Por lo tanto; fuerza = masa unitaria x variación de velocidad
F = M x ∆V ----------- (3)
Sustituyendo las ecs. (3) en (2) se tiene:
T = M x ∆ (V x r) --------------- (4)
V= velocidad tangencial del gas cu, que no es la misma que la velocidad tangencial u de
las paletas.
∆ (V X R) se refiere al número de ese producto dentro del rotor, o sea la diferencia entre la
salida II y la entrada I.
∆ (V x r) = Cu2 x r2 – Cu1 x r1 --------- (5)
Sustituyendo las ecs. (5) en la (4) se tiene:
T = M x (Cu2 x r2 – Cu1 x r1) ---------- (6)
El momento torsor es igual a la variación de momento angular dentro del rotor.
Pot = w x M (Cu2 x r2 – Cu1 x r1) --------- (7)
Si hacemos: w x r2 = U2 -------------- (8)
w x r1 = U1 -------------- (8.1)
Sustituyendo de las ecs. (8) y (8.1) en la (7) tenemos:
Pot = M x (Cu2 x U2 – Cu1 x U1) --------- (9)
A LA EXPRESIÓN: H = Cu2 x U2 – Cu1 x U1
Se le conoce como la ecuación de EULER
De acuerdo a la expresión anterior la altura de carga h, es función de las velocidades
tangenciales a la entrada y salida del rotor.
Por lo tanto:
Pot = M x H ------------ (11)
Esta ecuación indica que la potencia “P” aplicadas a las paletas con una velocidad
angular w produce en la masa unitaria de fluido m una altura de carga h.
Se define:
Volumen unitario = masa unitaria / densidad
---------- (12)
Sustituyendo la ecuación (12) en (11) se tiene:
Pot = Q x ρ x H --------------- (13)
De acuerdo a la ecuación de estado para gases ideales:
Q = M
Ρ
ρ = P
R x T
Donde R es la constante universal de los gases:
R = 1545
= 53.3
Peso Molecular G
La gravedad específica (o densidad relativa) g se define como la relación entre el peso
molecular del gas y el del aire (g aire = 1.0)
Por lo tanto:
-------------------- ( 14 )
Y sustituyendo la ecuación (14) en la (13) tenemos:
Pot = G
x P
x Q x H 53.3 x Z T
Si el volumen unitario se mide en la entrada del compresor:
Pot = G
x P1
x Q1 x H 53.3 x Z T1
La altura de carga que es esencialmente fija para un determinado rotor, girando a
cierta velocidad, se manifiesta como una relación de presión. Esta relación de presión
varía, para la misma altura de carga, de acuerdo con el tipo de gas.
3.3.2 ECUACIÓN DE EULER
LA ECUACIÓN DE EULER: H = Cu2 U2 – Cu2 x U
Muestra que la altura de carga está relacionada con los triángulos de velocidad a la
entrada y salida del compresor, veamos la fig. 14
Cada triángulo está formado por la velocidad absoluta del gas, c; la velocidad
correspondiente a la rotación de las paletas, u; y la velocidad relativa del gas, w; que
circulan entre paletas mientras giran.
ρ = P x G
53.3 x Z x T
La velocidad “u” es perpendicular al radio, mientras que la velocidad relativa “w” es
tangente a las paletas y por lo tanto su dirección depende de ellas. La forma de las paletas a
la salida afecta al triángulo de velocidades a la salida y por lo tanto la característica de
carga del rotor, mientras que el triángulo de velocidades a la entrada y la cantidad de caudal
pueden ser afectados al usar paletas guiadoras fijas delante del rotor.
FIG. 14
TRIÁNGULO DE VELOCIDADES
U1
W1 C1
Cu1
W
W2 C2
U2
W1
C1
U1 ENTRADA DEL ROTOR
C2
U2 B2
W2
Cu2
SALIDA DEL ROTOR
U = VELOCIDAD DE LA PALETA.
C = VELOCIDAD ABSOLUTA DEL GAS.
WR2 = VELOCIDAD RELATIVA DEL GAS.
CU = COMPONENTE TANGENCIAL DE LA
VELOCIDAD ABSOLUTA DEL GAS.
3.4 CARACTERÍSTICA IDEAL DEL COMPRESOR
(EFECTO DE LA FORMA DE LAS PALETAS A LA SALIDA)
En la paleta radial, fig. 15, al aumentar el caudal aumenta la velocidad relativa w2
(velocidad de las partículas de gas en relación a las paletas que también se mueven), y
como consecuencia también aumenta c2, pero sin embargo la componente tangencial cu2
no varía. Es decir, que con las paletas radiales la carga teórica permanece constante aunque
el caudal varíe. Fig.15a.
En las paletas curvadas hacia delante, Fig. 15b. cualquier aumento de caudal
aumenta cu2, y por lo tanto reduce la carga.
En las paletas curvadas hacia atrás Fig. 15c. cualquier aumento de caudal reduce
cu2, y por lo tanto reduce la carga.
A pesar de que las paletas curvadas hacia delante proporcionan una mayor carga,
estas no son convenientes por que el aumento de carga consiste casi todo en energía
cinética y requiere ser transformado en presión estática en el difusor, con las consiguientes
pérdidas adicionales.
Los compresores para bombear gas están diseñados con paletas curvadas hacia atrás
(β2 < 90°). Fig. 15c por que a pesar de proporcionar una menor carga son más eficientes,
ya que aproximadamente la mitad de la carga es presión estática y además ofrecen una
menor sensibilidad al problema de bombeo (inestabilidad) que aparece a mínimo caudal, es
decir que su característica de carga creciente para caudal decreciente, es la más estable.
FIG. 15
CARACTERÍSTICA IDEAL DEL COMPRESOR
W2
U2
C2
Cu2
16a
CARGA H
CAUDAL Q
H = Cu2 x U2 – Cu1 . U1 Cu2 x U2 = CONSTANTE POR LO TANTO: H = CONSTANTE
β2
16c
PALETA CURVADA HACIA ADELANTE
W2
β2
C2
U2
Cu2
PALETA CURVADA HACIA ATRAS
U2
C2
W2
Cu2
β2
PALETA RADIAL
16b
3.5 PALETAS GUIADORAS DE ENTRADA
La función específica de estas paletas es variar la zona de caudal, aunque también
afectan el triángulo de velocidad a la entrada del rotor, variando la carga producida.
El fabricante del equipo de compresión que está instalado en la gran mayoría de las
estaciones de compresión, usa tres tipos de paletas de entrada, como se muestra en la figura
16.
Tipo I:
Paletas curvadas hacia el sentido de rotación, que reducen la velocidad w1 a
la entrada, trasladando la característica a la zona del menor caudal.
Tipo II:
Paletas radiales o sin curvatura que no dan ninguna componente tangencial
cu1 a la entrada, con lo cual la carga ideal es solo función de cu2 x u2.
Tipo III:
Paletas curvadas hacia atrás, aumentando la velocidad relativa w1 a la
entrada, lo cual traslada la característica a la zona de mayor caudal.
Estas paletas son iguales para los diferentes tipos de rotores, excepto que el ancho
de las mismas varía para acomodarse al tamaño de la abertura de cada uno de ellos.
FIG. 16
PALETAS GUIADORAS DE ENTRADA
CURVATURAS EN EL
SENTIDO DE ROTACIÓN
TIPO I
SIN CURVATURA
TIPO II
CURVADAS EN EL SENTIDO
CONTRARIO AL DE ROTACIÓN.
TIPO III
W1
W1
U1
C1
β1
C1
U1
β1
Cu1
W1
β1
C1
Cu1
U1
Cu1 = 0 POR LO TANTO: U1 x Cu1 = 0
U1 x Cu1 = 0 W1 DISMINUYO, POR LO TANTO Q1 DISMINUYO.
U1 x Cu1 < 0 W1 AUMENTO, POR LO TANTO Q1 AUMENTO.
CARGA H
CAUDAL Q
β2
β2
β2
= 90°
< 90°
> 90°
3.6 DETERMINACIÓN DE LAS CONDICIONES DEL GAS
De acuerdo al análisis cromatogràfico proporcionado por el Laboratorio de
Yacimientos de PEMEX, los componentes y características del gas son las que se indican
en la TABLA VI del apéndice.
Una vez que es conocido el valor de Mcp (Calor específico molar) de la mezcla que
se va a manejar, procedemos a calcular el valor de k para este gas, a partir de la siguiente
ecuación:
k = Mcp
Mcp – 1.99
Sustituyendo el valor de Mcp, tenemos:
k = 9.8043
9.8043 – 1.99
k = 1.25
3.7 CÁLCULO DE LA POTENCIA MOTRÍZ
3.7.1 CONDICIONES PARA EL CÁCULO DEL EQUIPO DE COMPRESIÓN A
PROCESO
Las condiciones de operación de la estación de compresión Tajìn II, son las siguientes:
P1= Presión de succión = 3 kg/cm2 = 42.710 psig. = 57.41 psia.
P2= Presión de descarga = 24 kg/cm2 = 341.37 psig. = 355.6 psia
T1= 95°F = 555°R
La constante específica del gas de proceso R, la podemos calcular a partir de la siguiente
formula:
R = R’
Pm
En donde:
R’ = Constante universal de los gases con un valor de 1545lbf – ft / 1bm-mol-°R
Pm = Peso molecular del gas a proceso = 18.606 mol.
Sustituyendo valores tenemos:
R = 1545
lbf – ft
1bm – mol - °R
18.606 mol
R = 83.06
lbf – ft
1bm - °R
La gravedad específica del gas de proceso, la cual nos define la relación entre el
peso molecular del gas y el del aire, viene dada de la siguiente manera:
G.E = 53.3
R
En donde:
53.3 = Constante específica para el aire en ft – lbf / 1bm - °R
G.E = 53.3
83.06
G.E = 0.65
El cálculo del factor de compresibilidad Z, se obtiene a partir de la presión y
temperatura reducidas del gas natural, utilizando las siguientes formulas:
Pr = P y
Tr = T
Pc TC
En donde:
Pr = Presión reducida. (psia)
P = Presión absoluta de entrada (psia)
Pc = Presión crítica del gas (psia)
Tr = Temperatura reducida en °R
T = Temperatura absoluta de entrada en °R
Tc = Temperatura crítica del gas en °R
CONDICIONES:
P = 57.41 psia
PC = 672.34 psia
T = 555°R
TC = 367.35°R
Sustituyendo tenemos:
Pr = 57.41 psia
672.34 psia
Pr = 0.085
Tr = 555°R
367.35°R
Tr = 1.510
Entrando a la gráfica (Ver fig, 17 del apéndice) de factores de compresibilidad con
los valores de Pr y Tr , obtenemos el siguiente valor:
Z = 0.99
Con este valor de Z, completamos los datos necesarios para el cálculo y selección de
los compresores centrífugos.
3.7.2 CONDICIONES PARA EL COMPRESOR DEL PRIMER PASO
Las condiciones de operación dadas para el cálculo del compresor del primer paso
son las siguientes:
P1= Presión de succión = 3 kg/cm2= 42.710 psig. = 57.41 psia.
P2 = P1 x Rc = 57.41 x 2.5 = 143.52 +1.5 = 145.02 Psia = 9.2 kg/cm2
P3 = P2 – 3 lb/plg2 abs. = 142.02 Psia = 8.96 kg/cm
2
P4= 24 kg/cm2
= 341.37 Psig. = 355.6 Psia.
T1= 95°F = 555°R
T3 = 104 º F
Consecuentemente, las temperaturas absolutas en cada caso serán de:
T2 = T1 (Rc) k-1/k
T2 = 555 (2.5) (1.25-1)/1.25
T2 = 666 ºR = 206 º F
La temperatura de entrada del gas a la segunda etapa es de 40 ºC = 104 ºF = 564 ºR
T4 = T3 (Rc) (k-l)/k
T4 = 564 (2.5) (1.25-1)/1.25
T4 = 677 ºR = 217 ºF
3.7.3 CÁLCULO DEL COMPRESOR PARA EL PRIMER PASO (3 – 9.2 kg/cm2)
P1= Presión de succión = 3 kg/cm2= 42.710 psig. = 57.41 psia.
P2 = 9.2 kg/cm2 = 130.32 psig. = 145.02 Psia
K = 1.25
ɳad = 0.77
ɳmec = 0.98
Z = 0.99
MMPCD = 20
G.E. = 0.65
El volumen específico del aire en las condiciones estándar correspondientes al aire a
presión atmosférica y 60°F de temperatura es de:
P = 14.7 lb/plg2
ZAIRE = 1.0
VS AIRE = (53.3) (1.0) (520)
= 13.1 ft3/lb
144 (14.7)
VS AIRE = 13.1 ft3/lb
El volumen específico del gas en las condiciones estándar, se encuentra relacionado
directamente con el volumen del aire, e inversamente proporcional con la gravedad de
dicho gas.
VS AIRE = RZT
144 P
Con R = Ft – lbf
= 53.3 1 lb - °R
VS GAS = VS AIRE
= 13.1 ft
3/lb
G.E 0.65
VS GAS = 20.15 ft3/lb
La masa unitaria del flujo de gas en condiciones estándar viene dada por la formula:
Mu = MMSCFD
= Millones de pies cúbicos estándar por día
VS GAS Volumen específico del gas
Mu = 20 000 000
= Ft
3/día
(20.15)(1440) (ft3/1bm)(min/día)
Mu = 689.27 1bm/min.
Hallado los valores anteriores procedemos a calcular la altura adiabática con la
siguiente formula:
T
HAD. = T1 x Z
x 53.3
P2
- 1 G. E T P1
= °R x Ft - lbf
x Psia
1bm - °R Psia
En donde:
T = K-1
= 1.25 – 1
= 0.2 K 1.25
0.2
HAD = 555 x 0.99
x 53.3 145.02
- 1 0.65 0.2 57.41
HAD = 45054.49 ft – lbf / 1 bm
Con estos datos podemos encontrar la potencia requerida por el compresor empleando la
siguiente formula:
Ft – lbf 1 bm
Pot. Eje = HAD x Mu 1 bm min
(33000)(ɳad)(ɳmec) Ft – lbf
HP - min
Pot. Eje = 45054.49 x 689.27
(33000)(0.77)(0.98)
Pot. Eje = 1247.08 HP
El volumen del gas manejado por el compresor lo obtenemos con la siguiente formula:
Q =
Mu
ρ
En donde:
Mu = Masa unitaria del gas
Ρ = Densidad relativa del gas
Pero: Q = P1 x G.E
53.3 x Z x T1
De tal manera que:
Q1 = Mu x 53.3 x Z x T1
P1 x G.E
Ft – lbf
Q1 = (689.27)(53.3)(0.99)(555)
= lbm/min
x 1 bm - °R
(57.41)(0.65)(144) 1bf/ plg2 Plg
2 / ft
2
Q1 = 3756.48 ft3 / min
Para poder calcular la velocidad de operación del compresor, debemos antes
calcular el coeficiente de caudal por medio de la siguiente formula:
Φ = 4 Q1
¶ x D2
x U
En donde:
Φ = Coeficiente de caudal
D = Diámetro del impulsor en ft = 12plg = 1ft
U = Velocidad tangencial del impulsor en ft/seg.
Q1 = Velocidad de gas manejado en ft3 / min.
De acuerdo a la tabla VII del apéndice, donde especifica que para un caudal de
3756.48 ft3/min se tiene:
D = 12 plg. = 1 ft
U = 1167 ft / seg.
Φ = (4)(3756.48) Ft
3 / min
¶ (1)2 (1167) (60) (ft)
2 (ft / seg) (seg / min)
Φ = 0.0683
Dado éste valor de coeficiente de caudal, podemos encontrar la velocidad N con la
siguiente formula:
N = (Q)(700.3)
Φ (D)3
N = (3756.48)(700.3)
(0.0683)(12)3
N = 22 289.52 rpm
3.7.4 CÁLCULO DEL COMPRESOR DEL SEGUNDO PASO
SEGUNDO PASO ( 8.96 – 24kg/cm2 )
P3= Presión de succión = 127.32 psig. = 142.02 psia. = 8.96 kg/cm2
P4= Presión de descarga = 341.37 psig. = 355.6 psia. = 24 kg/cm2
T2= 564°R
K = 1.25
ɳad.= 0.77
ɳmec = 0.98
Z = 0.99
MMPCD = 20
G.E. = 0.65
Mu = 689.27
Procedemos a calcular la altura adiabática:
T
0.2
HAD = 564 x 0.99
x 53.3 355.6
- 1 0.65 0.2 142.02
HAD = 45785.23 ft – lbf / 1bm
Procedemos ahora a calcular la potencia requerida por el eje:
Pot. Eje = HAD x Mu
(33000)(ɳad)(ɳmec)
HAD. = T2 x Z
x 53.3
P4
- 1 G. E T P3
Pot. Eje = 45785.23 x 689.27
(33000)(0.77)(0.98)
Pot. Eje = 1267.31 HP
El volumen del gas Q2 manejado por el compresor es:
Q2 = Mu x 53.3 x Z x T2
P4 x G.E
Ft – lbf
Q2 = (689.27)(53.3)(0.99)(564)
= 1 bm/min
x 1 bm - °R
(355.6)(0.65)(144) 1 bf/ plg2 Plg
2 / ft
2
Q2 = 616.30 ft3 / min
Para poder calcular la velocidad de operación del compresor, debemos antes calcular el
coeficiente de caudal por medio de la siguiente formula:
Φ = 4 Q2
¶ x D2
x U
En donde:
Φ = Coeficiente de caudal
D = Diámetro del impulsor en ft = 7 plg = 0.5833 ft
U = Velocidad tangencial del impulsor en ft/seg.
Q1 = Velocidad de gas manejado en ft3 / min.
De acuerdo a la tabla VII del apéndice, donde especifica que para un caudal de
616.30 ft3/min se tiene:
D = 7 plg. = 0.5833 ft
U = 682 ft / seg.
Φ = (4)(615.48) Ft
3 / min
¶ (0.5833)2 (682) (60) (ft)
2 (ft / seg) (seg / min)
Φ = 0.0562
Dado éste valor de coeficiente de caudal, podemos encontrar la velocidad N con la
siguiente formula:
N = (Q)(700.3)
Φ (D)3
N = (615.48)(700.3)
(0.0562)(7)3
N = 22 332.67 rpm
POTENCIA TOTAL A PROCESO = 2 514.39 HP
CONDICIONES DE OPERACIÓN PARA TAJÍN II
PRIMER PASO
SEGUNDO PASO
P1 = 57.41 psia.
P3= 142.02 psia.
P2 = 145.02 psia.
P4= 355.6 psia.
K = 1.25
K = 1.25
Rc = 2.5
Rc = 2.5
T1 = 555°R
T3 = 564°R
T2 = 666°R
T4 = 677°R
G.E = 0.65
G.E = 0.65
ɳad.= 0.77
ɳad.= 0.77
ɳmec = 0.98 ɳmec = 0.98
POTENCIA = 1247.08 HP POTENCIA = 1267.31 HP
Con la potencia calculada se hace necesaria la instalación de tres nuevas unidades
turbocompresoras que maneje el volumen del gas a producirse, en caso de que una unidad
falle la carga de esta máquina se repartirá entre las dos unidades en operación comprobando
que la capacidad de esas dos máquinas en operación no se encuentran a tope.
Las características de estas máquinas se detallarán en el sub-tema 7.0 (pag. 82)
3.8 BALANCE TÉRMICO DEL TURBOCOMPRESOR
Básicamente la podemos calcular de la forma siguiente.
Etc = PG
BHP
Donde:
PG = Es la potencia ideal del gas
BHP = Es la potencia al freno (real)
Etc = Es la eficiencia del turbocompresor.
La eficiencia del turbocompresor en este caso es, la relación entre la potencia ideal y la
potencia real.
Para poder calcular la eficiencia del compresor, es necesario conocer la potencia del gas,
que se calculará de acuerdo a la siguiente ecuación.
PG = mGWG
Donde:
mG = Es la masa del gas
WG = Es el trabajo del gas
El trabajo del gas se definirá con la siguiente ecuación:
WG = Cp (T1 – T2) + Cp (T3 – T4)
Donde:
CP = Es el calor específico a presión constante
T1 = Es la temperatura de succión en la primera etapa (95 ºF)
T2 = Es la temperatura de descarga en la primera etapa (206 º F)
T3 = Es la temperatura de succión en la segunda etapa (104 ºF)
T4 = Es la temperatura de descarga en la segunda etapa (217 ºF)
El calor específico es proporcionado por el laboratorio de Yacimientos de PEMEX y tiene
un valor de.
Cp = 0.579 BTU/lb ºF
De acuerdo con la relación para calcular el trabajo del gas con la diferencia de
temperaturas nos da como resultado lo siguiente:
T1 – T2 = 95 – 206 = -111 º F
T3 – T4 = 104 – 217 = -113 ºF
Sustituyendo en la ecuación para calcular el trabajo del gas tenemos:
WG = 0.579 (-111) + 0.579 (-113)
WG = 129.7 BTU /Lb
Una vez que se obtiene el valor del trabajo del gas, se procederá a calcular la masa
del gas con la siguiente ecuación.
mG = (Densidad del gas) (V gas)
Donde:
VG = Es el volumen del gas (60 mmpcd o 833,333.33 PCH)
La densidad del gas nos es proporcionada directamente por el estudio
cromatogràfico proporcionado por el laboratorio de yacimiento de PEMEX que es de:
Densidad del gas = 0.049 lb/ft3
Sustituyendo estos valores encontrados en la relación de la masa del gas, tenemos:
mG = (0.049) (833,333.33)
mG = 40, 833.33 Lb/hr
Sustituyendo los resultados obtenidos en la ecuación de la potencia del gas tenemos que:
PG = (40, 833.33) (129.7) = 5, 296,082.9 BTU/hr
O bien
PG = 5, 296, 082.9/2544.4
PG = 2, 081.5 HP
Con los datos obtenidos, procederemos a calcular la eficiencia del equipo
compresor, donde la potencia la freno (BHP) calculada anteriormente es de ll55.32 BHP,
por lo que tendremos:
Etc = 2081.5
x 100 2514.39
Etc = 83 %
4.0 MÁQUINAS MOTRÍCES
4.1 ESTUDIO TÉCNICO DE LAS MÁQUINAS DE COMBUSTIÓN
El ciclo de cuatro tiempos (o carreras) es aquel en que se requieren cuatro carreras
del émbolo, dos revoluciones para completar un ciclo.
Las consecuencias de sucesos, mostradas en la figura 6 del subtema 2.3.2.1, son las
mismas para cualquier MCI de cuatro tiempos, es decir:
* Una carrera de aspiración, que introduce combustible y aire en un motor Otto, o
solamente aire en uno Diesel.
* Una carrera de compresión.
* Encendido del combustible que ya está dentro del cilindro, gracias a una bujía, o bien, por
la autoignición del combustible, el cual, idealmente, se inyecta dentro del cilindro al final
de la carrera de compresión (su combustión desprende la energía que consume y utiliza el
sistema.
* Una carrera de expansión, o carrera de potencia, durante la cual se efectúa un trabajo
positivo.
* Una carrera de escape o expulsión durante la cual la mayor parte de los productos de la
combustión se sacan del cilindro, luego se repite el ciclo.
4.2 EFICIENCIA DEL CICLO DIESEL
Este es el ciclo ideal para las máquinas reciprocantes, es decir para las máquinas de
encendido por compresión. En estos motores, el aire se comprime hasta una temperatura
superior a la temperatura de autoencendido del combustible, y la combustión inicia al
contacto, cuando el combustible se inyecta dentro de este aire caliente. En consecuencia, la
bujía y el carburador son sustituidos por un inyector de combustible.
En los motores diesel, solo el aire se comprime durante el tiempo de compresión,
con lo cual se elimina la posibilidad de autoencendido. Por lo que estos, son diseñados para
operar a relaciones de compresión mucho más altas, por lo común entre 12 y 24.
El proceso de inyección de combustible en estos motores, empieza cuando el
émbolo se aproxima al punto muerto superior y continúa durante la primera parte del
tiempo de potencia. Por tanto el proceso de combustión sucede durante un periodo màs
largo. Debido a esta mayor duración, el proceso de combustión en el ciclo Diesel ideal se
obtiene como un proceso de adición de calor a presión constante. Este ciclo se compone de
los siguientes procesos:
1-2 compresión isentrópica
2-3 adición de calor a P=constante
3-4 expansión isentrópica
4-1 rechazo de calor a V= Constante
Estos procesos se muestran claramente en la fig. 18.
FIG.18
DIAGRAMA P-V y T-S DEL CICLO DIESEL
Una medida del desempeño en cualquier ciclo de potencia es su eficiencia térmica.
La eficiencia térmica permite examinar los efectos de los principales parámetros en el
rendimiento de los motores diesel.
Este ciclo, como se menciono se ejecuta en un dispositivo de cilindro-embolo, que
forma un sistema cerrado. Por tanto, las ecuaciones desarrolladas para sistemas cerrados,
deben utilizarse en el análisis de procesos individuales. Bajo la suposición de aire frió
estándar, la cantidad de calor añadida al fluido de trabajo a presión constante y rechazada
por el a volumen constante puede expresarse como:
qen = q23 = w23 – (∆u23) =P2(V3 – V2) + (u3 – u2)= h3 – h2 = Cp ( T3 – T2)
qsal = -q41 = - w41 -(∆u)41 = u4 – u1 = Cv (T4 – T1)
Por lo que la eficiencia térmica del ciclo Diesel ideal bajo suposiciones de aire frió estándar
se vuelve:
ηt. Diesel = w neto
= 1 - qsal
= 1 - T4 – T1
= 1 - T1 [(T4/T1) - 1]
qen qen k(T3 – T2) kT2 [(T3/T2) - 1]
Si definimos a la relación de cierre de admisión ra, como la relación de volúmenes
del cilindro después y antes del proceso de combustión:
ra = V3
= v3
V2 v2
Con esta definición y las relaciones de gas ideal isentrópicas para los procesos 1-2 y 3-4, la
relación de la eficiencia térmica se reduce a
ηt. Diesel = 1 - 1
x ra
k- 1
rck-1
k(ra-1)
rc = es la relación de compresión.
4.3 BALANCE TERMICO DEL CICLO DIESEL.
La eficiencia del ciclo diesel la determináramos a partir de las siguientes
condiciones de operación.
P1 = 57.3 Psia
P2 = 187.225 Psia
P3 = 184.725 Psia
P4 = 610.7 Psia.
Rc = 10.58
Rci = 3.25
T1 = 555 ºR
T2 = 709 ºR
T3 = 564 ºR
T4 = 721 ºR
V1 = 1.97 x 106 PCD (ft
3/dìa)
V2 = 0.77 x 106 PCD (ft
3/dìa)
V3 = 0.62 x 106 PCD (ft
3/dìa)
V4 = 0.24 x 106 PCD (ft
3/dìa)
k = 1.26
ra = V3
= 0.62 x10
6
= 0.81 V2 0.77 x 10
6
La ecuación siguiente nos ayudara a determinar la eficiencia:
ηt. Diesel = 1 - 1
x ra
k- 1
Rck-1
k(ra-1)
ηt. Diesel = 1 - 1
x 0.81
1.26- 1
10.581.26-1
1.26(0.81 -1)
ηt. Diesel = 1 – (0.54)(0.973)
ηt. Diesel = 1 – 0.52
ηt. Diesel = 48 %
5.0 TURBINAS A GAS
Se denominan, en general, a un conjunto de motores cuya característica común es
que el fluido operante actúa directamente sobre uno o varios elementos móviles montados
sobre el mismo árbol motor; la acción del fluido operante sobre estos elementos móviles
provoca la rotación del motor. Se trata, por tanto, de motores rotativos. Las turbinas
constan, esencialmente, de uno o más distribuidores o parte fijas que reciben el fluido
operante y lo impulsan hacia uno o más elementos móviles o alabes fijados, como se ha
dicho, el árbol motor. El conjunto constituido por el árbol motor y lo alabes se denomina
rodete.
Como fluido operante se utiliza el agua líquida, el vapor de agua producido
previamente en una caldera o generador de vapor o, en otros casos, los gases de
combustión, producidos en una cámara de combustión por la interacción de un combustible
(petróleo, gas natural, etc.) y un comburente, generalmente, el aire. En todos los casos, el
fluido operante es lanzado a elevada presión sobre los alabes, lo que provoca su rotación,
casi siempre a alta velocidad.
Se clasifican en turbinas de acción cuando el fluido operante se expansiona
solamente en los órganos fijos, turbinas de reacción cuando el fluido operante es
expansiona también en el rodete, y turbinas mixtas, cuando una parte de la turbina está
construida como de acción, y otra como de reacción.
Por la acción del fluido operante sobre el rodete, hay turbinas axiales, en las que
dicho fluido se mueve en dirección aproximadamente paralela al eje de la turbina; turbinas
radiales, en las que el fluido operante se desplaza aproximadamente en sentido
perpendicular al eje de la turbina y turbinas tangenciales, en las que el fluido operante se
desplaza tangencialmente al rodete. Generalmente, las turbinas hidráulicas son de un solo
rodete, mientras que las de vapor y de gas están constituidas por varios rodetes.
La turbina a gas es un mecanismo de transformación de energía, en donde se utiliza
la energía cinética de algún fluido para la realización de trabajo mecánico, siendo un
dispositivo cíclico generador de potencia mediante sistemas de aspas que son empujadas
por dicho fluido.
El fluido de trabajo a utilizar en este caso será un gas. Para el ciclo abierto, tres son
los elementos principales de una turbina de gas: compresor, cámara de combustión y
turbina, y para el caso cerrado: compresor, turbina y 2 intercambiadores de calor.
5.1 CARACTERÍSTICAS DE LA TURBINA DE GAS
Una turbina de gas, de tipo simple, consta de un compresor de aire, una cámara de
combustión, una turbina y varios dispositivos auxiliares que dependen de las características
de velocidad y de la relación peso-velocidad. Los dispositivos auxiliares son los de la
lubricación, regulación de la velocidad, alimentación de combustible y puesta en marcha.
El funcionamiento de las turbinas de gas presentan varias limitaciones de índole práctica,
tales como: la temperatura y velocidad de los àlabes, rendimiento del compresor,
rendimiento de la turbina y la transmisión de calor (en ciclos de regeneración).
Normalmente, las turbinas de gas se utilizan en lugar de turbinas de vapor con
condensación por alguna de las siguientes razones:
a) Las turbinas de gas son unidades integradas. No necesitan calderas, condensadores,
sistemas de agua de alimentación y enfriamiento y el equipo relativo.
b) Producen alta potencia a alta velocidad, con gran confiabilidad y fácil mantenimiento, y
ocupan poco espacio.
c) Las turbinas de gas tienen eficiencias térmicas mucho màs elevadas que las de vapor con
condensación para proceso.
d) No producen tanta contaminación ambiental con su escape y, además, porque casi no hay
que purgar sistemas de agua de alimentación y enfriamiento.
Los límites prácticos de potencia de turbinas de gas en aplicaciones de proceso van
desde 1,000 hasta 100,000 o màs hp.
5.2 ESTUDIO TÉCNICO DE LAS TURBINAS DE GAS
Es un motor de combustión interna o motor endotérmico, es decir, que la
combustión se realiza en el seno del fluido operante, constituido por una mezcla de
combustible y comburente que, posteriormente, experimenta una serie de transformaciones
termodinámicas. La turbina de gas más sencilla es la de ciclo abierto simple y consta de los
siguientes elementos: compresor de aire, cámara de combustión, turbina propiamente dicha
y dispositivos auxiliares, para lubricación, alimentación de combustible, regulación de
velocidad, etc. Como se muestra en la fig. 19.
FIG. 19
CICLO ABIERTO SIMPLE
El aire atmosférico, aspirado por el compresor, alimenta la cámara de combustión a
una presión de 5 a 8 atm.; en la cámara de combustión se inyecta el combustible de forma
continua por medio de una bomba adecuada. La combustión, una vez iniciada, continúa a
presión constante (ciclo termodinámico de Brayton), con temperaturas que alcanzan de
650ºC a 750ºC. El gas obtenido se expansiona sobre el rotor de la turbina y sobre el rotor
del compresor; es decir, que este gas suministra la potencia necesaria para la compresión y
la potencia útil en el árbol de la turbina: esta última vale solamente una tercera parte de la
potencia total desarrollada. La turbina de gas admite toda clase de combustible, con la única
limitación de que la cantidad de cenizas no exceda de cierto límite: generalmente, se
emplea el gas natural, el petróleo bruto, el aceite pesado y el gas de altos hornos, aunque
este último precise una instalación de filtrado de polvo antes de su entrada en el compresor.
Para mejorar el rendimiento de una turbina de gas, se puede recuperar una parte del
calor perdido en los gases de escape a alta temperatura mediante el ciclo abierto con
regeneración, utilizando uno o mas generadores o cambiadores de calor entre la salida del
compresor y la entrada de la cámara de combustión, calentándose de esta forma el aire por
la acción de los gases de escape de la turbina. Todavía puede aumentarse más el
rendimiento mediante el ciclo abierto con regeneración y refrigeración, es decir,
refrigerando el aire de salida del compresor e inyectándolo en otro compresor de alta
presión; los refrigerantes trabajas a contracorrientes, y por lo general, las turbinas
correspondientes son de dos o más ejes, y están provistas de regeneradores. En la turbina de
gas de ciclo cerrado se recircula prácticamente todo el agente de transformación, de forma
continua; el calor procedente de un calentador de alta temperatura (que sustituya la cámara
de combustión) o de un reactor nuclear se transmite a la turbina; los gases de escape de esta
se refrigeran antes de introducirlos nuevamente en el compresor, a la salida del cual se
introducen nuevamente en el calentador.
Los gases que atraviesan la turbina trabajan en circuito cerrado y sucesivamente se
comprimen, calientan, expansionan y enfrían. Las instalaciones “cerradas” permiten
quemar cualquier tipo de combustible en la cámara de combustión, necesitándose sin
embargo, un intercambiador de calor. Este tipo de instalaciones está limitado a las que son
estacionarias.
En el ciclo cerrado puede emplearse otros gases, además del aire como helio,
anhídrido carbónico y nitrógeno, lo que representa una especial ventaja en un ciclo
combinado con un reactor nuclear.
FIG. 20
CICLO CERRADO
Aprovechando la elevada temperatura de los gases de escape, pueden realizarse
ciclos combinados gas-vapor, en los que el calor de los gases de escape de la turbina de gas
se emplean para precalentar el agua de alimentación de la caldera o generador de vapor de
una turbina de vapor o, en otros casos, para calentar directamente el aire de combustión del
propio generador de vapor. De esta forma, puede aumentarse sensiblemente el rendimiento
global de una central generadora con turbina de vapor.
Sobre las de vapor, las turbinas de gas presentan una instalación más compacta,
menos dispositivos auxiliares, no necesitan condensador, no necesitan agua, no necesitan
chimenea, lubricación más sencilla, cimientos más ligeros y menor relación peso/potencia.
Entre sus inconvenientes esta un mayor consumo específico de combustible y la necesidad
de estar construidas con materiales especiales, debido a las altas temperaturas desarrolladas
(aceros al níquel, cromo y cobalto).
5.2.1 VENTAJAS DE LAS TURBINAS DE GAS
De las muchas ventajas de las turbinas de gas sobre las instalaciones de vapor, son:
a) instalación más compacta;
b) menos dispositivos auxiliares;
c) no necesitan condensador
d) no necesitan agua;
e) lubricación màs simple;
f) control màs fácil;
g) cimientos màs ligeros;
h) escape limpio (no necesitan chimenea), y
i) relación peso-potencia màs pequeña.
5.2.2 APLICACIONES DE LAS TURBINAS DE GAS
Además de su empleo en aviación, la turbina de gas se utiliza en grandìsima escala
en las bombas de las largas tuberías destinadas al transporte de productos del petróleo,
pues, debido a su proceso de combustión continuo, permite emplear como combustible
cualquier tipo de aceite, gas o gasolina; la única limitación consiste en que los productos de
la combustión no corroan los àlabes o se depositen en el aparato.
5.2.3 RENDIMIENTO DE LAS TURBINAS
El rendimiento del ciclo de una turbina mejorará, cuando consiga obtener materiales
para construir los àlabes que puedan resistir temperaturas màs elevadas, así como
procedimientos para refrigerar dichos àlabes. Es de gran importancia que el rendimiento del
compresor sea lo màs elevado posible, ya que debe manipular grandes cantidades de aire, y,
por otra parte, el compresor absorbe aproximadamente tres cuartas partes de la energía
producida por la turbina.
En los motores de chorro el esfuerzo útil procede de la aceleración comunicada al
flujo de masa de aire. El producto de esta masa por la aceleración es igual a la fuerza total
desarrollada.
El gran consumo específico de combustible de las turbinas de gas es una de las
principales desventajas que se les atribuye. Este problema, sin embargo, se resuelve en la
actualidad con la compresión y expansión múltiples, combinados con regeneración.
El concepto de rendimiento es independiente del tipo de turbina. Así, el proceso
isentrópico permite comparar el funcionamiento real de la turbina con una turbina ideal,
ambas descargando a la misma presión de salida. Esta comparación se realiza definiendo el
rendimiento como el cociente entre el trabajo real de la turbina y el trabajo ideal s, para
el cual suponemos que el flujo en una turbina ideal es completamente adiabático, es decir,
sin transferencia de calor y reversible, o sea, sin fricción. Como sabemos, tal escurrimiento
es llamado isentrópico, pues en este caso la entropía se mantiene constante
n = / s
donde:
h1: entalpía de entrada a la turbina
h2: entalpía real de salida de la turbina
h2s: entalpía ideal de salida de la turbina
h1 - h2
n= ______
h1 - h2s
El rendimiento de una turbina de gas cambiará dependiendo de cualquier
modificación que sufra el flujo másico de aire de entrada a la turbina. Así, existirán factores
de corrección que consideren estas variaciones, producto de una mayor temperatura
ambiente, altura sobre el nivel del mar, etc.
Un método para elevar el rendimiento de la turbina del sistema abierto es conseguir
disminuir la temperatura del aire de entrada (mayor flujo másico) al compresor, mediante
un "Evaporative Cooler" (intercambiador de calor que además disminuye la humedad del
aire). En el ciclo cerrado este papel es realizado por un intercambiador de calor.
5.3 CICLO BRAYTON
5.3.1 CICLO SIMPLE
El ciclo simple de la turbina de gas, es la base para el estudio de esta clase de
motores. Al observar la fig. 21 (a) y (b), podemos observar que el ciclo esta formado por
compresión isoentròpica (1 a 2), adición de energìa, a presiòn constante (2 a 3), expansión
isoentròpica (3 a 4) y cesión de energìa a presiòn constante (4 a 1). Así definido, es un ciclo
reversible, para el cual el rendimiento valdría.
(a) (b)
FIG. 21
DIAGRAMA P-V DEL CICLO BRAYTON
e = Qsuministrada – Qexpulsada
= mcp (T3 –T2) - mcp (T4 – T1)
(1) Q suministrada mcp (T3 – T2)
e = 1 - T4 – T1
= 1 - T1
x
T4 - 1
T1
T3 – T2 T2 T3 - 1
T2
Pero:
T2 =
V1 k-1
= V4
k-1
= T3
T1 V2 k-1
V3 k-1
T4
Por lo tanto:
T4 =
T3
T1 T2
P 3
4
4
S
T
V
2
1
3
2
1
Y también
(Lo mismo que para el ciclo Otto)
FIG. 22
TRABAJO DEL COMPRESOR
e = 1 - V2
K-1
V1K-1
e = 1 -
1
P2 (k-1)/k
P1 (k-1)/k
En donde:
T = temperatura en, ºC abs.
P = presión abs., en kg / m2
V = volumen, en m3
k = 1.4 para el aire
e = 1 - T1
T2
1
2
b
a
Volumen en m3
H1 – h2
Trabajo del
compresor
PVK = C P abs,
en
kg/cm2
Volumen en m3
a
b
PVK = C
0 0
h3 – h4
Trabajo de la
turbina
4
3
Volumen en m3
a
b
3
4
2
1
(a) (c)
(b)
Trabajo útil
P abs, en
kg/cm2
P abs, en
kg/cm2
cp= calor específico a presión constante, kcal /kg.
m = flujo de masa de aire, en kg.
Los subíndices se refieren a los puntos-estado de la fig. 21. La expresión P2 /P1 se
denomina relación de presiones; la fórmula ultima se halla en la forma de máxima utilidad.
La fig. 21a representa el trabajo del compresor ideal; la 21b el de la turbina ideal, y
la 21c la diferencia útil. Según esto para el compresor
W = bW1 + 1W2 + 2Wa + aWb
Y también
W = P1(V1 – Vb) + P2V2 - P1V1
+ P2(Va - Vb) + 0 1 - k
Puesto que
Va = 0 y Vb = 0
Resulta
W = k
(P2V2 - P1V1) en kgm 1 - k
W = Cp T1 x [ 1 -
P2 (K-1)/ K
] en kcal/kg J P1
(K-1)/ K
W h1 – h2 = Cp (T1 - T2) en kcal /kg
J
En donde:
W = trabajo en kgm /kg
J = entalpía, kcal por kg de caudal de aire.
Para la turbina;
W = bWa + aW3 + 3W4 + 4Wb
W = 0 + P3(V3 – Va) + P4V4 - P3V3
+ P4 (Vb – V4) 1 - k
Debido a que:
Va = 0 y Vb = 0
Resulta:
W =P3V3 + P4V4 - P3V3
- P4V4 1 - k
W = k
(P4V4 - P3V3) kgm 1 - k
W = CpT3[ 1 -
P1 (K-1) /K
] kcal /kg J P2
(K-1) /K
W = h3 – h4 = cp (T3 – T4) kcal /kg
J
W = Cp (T1 – T2) + Cp(T3 – T4) kcal/kg o BTU/Lb
El trabajo resultante del ciclo ideal es la suma algebraica de los trabajos del
compresor y de la turbina. Para el compresor los valores obtenidos son negativos, y
positivos para la turbina. Por lo tanto, la suma de los trabajos según el ciclo l-2-3-4-1 puede
obtenerse por varias combinaciones.
5.4 BALANCE TÉRMICO DEL CICLO BRAYTON
Para determinar la eficiencia del ciclo Brayton nos basaremos en la siguiente formula:
e = 1 -
1
P2 (k-1)/k
P1 (k-1)/k
e = 1 - 1
(rc) K-1/K
Dónde:
P1 = Presión de succión en psia.
P2 = Presión de descarga en psia.
Rc = Relación de compresión.
K = 1.25
Datos:
P1 = 57.41 psia.
P2 = 355.6 psia.
Rc = 6.19
Solución:
e = 1 - 1
(6.19)1.25-1/1.25
e = 0.30 = 30%
6.0 DESCRIPCIÒN DEL EQUIPO MOTOCOMPRESOR ADECUADO
Para la estación de compresión Tajìn I, se ha determinado, de acuerdo a la
producción de gas a incrementarse en los próximos dos años (2004-2005), que no se hará
necesario el incremento de las máquinas instaladas, únicamente para el manejo de gas a
proceso, ya que las màquinas ya instaladas actualmente no serán rebasadas en su capacidad,
por lo que únicamente el gas a manejar se repartirá entre estas màquinas para poder
manejarla, por lo que únicamente de acuerdo a los cálculos ya previamente realizados,
procederemos a describir a las motocompresoras a utilizar para el manejo de gas a BN.
6.1 DESCRIPCIÒN GENERAL
Los compresores reciprocantes, pertenecen a la categoría de Compresores de
desplazamiento positivo. Entre las características y ventajas principales de este tipo de
compresores es su capacidad para manejar muy altas relaciones de compresión y un rango
de operación muy amplio.
En la estación de compresión Tajìn I, se emplearan este tipo de compresores, el cual
por medio de un émbolo y el movimiento reciprocante de este en el interior de un cilindro,
lleva a cabo el proceso de compresión del gas. La compresión del gas como sabemos tiene
un fin básico, el cual es el de suministrar gas a una presión mayor que la que originalmente
se recibe. Y los propósitos principales son: transmitir potencia, suministrar aire por
combustión, transportar y distribuir gas a través del sistema, producir y mantener niveles de
presiòn para remover gases indeseables en el sistema a proceso.
6.2 CARACTERISTICAS DE LA MÀQUINA MOTRIZ
Como se cuenta con instalaciones de redes de gas combustible; se seleccionarán
motores de gas, de dos tiempos, de simple acción, verticales con cilindros en línea y de
velocidad media.
Se han seleccionado motores de dos tiempos ya que el mantenimiento es màs
reducido en comparación con los motores de cuatro tiempos y sobre todo, porque para un
mismo desplazamiento del émbolo de un cilindro, un motor de dos tiempos produce
teóricamente una potencia doble que uno de cuatro tiempos. Así mismo el arreglo de los
cilindros en un plano vertical y en línea favorece por mucho las maniobras para las
revisiones ò reparaciones del equipo.
Tratando de hacer la selección entre los diversos fabricantes, se ha determinado
emplear motores con las características siguientes:
CARACTERISTICAS Y CONDICIONES DE OPERACIÒN
Motor Dos tiempos
Aspiración Soplador centrífugo
Marca Cooper Bessemer
Modelo GMVA-10
Potencia 1350 BHP
Velocidad 300 R.P.M.
No. de cilindros motrices 10 “ V “
Diámetro 14 pulgadas
Carrera 14 pulgadas
Rotación Sentido del reloj (visto del volante)
Orden de encendido (1L – 4L), (1R – 4R), (2L – 3L),
(2R – 3R)
Tipo de compresor Reciprocantes (doble efecto)
No. de compresores 2 compresores
No. de pasos 2 pasos
Diámetro del ler
. paso 21”
Diámetro del 2do
. paso 14”
Se instalarán tres nuevas unidades de 600 BHP, en está estación, teniendo 2
unidades en servicio continuo y una de relevo o reserva para cualquier fallo de emergencia,
mantenimientos preventivos ò reparaciones generales y evitar por consiguiente el que se
queme gas. Estas nuevas unidades son las que manejarán el gas a BN.
6.3 CARACTERÍSTICAS DE LA MÀQUINA COMPRESORA
Estas unidades son marca Cooper Bessemer, modelo GMVA-10 potencia unitaria
de 1350 HP, velocidad de 300 rpm., 10 cilindros de potencia en “V” tres cilindros
compresores, dos etapas de compresión, el radiador tipo vertical con un ventilador
accionado por medio de bandas.
Estas motocompresoras son de capacidad constante y tienen presiones de descarga
variable. Cada unidad consiste de un motor compresor integral de combustión interna a gas
natural, reciprocante con todos los servicios auxiliares prefabricados y montados sobre este
compresor.
Las compresoras reciprocantes funcionan con el principio adiabático, mediante el
cual se introduce el gas en el cilindro por las válvulas de entrada, se retiene y comprime en
el cilindro y sale por las válvulas de descarga en contra de la presión de descarga.
6.3.1 SISTEMA DE ENFRIAMIENTO
El objeto del sistema de enfriamiento en una unidad motocompresora es disipar
aproximadamente un tercio de parte del calor que se produce al llevarse a cabo la
combustión en el motor y la compresión en los cilindros compresores. Este proceso se
efectúa con agua, este fluido se hace circular a través de las chaquetas de enfriamiento,
cabezas de cilindros de fuerza y cilindros compresores.
Sus principales componentes son: un depósito de agua, una bomba centrifuga,
enfriador tipo soloarie y válvula termostatica.
6.3.2 SISTEMA DE LUBRICACIÒN FORZADA.
Este sistema consiste en una serie de bombas de émbolo, que son accionadas por
medio de una transmisión de engrane sinfín, su función es lubricar eficientemente las
paredes de los cilindros de potencia y compresores, así como tambièn las superficies de los
vàstagos y válvulas del compresor.
Las motocompresoras marca Cooper Bessemer, utilizan un sistema de lubricación
forzada tipo centralizado, las bombas succionan el lubricante del recipiente y descargan en
un cabezal o múltiple, pasando posteriormente por un filtro metálico y de este a un contador
o medidor de lubricante, enseguida llega al dispositivo de paro por no flujo de lubricación y
de este a un block maestro de lubricación, el cual alimenta a unos blocks secundarios de
distribución de aceite, para de aquí enviar el lubricante a los puntos de suministro.
6.3.3 CUIDADOS QUE SE REQUIEREN EN EL SISTEMA DE LUBRICACIÒN.
A) Vigilar el nivel de los depósitos de aceite, cuando se repone el nivel en forma
manual debe hacerse con recipientes limpios y evitar que se derrame el aceite. Donde no se
tenga medidor, debe llevarse un control de aceite que se repone.
B) Por la mirilla de los lubricadores, observar si la cantidad de aceite bombeada es
normal. Para lubricadores individuales, se considera normal un bombeo de 4 a 6 gotas por
alimentación.
C) Comprobar que no existan fugas en la línea.
D) En el sistema observar los indicadores de no flujo en los distribuidores. Son
pernitos que funcionan como testigo, rompiendo un disco al haber alta presiòn.
Es muy importante vigilar la lubricación forzada, gran parte de los problemas que se
tienen en los cilindros y pistones de fuerza se deben a descuidos de la citada lubricación.
Una lubricación deficiente o nula en un punto de suministro ocasiona daños tales como:
desgaste, fracturas, ralladuras, calentamiento y a veces la destrucción de la unidad.
La lubricación excesiva carboniza rápidamente el interior de los cilindros de fuerza,
obstruyendo las lumberas y pegándose los anillos de fuerza.
7.0 DETERMINACIÓN DEL EQUIPO TURBOCOMPRESOR ADECUADO
7.1 DESCRIPCIÓN DEL TURBOCOMPRESOR A SELECCIONAR
Debido al proyecto que se viene mencionando se pondrá en marcha una nueva
estación de compresión denominada Tajín II, la cual pronostica un manejo de gas de
aproximadamente 60 mmpcd, por lo cual PEMEX se ve en la necesidad de instalar una
turbina de gas Solar – Centauro con una capacidad de hasta 3900 caballos de potencia
nominales, ya que la potencia total en esa estación de compresión será de 2514.39 Hp.
La máquina de turbina de gas centauro es de dos flechas, de velocidad variable,
flujo axial, consistente de un conjunto de accesorios impulsor, compresor de once pasos
con conjunto de aspas fijas y variables, conjunto de difusor de compresión, conjunto
combustor con cámara anular de combustión, turbina productora de gas de dos etapas y una
turbina de fuerza de una etapa con difusor de escape de turbina y colector de escape, como
se muestra en la fig. 23
Los componentes principales son conservados en alineamiento exacto por el contra-
bridas con superficies de guía o piloto, y están atornillados juntos. El conjunto de la flecha
impulsora de salida de la turbina de potencia está unido a la caja de rodamiento.
FIG. 23
COMPONENTES DEL TURBOCOMPRESOR SOLAR
7.2 DESCRIPCIÓN GENERAL DE LA TURBINA
Este conjunto incluye la caja de soporte de baleros de la turbina productora de gas,
el grupo combustor y su rotor de dos pasos que impulsa al compresor.
RECOLECTOR DE ESCAPE
DIFUSOR DE ESCAPE DE LA TURBINA
CONJUNTO ROTOR DE LA TURBINA
CONJUNTO DE IMPULSIÓN DE EQUIPOS ACCESORIOS
CONJUNTO DE ADMISIÓN DE AIRE
CONJUNTO DE ÁLABES VARIABLES DEL COMPRESOR
CONJUNTO ROTOR DEL COMPRESOR
CONJUNTO DE LA CARCAZA DEL COMPRESOR
CAJA SOPORTE DEL COJINETE DEL COMPRESOR
CONJUNTO DE LA CAJA DEL COMBUSTOR
CARCASA Y CONJUNTO DE TOBERA
CONJUNTO DE EJE IMPULSOR DE SALIDA
INYECTOR DE DOBLE COMBUSTIBLE
COLECTOR DEL AIRE DE REFUERZO
COLECTOR DE GAS COMBUSTIBLE
CAJA SOPORTE DEL COJINETE DE LA TURBINA
CONJUNTO DIFUSOR DEL COMPRESOR
La envolvente del combustor forma parte de la cubierta externa de la máquina. La
envolvente esta atornillada a la brida de atrás de la caja de soporte del balero del productor
o generador de gas y la brida delantera del difusor de escape de la turbina. Alrededor de la
caja del combustor sobre unas protuberancias, se encuentran instalados diez quemadores de
combustible y sobresalen a través del conjunto del forro del combustor dentro de la cámara
de combustión, la cual es de flujo directo anular.
Las toberas de la turbina están agrupadas y colocadas en una envolvente, la cual está
volada hacia delante desde la brida posterior del envolvente del combustor.
Los baleros del rotor del productor de gas están soportados por un conjunto de
soporte de balero consistente en una envolvente externa atornillada a la brida delantera de
la envolvente del combustor y una cubierta interior cilíndrica, que se extiende al interior
posterior del casquillo interno del forro del combustor.
7.3 CARACTERÍSTICAS GENERALES DE LA TURBINA
La máquina turbina de gas, básicamente es una máquina térmica en la cual se genera
energía térmica y se transforma en energía mecánica mediante la aplicación de
determinados procesos termodinámicos, arreglados para acontecer en un ciclo resultados,
generalmente denominados como ciclo Brayton simple.
Los resultados del ciclo en si son fundamentales y comprenden las cuatro
transformaciones siguientes:
1. Compresión: Se comprime aire atmosférico.
2. Combustión: Se agrega combustible al aire comprimido y se enciende.
3. Expansión: Los gases de combustión se expansionan a través de una tobera.
4. Escape: Los gases de combustión son descargados a la atmósfera.
Teóricamente, no ocurre intercambio de calor entre el aire (o gas) dentro de la
máquina y sus inmediaciones durante las transformaciones de compresión y expansión. Por
lo tanto, se dice que aire o gas sufre un cambio adiabático.
También teóricamente se supone que la combustión y el escape se llevan a cabo a
presión constante, con ganancia y pérdida de calor respectivamente, y se dice que el aire o
gas sufre un cambio o transformación isobárica.
Así, el ciclo cerrado termodinámicamente, comprende dos cambios adiabáticos y
dos isobáricos, los cuales ocurren alternativamente (solo los tres primeros de estos cambios
tienen lugar dentro de la máquina – turbina de gas)
En contraste con la operación cíclica de un automóvil del tipo reciprocante, de
máquina de combustión interna, las transformaciones termodinámicas tienen lugar
continuamente en la máquina de turbina de gas.
Así, hay flujo continuo de aire comprimido desde la sección de compresión, una
combustión continua dentro de la cámara de combustión y una toma de fuerza continua en
la sección de la turbina.
El aire es arrastrado dentro de la sección del compresor a través de la entrada por el
rotor del compresor, primero por la fuerza entregada al rotor del compresor por los motores
de arranque, y después por la fuerza producida en la sección de la turbina conforme se
inicia la combustión.
El aire comprimido pasa a través del difusor, donde parte de su energía cinética es
convertida en energía de presión y dentro de cámara de combustión, en donde gas o
líquidos combustibles son inyectados al aire presurizado. Durante el ciclo de arranque de la
máquina, un soplete (antorcha) resaltado dentro de cámara de combustión y alimentado por
una línea independiente de combustible, es encendido por una bujía. La flama enciende la
mezcla de aire – combustible dentro de la cámara de combustión y se mantiene una
combustión continua durante todo en tiempo, mientras la cámara cuente con un flujo
presurizado adecuado de aire y combustible. La flama tarda en ser extinguida.
Los gases expansionados en la cámara de combustión pasan a través de la sección
de la turbina, impulsando tanto al productor de gas como a los rotores de la turbina de
potencia.
Puesto que el productor de gas y los rotores de la turbina son mecánicamente
independientes, la turbina productora de gas de once pasos, impulsa únicamente a la
máquina compresora y los accesorios. El rotor libre de la turbina de potencia de un paso
absorbe la energía restante de los gases de escape de la turbina productora de gas bajo el
principio de un acoplamiento de fluido, proporcionado así fuerza al equipo impulsado a
través de la flecha impulsora de toma de fuerza.
En la máquina de configuración de dos flechas, la velocidad de la turbina productora
de gas está directamente relacionada con el nivel de fuerza de la máquina y, por este motivo
la velocidad de la turbina es controlada mediante el regulador para proporcionar el ajuste de
nivel de fuerza.
La velocidad de la turbina de potencia, por otra parte sólo se es independiente de la
carga, ello incorpora los dispositivos de protección de sobrevelocidad en la eventualidad de
la pérdida de la carga. Durante la operación normal la carga del equipo impulsado
determinará la velocidad más eficiente de la turbina de potencia para cada requerimiento de
fuerza en particular.
7.4 CARACTERÍSTICAS DEL COMPRESOR
El conjunto del compresor consta de once pasos o etapas, es del tipo de flujo axial,
tiene un conjunto incorporado de aire de entrada, aspas variables ensambladas en el
compresor, caja, difusor, caja de baleros de soporte del compresor, y juego de partes que
fuerzan el rotor.
El conjunto de aire de entrada tiene una apertura anular, cubierta con una rejilla de
malla muy tupida, para evitar la entrada de materiales sólidos dentro de l succión de aire de
la máquina. La envolvente de la entrada de aire soporta el rotor del compresor mediante el
balero delantero de la flecha.
Las aspas variables ensambladas en el compresor constan de una guía de entrada del
conjunto de aspas, los dos primeros conjuntos del estator y el actuador de control de aspas
variables hidráulicamente y controladas neumáticamente.
El extremo delantero del conjunto de aspas de guía de entrada está atornillado a la
envolvente de la entrada de aire. El extremo posterior del conjunto de la segunda etapa del
estator está montado sobre la envolvente de la caja del compresor.
El conjunto de la caja del compresor está ligado al del difusor. La envolvente de
soporte de baleros del compresor, atrás del difusor y proyectado dentro de él, soporta los
baleros del extremo posterior de la flecha del rotor.
El extremo delantero de la flecha del rotor del compresor está conectado al tren de
ruedas dentadas del accesorio impulsor, y el extremo de atrás está conectado rígidamente a
la flecha de la turbina productora de gas. La flecha del rotor del compresor está soportada
por baleros delanteros y posteriores de pista bascular.
8.0 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE ACCESORIOS
8.1 SELECCIÓN DE TUBERÍAS
8.1.1 REQUERIMIENTOS PARA DISEÑOS DE TUBERIAS DE ACERO
La presión de diseño para tuberías de gas, tuberías de acero o el espesor de pared
nominal para una presión dad debe determinarse por la siguiente formula tomada de las
normas A.P.I. para tuberías:
t = P D
2 S F E T
Donde:
P = Presión de diseño en psig.
S = Mínimo esfuerzo de cedencia especificado en psig. Estipulado en las
especificaciones API bajo las cuales las tuberías fue propuesta o determinada.
D = Diámetro exterior del tubo, en plg.
t = Espesor de la pared nominal, en plg.
F = Factor de diseño por tipo de construcción. Obtenido en la tabla VI del apéndice.
E = Factor de junta longitudinal obtenido en la tabla VII del apéndice.
T = Factor de temperatura obtenido de la tabla VIII del apéndice.
Los factores que tomen F, E y T están especificados en el código ASA B31.8 de 1975,
dichas tablas se encuentran en el apéndice así como también la clasificación de tipos de
construcción de tuberías de acero.
El valor del tipo de construcción está relacionado con la clase de localización por la que
atraviesa la tubería.
8.1.2 CLASES DE LOCALIZACIÓN
LOCALIZACIÓN CLASE I: Incluye área de desecho, desiertos, montañas, pastizales,
granjas y combinaciones de éstas.
LOCALIZACIÓN CLASE II: Incluye áreas donde el grado de desarrollo es intermedio,
entre localización clase I y localización clase III, áreas aledañas a ciudades, pueblos y
áreas industriales.
LOCALIZACIÓN CLASE III: Incluye áreas subdivididas para propósitos residenciales y
comerciales, donde al mismo tiempo de la construcción de la tubería, el 10% o más de los
lotes colindan con la calle o derechos de vía en el cual la tubería está localizada y no puede
considerarse como clase III a las áreas completamente ocupadas por edificios comerciales
o residenciales con altura previamente de tres pisos o más.
LOCALIZACIÓN CLASE IV: Incluye áreas donde son prevalecientes los edificios de
varios pisos y donde el tráfico humano es alto y donde puede haber algunos edificios bajo
tierra.
8.1.3 FACTORES DE CORROSIÓN PARA DISEÑO DE TUBERÍAS Y LÍNEAS
PRINCIPALES.
1) El procedimiento prescrito por el código A.S.A. B 31.8 para tuberías y líneas principales
son aplicables sin modificación solamente cuando el gas transportado es substancialmente
no corrosivo.
2) Si un gas corrosivo ha de ser transportado, y si requiere una medición de prevención de
corrosión externa en áreas corrosivas no previstas, el espesor de la tubería deberá ser
incrementado para prever una seguridad por corrosión.
El mínimo de corrosión permisible prevista para cualquier caso no debe ser menor
de 0.050 para corrosión externa, y 0.075 para corrosión interna, si ambas corrosiones son
esperadas añada ambos valores.
8.1.4 SELECCIÓN DE TUBERÍAS
La selección de tuberías se hará de acuerdo a especificaciones A.P.I. tomadas del
manual N.G.P.S.A. (Asociación de Suministradores para Procesos de Gas Natural), los
cuales muestran diferentes diámetros de tuberías y sus principales características.
8.2 LAS CONDICIONES DE OPERACIÓN DEL GAS PARA CALCULAR EL
CABEZAL DE DESCARGA PARA BN DE LA ESTACIÒN DE COMPRESIÒN
TAJÌN I SON LAS SIGUIENTES:
TIPO DE FLUIDO:
Gas natural o amargo con cierto contenido de ácido sulfúrico.
Presión = 596 psig = 42 kg/cm2
Gasto = 7.2 X 106 ft
3/día
Temperatura = 127 °C
8.2.1 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE LA TUBERÍA DE DESCARGA
Aplicando la ecuación de Weymonth:
1/2
Q = 433.45 Ts
(Di)2.667 (P1)
2 – (P2)
2
Ps L G T
Donde:
Q = Cantidad de flujo de gas en ft3/día.
Ts = Temperatura de succión.
PATM = Presión atmosférica
Di = Diámetro interior en plg.
P1 = Presión inicial en psia.
P2 = Presión final en psia.
L = Longitud de la tubería en millas.
G = Gravedad específica del gas.
T = Temperatura absoluta de flujo de gas.
DATOS:
Q = 7.2 x 106 ft
3/día
P1 = 596 psia
P2 = 591 psia
L = 0.062 millas
G = 0.64
Td = 261 + 460 = 721°R
Ps = 14.7 psia
T = 60 + 460 = 520°R
Sustituyendo los valores en la ecuación anterior y despejando Di se tiene:
2.667 1/2
7.2 x 106 = 433.45
520 Di
(596)2 – (591)
2
14.7 0.062 x 0.64 x 721
0.375
Di = 7.2 x 10
6
(15 333) (14.4)
Di = 3.69” = 9.38 cm
Por lo tanto elegiremos un diámetro de 10.16 cm (4”) por ser el próximo comercial que el
valor anterior.
8.2.2 CÁLCULO DEL ESPESOR DE LA TUBERÍA DE DESCARGA A BN
CONDICIONES:
P = 43.033 kg/cm2 abs.
D = 10.16 cm
S = 1406.67 kg/cm2
F = 0.5
E = 1.0
T = 1.0
Aplicando la ecuación se obtiene:
t = P D
2 S F E T
t = 43.033 ( 10.16)
2 ( 1406.67 ) ( 0.5 ) ( 1 ) (1 )
t = 0.31
Considerando 0.318 cm. Como factor de corrosión tenemos:
t = 0.31 + 0.318 = 0.628 cm de espesor = 0.24”, Por lo tanto, tendremos las siguientes
características:
Espesor de la pared: t = 0.628cm ( 0.24”)
Diámetro nominal: D = 10.16 cm (4”)
Diámetro interior: 9.532 cm ( 3.76”)
Recomendándose que los tramos de tubería a instalarse no excedan de 12 mts. de longitud y
que tengan extremos biselados.
8.3 LAS CONDICIONES DE OPERACIÓN DEL GAS PARA LA ESTACIÒN DE
COMPRESIÒN TAJÌN II, SON LAS SIGUIENTES:
TIPO DE FLUIDO: Gas natural o amargo con cierto contenido de ácido sulfúrico.
Presión = 43 psig = 3 kg/cm2
Gasto = 60 x 106 ft
3/día
Temperatura = 35°C
8.3.1 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE LA TUBERÍA DE SUCCIÓN
Aplicando la ecuación de Weymonth:
1/2
Q = 433.45 Ts
(Di)2.667 (P1)
2 – (P2)
2
Ps L G T
Donde:
Q = Cantidad de flujo de gas en ft3/día.
Ts = Temperatura de succión.
PATM = Presión atmosférica.
Di = Diámetro interior en plg.
P1 = Presión inicial en psia.
P2 = Presión final en psia.
L = Longitud de la tubería en millas.
G = Gravedad específica del gas.
T = Temperatura absoluta de flujo de gas.
DATOS:
Q = 60 x 106 ft
3/día
P1 = 43 psig
P2 = 40 psig
L = 0.062 millas
G = 0.65
Tr = 95 + 460 = 555°R
Ps = 14.7 psia
Ts = 60 + 460 = 520°R
Sustituyendo los valores en la ecuación anterior y despejando Di se tiene:
2.667 1/2
60 x 106 = 433.45
520 Di
(43)2 – (40)
2
14.7 0.062 x 0.65 x 555
0.375
Di = 60 x 10
6
(15 333) (3.336)
Di = 14.15” = 35.94cm
Por lo tanto elegiremos un diámetro de 40.64 cm (16”) por ser más comercial que el
anterior.
8.3.2 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE LA TUBERÍA DE DESCARGA
Aplicando la ecuación de Weymonth:
1/2
Q = 433.45 Ts
(Di)2.667 (P1)
2 – (P2)
2
Ps L G T
DATOS:
Q = 60 x 106 ft
3/día
P1 = 341 psig
P2 = 336 psig
L = 0.062 millas
G = 0.65
Tr = 221 + 460 = 681°R
Ps = 14.7 psia
Ts = 60 + 460 = 520°R
Sustituyendo los valores en la ecuación anterior y despejando Di se tiene:
2.667 1/2
60 x 106 = 433.45
520 Di
(341)2 – (336)
2
14.7 0.062 x 0.65 x 681
0.375
Di = 60 x 10
6
(15 333) (11.10)
Di = 9.01” = 22.88 cm
Por lo tanto elegiremos un diámetro de 25.4 cm (10”) por ser más comercial que el
anterior.
8.3.3 CÁLCULO DEL ESPESOR DE LA TUBERÍA DE SUCCIÓN
CONDICIONES:
P = 4.033 kg/cm2 abs.
D = 40.64 cm.
S = 1406.67 kg/cm2
F = 0.5
E = 1.0
T = 1.0
Aplicando la ecuación se obtiene:
t = P D
2 S F E T
t = 4.033 ( 40.64 )
2 ( 1406.67 ) ( 0.5 ) ( 1 ) (1 )
t = 0.1165 cm
Considerando 0.318 cm. Como factor de corrosión tenemos:
t = 0.1145 + 0.318 = 0.4325 cm de espesor = 1.098”, Por lo tanto, tendremos las siguientes
características:
Espesor de la pared: t = 0.4325 cm (1.098”)
Diámetro nominal: D = 40.64 cm (16”)
Diámetro interior: 40.20 cm ( 15.8”)
Recomendándose que los tramos de tubería a instalarse no excedan de 12 mts. de longitud y
que tengan extremos biselados.
8.3.4 CÁLCULO DEL ESPESOR DE PARED DE LA TUBERÍA DE DESCARGA
CONDICIONES:
P = 24 kg/cm2
D = 25.4 cm
S = 1406.47 kg/cm2
F = 0.5
E = 1
T = 1
Sustituyendo valores en la ecuación se tiene:
t = P D
2 S F E T
t = 24 ( 25.4 )
2 ( 1406.67 ) ( 0.5 ) ( 1 ) (1 )
t = 0.433 cm.
Considerando 0.318 cm. Como factor de corrosión tenemos:
t = 0.433 + 0.318 = 0.75 cm de espesor = 0.3”, Por lo tanto, tendremos las siguientes
características:
Se seleccionará una tubería de diámetro A.P.I 5 LX con las siguientes características:
Espesor de la pared: t = 0.75 cm. (0.3”)
Diámetro nominal: D = 25.4 cm. (10”)
Diámetro interior: 24.65 cm. ( 9.7”)
8.3.5 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE LA TUBERÍA DE VENTEO
A ésta tubería están conectadas las diferentes válvulas de relevo que están colocadas
en los separadores y tuberías de cada una de las máquinas.
El gas que fluye va hacia un quemador con el fin de evitar un aumento de presión.
Se calculará bajo las siguientes condiciones:
Q = 60 x 106 ft
3/día
P1 = 145 psia.
P2 = 140 psia.
G.E. = 0.86
Tf = 104°F + 460 = 564°R
Ts = 60°F + 460 = 520°R
PATM = 14.7 psia.
L = 0.062
Sustituyendo valores en la ecuación se tiene :
2.667 1/2
120 x 106 = 433.45
520 Di
(145)2 – (140)
2
14.7 0.062 x 0.65 x 564
0.375
Di = 60 x 10
6
84960.153
Di = 10.94”
Por lo tanto se seleccionará un diámetro de 12” por ser más comercial que la anterior
(30.48 cm).
8.3.6 CÁLCULO DEL ESPESOR DE LA PARED DE LA TUBERÍA DE VENTEO
CONDICIONES:
P = 9.85 kg/cm2 abs.
D = 30.48 cm
S = 1406.67 kg/cm2
F = 0.5
E = 1.0
T = 1.0
Aplicando la ecuación se obtiene:
t = P D
2 S F E T
t = 9.85 ( 30.48 )
2 ( 1406.67 ) ( 0.5 ) ( 1 ) (1 )
t = 0.213 cm
Considerando 0.318 cm. como factor de corrosión tenemos:
t = 0.213 + 0.318 = 0.531 cm de espesor = 0.21”.
Por lo tanto se seleccionará una tubería de 30.48 cm de diámetro A.P.I. 5LX
Espesor de la pared: t = 0.531 cm (0.21”)
Diámetro nominal: D = 30.48 cm (12”)
Diámetro interior: 29.94 cm ( 11.78”)
Se recomienda que los tramos de tubería a instalar no excedan de 12 mts. de
longitud y que tengan extremos biselados.
* El cálculo de la tubería de desfogue no se considera debido a que debe tener las
mismas condiciones que la tubería de succión y por lo tanto se seleccionará una tubería de
las mismas características.
La tubería de desfogue tiene la función de dar salida a todo el gas que se admite en
la estación de compresión cuando existe un paro forzado en toda la estación.
La causa puede ser que existan problemas para la recepción de gas en la planta
petroquímica o alguna rotura en el gasoducto.
ANÀLISIS CRÍTICO DE LOS DIFERENTES ENFOQUES
Analizando los diferentes enfoques tomados en este presente trabajo, se empezó
definiendo que:
- El gas a producirse en los campos Coapechaca-Tajìn, es transportado por líneas de
tubería que llegan a un separador ya que como es sabido el gas generalmente está
acompañado por algún otro hidrocarburo por lo que antes de enviarlo a las máquinas
compresoras, es necesario pasar por estas para así dejarlas libre de impurezas.
- Para poder llegar al cálculo de la potencia motriz en la estación de compresión
Tajìn I, se tuvo que analizar el ciclo de compresiòn en el que se describe el trabajo que
realiza la màquina compresora reciprocante, así como también el análisis cromatogràfico
que muestra las propiedades químicas del gas, que junto con las condiciones de operación
conllevó a calcular mediante la curva BHP/MMPCD (Fig. 13), la potencia motriz necesaria
para manejar el gas; por ultimo se realizo el balance térmico del equipo motocompresor
para determinar su rendimiento y asì comprobar que la elección del equipo halla sido el
adecuado.
- Para realizar y llegar al cálculo de la potencia motriz en la estaciòn de compresiòn
Tajìn II, se realizo un estudio general del compresor centrìfugo, asì como tambièn el
análisis cromatogràfico que muestra las propiedades quìmicas del gas que junto con las
condiciones de operación conllevò a analizar mediante las condiciones de diseño de las
compresoras de gas Solar (Tabla VII) para hallar el diámetro y la velocidad tangencial
correspondientes y por ùltimo realizar el balance tèrmico para determinar que la elecciòn
del equipo fue el adecuado.
- Los motores de combustión interna, específicamente el diesel, son generalmente
utilizados para accionar a las compresoras reciprocantes, por lo que se hizo necesario el
estudio del principio de funcionamiento de estos, asì como tambièn, la realización del
balance tèrmico del mismo que nos ayudo a determinar la eficiencia tèrmica de esta
màquina tomado en cuenta las condiciones de operación de la estaciòn de compresiòn Tajìn
I.
- Se realizo a su vez un estudio general de las turbinas de gas, asì como su
correspondiente ciclo termodinàmico (ciclo Brayton) ya que son los principales
accionadores de los compresores centrìfugos, y posteriormente realizar el balance tèrmico
para determinar la eficiencia tèrmica de esta màquina tomando en cuenta las condiciones de
operación de la estaciòn de compresiòn Tajìn II.
- De acuerdo a los cálculos realizados, se llego a la conclusión que para la estaciòn
de compresiòn Tajìn I, utilizar 2 motocompresoras de la marca Cooper Bessemer GMVA-
10 de 1350 BHP y 300 r.p.m, teniendo en una unidad en servicio continuo y una de relevo.
- Con los càlculos realizados se llego a la conclusión que para la estaciòn de
compresiòn Tajìn II, utilizar dos turbocompresores de la marca solar centauro de 3900
BHP, teniendo una en servicio continuo y una de relevo.
- Por ùltimo se realizo el cálculo para determinar los diámetros necesarios para las
tuberías de descarga a Bombeo Neumático para la estaciòn de compresiòn Tajìn I,
aplicando para ello la ecuación de Weymounth y haciendo la selección de acuerdo a las
especificaciones de la norma API, tomadas del manual de la N.G.P.S.A. Ya que en el
proyecto se contemplo la instalación de una nueva estaciòn de compresiòn (Tajìn II), se
hizo necesario el cálculo de la tubería de succión y de descarga aplicando la ecuación de
Weymounth asì como las especificaciones de la Norma API para los diámetros nominales
de las tuberías seleccionadas.
CAPÍTULO III
CONCLUSIONES
Con la investigación realizada, se tuvo la oportunidad de visualizar la problemática
que existe en la regiòn norte de Estado de Veracruz, en donde se localizan los campos
petroleros cuya producción principal es el gas natural.
La industria petrolera en el distrito Poza Rica, Ver, enfrenta una gran problemática
debido a que la producción de gas en los diferentes campos no puede ser manejado
adecuadamente por el equipo instalado en las diferentes estaciones de compresiòn a las que
convergen la producción de dichos campos, por lo que este gas es quemado y el no
aprovechamiento de este resulta en perdidas millonarias para la Paraestatal PEMEX.
Esta problemática, conlleva a la necesidad de implementar sistemas adecuados por
el manejo y acondicionamiento de éste energético.
Con el trabajo presentado, se pudo determinar que la estaciòn de compresiòn Tajìn
I, de acuerdo a la producción estimada a producirse tanto a proceso como a Bombeo
Neumático se determino que para manejar el gas a proceso, no se hizo necesaria la
instalación de nuevo equipo ya que el equipo actualmente instalado, satisface plenamente la
demanda de potencia necesaria para manejarla. Con lo que respecta al caso del Bombeo
Neumático, se hizo necesaria la instalación de 2 nuevas unidades motocompresoras
reciprocantes que manejarán este gas.
Con lo que respecta a la Estaciòn de Compresiòn Tajìn II debida a que en esta la
instalación será totalmente nueva, con los cálculos realizados se llego a la conclusión de
instalar 2 unidades turbocompresores de la marca Solar Centauro de 3900 BHP, que es la
indica para manejar adecuadamente el gas a producirse.
Con esto se concluye que con los càlculos realizados se satisficieron las necesidades
para seleccionar el equipo adecuado para cada estaciòn de compresiòn, y asì, evitar
pérdidas millonarias que repercuten en la economía del País debido a que el gas a
producirse se aprovechará en su totalidad y no se quemará a la atmósfera.
BIBLIOGRAFIA
- TERMODINÁMICA
FAIRES
- MANUAL DEL INGENIERO MECÁNICO
MARKS
Mc GRAW-HILL
- COMPRESORES
SELECCIÓN, USO Y MANTENIMIENTO
RICHARD W. GREENE.
- PROYECTO PARA LA SELECCIÓN, OPERACIÓN Y MANTENIMIENTODE UN
EQUIPO TURBOCOMPRESOR EN LA ESTACIÓN DE COMPRESIÓN SAMARIA II
EN EL DISTRITO VILLAHERMOSA, TABASCO.
TESIS
SALVADOR ESCALANTE VÁZQUEZ
- MANTENIMIENTO A LOS SISTEMAS Y COMPONENTES DE LA TURBINA DE
GAS MARCA SOLAR, MODELO CENTAURO.
TESIS
GABRIEL MARCELO MEDINA BENITEZ
- CÁLCULO Y SELECCIÓN DE COMPRESORES PARA LA AMPLIACIÓN DE LA
ESTACIÓN DE COMPRESIÓN SUNUAPA EN EL DISTRITO VILLAHERMOSA.
TESIS
ALBERTO TORRES PÉREZ
- DISTRIBUCIÓN DE GAS POR MEDIO DE SISTEMAS DE COMPRESIÓN DE LA
ESTACIÓN AGUA FRIA, DISTRITO POZA RICA, VER.
TESIS
JOSE ANTONIO BASILIO BASILIO
- ANALISIS DE ESFUERZOS EN TUBERIAS DE PRODUCCIÓN PARA POZOS
PRODUCTORES DE GAS AMARGO.
A.P.I.
- MANUAL DE LA CORPORACIÓN COOPER-BEESEMER
ANEXOS
APÉNDICE DE FIGURAS
FIGURA 1
ESQUEMA DE LA ESTACIÓN DE COMPRESIÓN TAJÍN I - TAJÍN II
ECSA
D16PLG
D24PLG
ECAF
CPG
BCII
ECTI
ECTII
BCI
BTIV
PROYECTO COAPECHACA-TAJÍN MANEJO DE GAS
BTII
BTI
BTIII
2004
FIGURA 2
ESTACIÓN DE COMPRESIÓN TAJÍN I
BATERÍA
TAJÍN II
BATERIA
TAJÍN I
BATERÍA
TAJÍN III
1.4 MMPCD
3.3 MMPCD
10.9 MMPCD
15.9 MMPCD
ESTACIÓN TAJÍN I
DE CENTRAL TURBINAS SAN
ANDRES
A C.P.G. POZA RICA
FIGURA 3
20.34 MMPCD
18.86 MMPCD
20.42 MMPCD
GAS COMBUSTIBLE
59.62 MMPCD
ESTACIÓN TAJÍN II
A C.P.G. POZA RICA
BATERIA
TAJÍN IV
BATERIA
COA I
BATERIA
COA II
DE CENTRAL TURBINAS AGUA FRÍA
ESTACIÓN DE COMPRESIÓN TAJÍN II
FIG. 4
SEPARADOR VERTICAL
1.- VÁLVULA DE SEGURIDAD 2.- EXTRACCIÓN DE NIEBLA 3.- TUBO DESVIADOR DE SEGURIDAD 4.- PLACA DESVIADORA DE ENTRADA 5.- CONTROL DE NIVEL 6.- FLOTADOR 7.- INDICADOR DE NIVEL 8.- VÁLVULA DE DESCARGA DE LÍQUIDOS
1
2
3
4
5
7
6
8
SALIDA DEL GAS
SECCION DE ENTRADA DE NIEBLA
SECCION DE SEPARACION SECUNDARIA
SECCION DE SEPARACION PRIMARIA
ENTRADA DE LA MEZCLA
SALIDA DEL LÍQUIDO
SECCIÓN DE ALMACENAMIENTO DE LÍQUIDOS
DRENE DE FONDO
LÍQUIDO
GAS
FIG 5.
SEPARADOR VERTICAL CON TODAS SUS PARTES
SALIDA DEL GAS
VÁLVULA DE ALIVIO
DISCO DE RUPTURA
CUERPO EXTRACTOR DE NIEBLA
TUBO REGULADOR DE PRESIONES
DEFLECTOR
ROMPEOLAS
CRISTAL DE NIVEL
FLOTADOR
PURGA MANUAL DE LÍQUIDOS
ENTRADA DE LA MEZCLA DE GAS
VÁLVULA AUTOMÁTICA PARA SALIDA DE LÍQUIDOS
FIG. 7
CILINDRO COMPRESOR
SIMPLE EFECTO
FIG. 7a
CICLINDRO COMPRESOR
DOBLE EFECTO
FIG. 10
COEFICIENTE DE ESPACIO MUERTO
P d b
a e f
ѵ ZS So
Z´S S´o Si S´i
P
ѵ
c P´
ZS So Si
FIG. 10a
FIG. 10b
FIG. 12
CURVA PARA HALLAR LA POTENCIA (BHP)
LA POTENCIA AL FRENO REQUERIDO POR CADA MILLÓN
DE PIES CÚBICOS DE GAS POR DÍA
MEDIDO A 14.4 PSIA. Y TEMPERATURA DE SUCCIÓN
BHP/MMCFD POTENCIA AL
FRENO REQUERIDO POR CADA
MILLÓN DE PIES
CÚBICOS DE GAS POR DÍA
MEDIDO A 14.4 PSIA
Y TEM.
DE SUCCIÓN
FIG. 17
FACTORES DE COMPRESIBILIDAD PARA GASES Y VAPORES
APÉNDICE DE TABLAS
PROYECTO COAPECHACA – TAJÍN MENEJO DE GAS A
PROCESO
ESTACIÓN DE COMPRESIÓN TAJÍN I
MÁXIMA PRODUCCIÓN DE GAS (mmpcd
No. Batería No.
Plat.
No.
Pozos
Tipo
Req.
Fecha
De Opn.
2004
2005
1
Tajín I 1 2 Amp. 20-May-04 0.8 0.6
2
Tajín II
1 4 Amp. 15-Jul-04 1.7 1.6
3
Tajín III
4 18 Amp. 24-Nov-04 3.5 3.2
1
Tajín I
1 2 Amp. 20-May-04 0.6 0.6
2
Tajín II
1 4 Amp. 15-Jul-04 1.2 1.2
3
Tajín III 4 18 Amp. 24-Nov-04 5.4 5.4
TOTAL 13.2 12.6
PRODUCCIÓN ACTUAL 2.7 2.7
PRODUCCIÓN TOTAL 15.9 15.3
TABLA I
MANEJO DE GAS EN LA ESTACIÓN DE COMPRESIÓN TAJÍN I
PROYECTO COAPECHACA – TAJÍN MENEJO DE GAS A
PROCESO
ESTACIÓN DE COMPRESIÓN TAJÍN II
MÁXIMA DE GAS (mmpcd)
PRODUCCIÓN
No. Batería No.
Plat.
No.
Pozos
Tipo
Req.
Fecha
De Opn.
2004
2005
1
Tajìn IV 6 71 Nueva 17-Ago04 20.34 19.5
2
Coa. I 9 88 Nueva 23-Oct-04 18.86 18.6
3
Coa. II 7 82 Nueva 26-Dic-04 20.42 19.68
TOTAL 59.62 57.78
TABLA II
MANEJO DE GAS EN LA ESTACIÓN DE COMPRESIÓN TAJÍN II
ESTACIÓN DE COMPRESIÓN TAJÍN 1
UNIDADES
MARCA MODELO POTENCIA
(HP)
CAPACIDAD
(mmpcd)
PRESIÓN DE
DESCARGA
(kg/cm2)
CONDICIÓN
ACTUAL
C1A
CLARK
HMAB-10
550
3.8
24.0
RELEVO
C1B
CLARK
HMAB-10
550
3.8
24.0
RELEVO
C1C
CLARK
HMAB-10
550
3.8
24.0
RELEVO
C1D
AJAX
DPC-2830
600
3.8
24.0
OPERACIÓN
TABLA III
MÁQUINAS OPERATIVAS EN LA ESTACIÓN DE COMPRESIÓN TAJÍN I
ANALISIS DEL GAS A MANEJAR PARA LA ESTACIÒN DE COMPRESIÒN
TAJÌN I.
De acuerdo al análisis cromatogràfico proporcionado por el Laboratorio de
Yacimientos de PEMEX, los componentes y características del gas son las que se indican a
continuación.
COMPONENTES
% MOL
Mcp
(150 º F)
%MOL x Mcp
(150 º F)
N2
NITROGENO
0.0130
6.97
0.0906
CH4
METANO
0.9012
8.95
8.0657
CO2
BIOXIDO DE CARBONO
0.0060
9.29
0.0557
C2H6
ETANO
0.0400
13.78
0.5512
H2S
ACIDO SULFHIDRICO
0.0004
8.27
0.0031
C3H8
PROPANO
0.0210
19.52
0.4099
i-C4H10
ISOBUTANO
0.0027
25.77
0.0696
n-C4H10
BUTANO NORMAL
0.0092
25.81
0.2375
i-C5H12
ISOPENTANO
0.0023
31.66
0.0728
n-C5H12
PENTANO NORMAL
0.0029
31.26
0.0906
C6 +
HEXANOS Y MAS PESADOS
0.0013
37.93
0.0493
∑ = 1.00 Mcp = 9.696
TABLA IV
ANALISIS CROMATOGRÁFICO DEL GAS PARA LA ESTACIÓN DE
COMPRESIÓN TAJÍN I
TABLA V
TABLA PARA EL CÁLCULO DE LOS CILINDROS COMPRESORES DE LA
PRIMERA ETAPA
14” CARRERA DEL CILINDRO COMPRESOR PARA GMV, GMVA y JM UNITS.
DIAMETRO
CIRCULO DEL AREA
DESPLASAMIENTO DEL PISTON
S. A D. A 300 RPM
DESPLASAMIENTO DEL PISTON
S. A D. A 327 RPM PORCENTAJE DEL CLARO
TODAS VALORAN PARA 3” DEL VÁSTAGO DEL PISTON
Y CON 1” DEL CLARO
TABLA V – A
TABLA PARA EL CÁLCULO DE LOS CILINDROS COMPRESORES DE LA
SEGUNDA ETAPA
14” CARRERA DEL CILINDRO COMPRESOR PARA GMV, GMVA y JM UNITS.
DIAMETRO CIRCULO DEL
AREA
DESPLASAMIENTO DEL PISTON
S. A D. A 300 RPM PORCENTAJE DEL CLARO
TODAS VALORAN PARA 3” DEL VÁSTAGO DEL PISTON Y CON 1” DEL CLARO. EL JUEGO LIBRE AXIAL PUEDE VARIARSE DE 1/16 " MÍNIMO A 2-1/16 MÁXIMO
DETERMINACIÓN DEL GAS A MANEJAR PARA LA ESTACIÒN DE
COMPRESIÒN TAJÌN II.
De acuerdo al análisis cromatogràfico proporcionado por el Laboratorio de
Yacimientos de PEMEX, los componentes y características del gas son las que se indican a
continuación.
COMPONENTES
% MOL
Mcp
(150 º F)
%MOL x Mcp
(150 º F)
N2
NITROGENO 0.0114
6.97 0.0794
CH4
METANO 0.8963
8.95 8.0218
CO2
BIOXIDO DE CARBONO 0.0211
9.29 0.1960
C2H6
ETANO 0.035
13.78 0.4823
H2S
ACIDO SULFHIDRICO 0.0019
8.27 0.0062
C3H8
PROPANO 0.0176
19.52 0.3435
i-C4H10
ISOBUTANO 0.0028
25.77 0.0721
n-C4H10
BUTANO NORMAL 0.008
25.81 0.2064
i-C5H12
ISOPENTANO 0.002
31.66 0.0633
n-C5H12
PENTANO NORMAL 0.0025
31.26 0.0781
C6 +
HEXANOS Y MAS PESADOS 0.0014
37.93 0.0531
∑ = 1.0 Mcp = 9.8043
TABLA VI
ANALISIS CROMATOGRÁFICO DEL GAS PARA LA ESTACIÓN DE
COMPRESIÓN TAJÍN II
Pág
.
CONDICIONES DE DISEÑO
FAMILIA DE COMPRESORES DE GAS SOLAR
TABLA VII
CONDICIONES DE DISEÑO
MODELO C- 165K C - 167 C-168 C-284 C- 304 C- 306 C - 307 C- 505
MAXIMA PRESION DE
DESCARGA
(PSIA )
4000 1500 1500 1500 750 1500 1500 1200 1200 400
NUMERO DE ETAPAS
1 - 5 1 - 6 1 - 3 1 - 8 1 - 4 1 - 4 1 - 6 1 - 6 1 - 3 1 - 5
PESO DEL
COMPRESOR
(LB)
DIAMETRO DEL
ROTOR
(IN )
7 7 7 7 12 12 12 12 12 18
MAXIMO No . DE REVOLUCIONES
DE DISEÑO
( RPM )
22300 2230
0 22300 22300 22300 15700 15700 15700 15700 14000
VELOCIDAD EN
LA PUNTA DE LAS
PALETAS DEL ROTOR
( FT / SEG)
682 682 682 682 1167 820 820 820 820 1100
PRESION DE
ENSAYO DE LA CARCASA
( PSIG )
6000 2250 2250 2250 1125 2250 2250 1800 1800 600
CAPACIDAD DE CARGA
(HP )
4300 4000 4000 4000 4000 5000 5000 5000 5000 5000
MAXIMO CAUDAL
( CFM- REALES )
1600 3000 3000 1600 7500 7500 7500 7500 7500 16000
MINIMO CAUDAL
( CFM REALES )
150 150 150 150 1000 1000 1000 1000 1000 3000
VALORES DEL FACTOR DE DISEÑO
TIPO DE CONSTRUCCIÓN VALOR DE F
A 0.72
B 0.60
C 0.50
D 0.40
TABLA VIII
VALORES DEL FACTOR DE JUNTA LONGITUDINAL “E”
ESPECIFICACIÓN CLASE TUBERÍA E
ASTM SIN COSTURA 1.0
ASTM SOLDADA POR RESISTENCIA ELÉCTRICA 1.0
ASTM A 106 SIN COSTURA 1.0
ASTM A 134 SOLDADA POR FUSIÓN ARCO ELÉCTRICO 0.8
ASTM A 139 SOLDADA POR FUSIÓN ELÉCTRICA 0.8
ASTM A 381 SOLDADA POR DOBLE ARCO SUMERGIDO 1.0
API 5L SIN COSTURA 1.0
API 5L SOLDADA POR RESISTENCIA ELÉCTRICA 1.0
API 5LX SIN COSTURA 1.0
API 5LX SOLDADA POR RESISTENCIA ELÉCTRICA 1.0
API5LX SOLDADURA DE ARCO SUMERGIDO 1.0
TABLA IX
FACTOR DE DISEÑO POR DEFORMACIÓN TÉRMICA PARA TUBOS DE
ACERO “T”
TEMPERATURA °F VALOR DE “T”
250 o menos 1.000
300 0.967
350 0.933
400 0.900
450 0.867
TABLA X
CLASIFICACIÓN DE TIPOS DE CONSTRUCCIÓN DE TUBERÍAS DE ACERO
CARÁCTERÍSTICAS
SELECCIÓN DEL FACTOR
“F”
CONSTRUCCIÓN
TIPO A TIPO B TIPO C TIPO D
VER TABLA VI
LOCALIZACIÓN DONDE SE
USARÁ EL TIPO DE
CONSTRUCCIÓN
0.72 0.60 0.50 0.40
J1 J2 J3 J4
V1 V2 V3 V4
Z1. Z2
TABLA XI
Donde:
J1 = En derechos de vía privados, en localización clase I.
J2 = En derechos de vía privados, en localización clase II.
J3 = En derechos de vía privados, en localización clase III.
J4 = En derechos de vía privados, en localización clase IV.
V1 = En colindancias con caminos o carreteras privadas clase I.
V2 = En colindancias paralelas, caminos o carreteras privadas en clase II.
V3 = En tuberías de estaciones de compresión.
Z1 = Caminos sin urbanización en localización clase I.
Z2 = En puentes, localización I y II.
![VIENEDE JØJJ;0] BÁHAMONTES PRINCIPAL PALACIO …hemeroteca-paginas.mundodeportivo.com/./EMD02/HEM/1959/... · 2004. 9. 4. · (2ALDER.054. T. 218030 Compañía DOROTEO MARTI. A](https://static.fdocumento.com/doc/165x107/60d3cdbde1f2f474c44297d5/vienede-jjj0-bhamontes-principal-palacio-hemeroteca-2004-9-4-2alder054.jpg)
