Contenido

CUCEIBIBLIOTECA CENTRAL

Introducción vii

Sección 1 SELECCIÓN

Compresores y bombas: los impulsores de fluidos más importantesClaves para la selección de compresoresCómo obtener la mejor distribución física de la plantapara bombas y compresores

Sección II CÁLCULOS Y EVALUACIONES

Evaluación de compresores centrífugos de etapas múltiplesEmpleo de las curvas de rendimiento para evaluar el comportamientode los compresores centrífugosInterenfriadores y postenfriadores de compresores:predicción de funcionamiento en condiciones que no son las de diseñoEficiencia del compresor: la diferencia está en la definición¿;Se puede adaptar un compresor centrífugo?

Una forma fácil de tomar las temperaturas de compresión

Sección III CONTROL DE OSCILACIONES

Conceptos básicos sobre el control de oscilacionesen compresores centrífugosControl mejorado de oscilaciones en compresores centrífugosSistemas de control de oscilaciones en turbocompresoresControl de oscilaciones en compresores centrífugos de etapas múltiples

315

33

47

52

61656974

7989

100110

Sección IV

Sección V

Sección VI

Sección VII

OPERACIÓN Y MANTENIMIENTO

Operación segura de compresores para oxígenoLubricación de compresores de aireSelección y mantenimiento de bielas de compresores reciprocantesGuía para compresores sin problemas

119125129134

SELLOS Y EMPAQUETADURAS

Selección e instalación de sellos mecánicos 147Sellos mecánicos: más duración, menos mantenimiento 154Detección de fallas en sellos mecánicos 160Por qué fallan los sellos mecánicos 171Selección e instalación de empaquetaduras mecánicas 175

MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

Turbinas de vapor y de gasConsidérense las turbinas de gas para cargas pesadasEficiencia de la turbina determinada con calculadora programable

187204216

UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD AJUSTABLE

Selección de unidades motrices de velocidad ajustable 225

Sección VIII VENTILADORES Y SOPLADORES

Índice

Selección de ventiladores y sopladoresVentiladores y sistemas de los ventiladoresEstablecimiento de la curva de rendimiento de un ventilador centrífugoConsidérense los ventiladores de flujo axial cuando se tratede mover gases

243259277

286291

Introducción

Los compresores utilizados en las plantas de la industria de procesos químicos suelen ser com-plejos, construidos con precisión y costosos. Por ello, su selección, operación y mantenimientodeben ser cuidadosos. Por ejemplo, la operación incorrecta puede ocasionar oscilaciones de pre-sión (inestabilidad), condición en la cual se invierte un instante el flujo de gas dentro del compre- ’sor. Estas oscilaciones pueden dañar los componentes internos del compresor, producir dañospor miles de dólares en un corto tiempo y aumentar el costo del tiempo perdido para su repara-ción.

Esta GUíA PARA EL USO DE COMPRESORES Y VENTILADORES sugerida por la Revista Che-mical Engineering, está concebida para ayudar a eliminar las osciIaciones y otros costosos proble-mas. También se describe la selección de la máquina adecuada para una aplicación determina-da. Es una obra completa que abarca todos los aspectos que necesita conocer el ingenieroquímico sobre compresores y ventiladores y temas relacionados, como sellos y empaquetaduras.La información contenida en este libro proviene de artículos seleccionados que se publicaron enChemical Engineering en los últimos años. Es una guía práctica, enfocada a resolver los proble-mas cotidianos de los ingenieros de diseño, planta, operaciones y mantenimiento y les dará losmedios de manejar estas máquinas tan complejas.

Este libro consta de ocho secciones:Sección 1: Selección. Incluye tres artículos sobre la selección de compresores en las plantas de

las industrias de procesos químicos. Se describe cómo funcionan, cómo se seleccionan y el mejorlugar para instalarlos en la planta.

Sección II: Cúlculosy evaluaciones. Una serie de artículos que explican y ayudan a simplificar pro-cedimientos como el empleo de las curvas para evaluar el comportamiento de los compresorescentrífugos, la predicción de funcionamiento en condiciones que no son de diseño en interenfria-dores y postenfriadores, la adaptación de un compresor centrífugo, la determinación de las tem-peraturas y otros temas.

Sección III: Control de oscilaciones. Se incluyen estrategias de control para eliminar las oscilacio-nes en compresores centrífugos, turbocompresores y de etapas múltiples. Se explican las oscila-ciones de presión en detalle y los métodos convencionales de control para eliminarlas. Se inclu-yen métodos mejorados.

Sección IV: Operación y mantenimiento. Se presentan aquí las formas de lubricar los compresoresde aire; operar con seguridad los compresores para oxígeno, seleccionar y mantener las bielasde compresores reciprocantes y lograr un funcionamiento sin problemas.

Sección V: Sellos y empaquetaduras. Se estudian en detalle los sellos mecánicos y empaquetadurasjunto con su selección, instalación, funcionamiento, detección de fallas y mantenimiento.

Sección VI: Motores primarios. Se describen las turbinas de vapor y de gas, que son los principa-les. Estos se utilizan para mover equipos y se detallan su teoría y funcionamiento.

Sección VII: Unidades motrices de velocidad ajustable. Se describen los cinco tipos básicos: c.a.de estado sólido, c. c. de estado sólido, mecánicas, electromecánicas y fluidas.

Sección VIII: Ventiladores y sopladores. Se incluyen porque tienen una estrecha relación con loscompresores. Se muestra la forma de seleccionar ventiladores y sopladores, establecen la curvade rendimiento de un ventilador centrífugo y de emplear los ventiladores de flujo axial para mo-ver gases.

Todo el material que se presenta en las ocho secciones es de índole general y tan amplio comoha sido posible y le dará al lector vasta información acerca de los compresores y equipo rel’ativo.Esta GUÍA PARA EL USO DE COMPRESORES sugerida por Chemical Engineering seguirá siendouna útil obra de consulta en años futuros.

Sección 1Selección

Compresores y bombas: Los impulsores de fluidos más importantesClaves para la selección de compresoresCómo obtener la mejor distribución física de la planta para bombas y compresores

Compresores y Bombas:.‘Los impulsores de fluidosmás importantesSe presenta una guía de la estructura y características de funcionamiento de compresoresy bombas centrífugos y de desplazamiento positivo y la información necesaria para ase-gurar la selección correcta y funcionamiento libre de problemas.

Robert W. Abraham, The Badger Co.

La tendencia en la industria de procesos químicos esconstruir plantas cada vez más grandes con equipo deun solo componente, más grande y confiable.

La confiabilidad del equipo rotatorio siempre se debedefinir en términos de la duración esperada de la plantay el tiempo de amortización requerido para producirutilidades al propietario. Muchas plantas de productosquímicos tienen una duración esperada de cinco años omenos, pues el proceso ya será anticuado al cabo de esetiempo, mientras que las refinerías 0 las plantas petro-químicas tienen un tiempo de amortización de 10 a 15años 0 más.

Hay algunas preguntas de primordial importanciaque parecen no tener relación entre sí, para evaluar, se-leccionar e instalar equipo rotatorio. ¿Va a ser la plantade proceso continuo o por cargas a lotes? ¿Qué prima seaplica al costo de operación contra el costo del capital?;Se cuenta con personal idóneo para mantenimiento ose piensa minimizar la mano de obra con un control másautomático del proceso?

Con esos datos, presentes, se puede tratar de evaluary utilizar el equipo existente en el mercado.

El “corazón” de muchos procesos y el que más pro-blemas puede ocasionar es el compresor. Cuando se se-lecciona un tipo de compresor, es indispensable contarcon todas las condiciones del proceso para su examen.Si hay algún especialista en la planta, debe estar infor-mado de esas condiciones; no hacerlo, ha ocasionado in-finidad de problemas.

En la figura 1 se ilustran los límites de funcionamien-to de los compresores de mayor empleo en la IPQ. Sedebe tener cuidado al aplicar la figura 1 porque se pue-den utilizar dos o más tipos de compresores y hay queestudiar las opciones. El primer paso es definir los tiposy principios de funcionamiento de los compresores.

Compresores centrífugos

En un compresor centrífugo se produce la presión alaumentar la velocidad del gas que pasa por el impulsory, luego, al recuperarla en forma controlada para pro-ducir el flujo y presión deseados. En la figura 2 se ilus-tran un impulsor y difusor típicos. La forma de la curvacaracterística depende del ángulo de los álabes del im-pulsor en el diámetro exterior del mismo y también deltipo de difusor. En la referencia 1 se presenta la teoríay técnica de operación de los diferentes tipos de impulso-res. Estos compresores suelen ser unitarios, salvo que elflujo sea muy grande o que las necesidades del procesoexijan otra cosa.

La mayor parte de los impulsores para la IPQ son deltipo de inclinación hacia atrás o inversa, que permitemejor control porque su curva de rendimiento tiene ma-yor pendiente. La velocidad en las puntas de un impul-sor convencional suele ser de 800 a 900 ft/s. Estosignifica que el impulsor podrá producir alrededor de9 500 ft de carga, lo que depende del gas que se compri-ma. Si se requieren valores más altos, se emplean com-

4 SELECCIÓN

32 00016 000

8000

.z 4 0 0 0c9I 2 000ã

Capacidad de entrada, Milos de f?/min

Fig. 1 Los compresores cubren límites amplios parauso en procesos

presores de etapas múltiples. Los gases pesados como elpropano, el propileno o freón necesitan una reducciónen la velocidad en las puntas, porque estos gases tienenvelocidades sónicas más bajas, comparadas con el aire.Para ellos, el número de Mach relativo en el lado del im-pulsor está limitado a 0.8.

En la referencia bibliográfica 2 se encuentra un resu-men que describe la razón del cambio de las curvas ca-racterísticas. Cuando se evalúa un compresor centrífu-go, se debe prestar mucha atención al porcentaje de au-mento en la presión, desde el punto normal de funciona-miento hasta el punto de oscilación. Este punto se definecomo el lugar en donde una reducción adicional en elflujo ocasionará inestabilidad en forma de flujo a pulsa-ciones y pueden ocurrir daños por sobrecalentamiento,falla de los cojinefes por la inversión de empuje o por vi-bración excesiva.

Debido a las altas velocidades de los compresores cen-trífugos, se debe tener más cuidado con el balanceo delrotor. La industria ha aceptado, en general, la siguientefórmula para los límites de vibración permisibles en eleje o árbol del compresor:

en donde 2 es el límite de vibración permisible, pico apico, en mils (milésimas de pulgada) y rz es la velocidad,en rpm. 2 tiene un límite máximo de 2.0 mil a cualquiervelocidad. Debido a las altas velocidades, muchos usua-rios especifican la instalación de monitores de vibracióndel tipo sin contacto para detectar las vibraciones excesi-vas del eje.

Según sea el sistema para el proceso, se necesitan di-versos controles contra oscilación para evitar que elcompresor llegue al valor en el cual se producen. Por logeneral, se debe incluir un factor de seguridad de 5 a10 % para los controles automáticos. Los circuitos de re-sistencia simple quizá no necesitarán controles contra

Perfil depresión

Fig. 2 Flujo de gas en un compresor centrífugo

oscilaciones porque nunca se llegará a la línea en que seproducen (Fig. 3).

Cuando se aplica una contrapresión ftja en el compre-sor, se debe tener cuidado especial para seleccionar unacurva de rendimiento de pendiente pronunciada; es de-cir, un aumento en la carga de alrededor de 10 a 15 %desde el punto nominal hasta el punto de oscilación oinestabilidad (Fig. 4). Cuando se recircula el gas en elcircuito contra oscilaciones, hay que enfriarlo antes dedevolverlo a la entrada del compresor. Además, si se de-sea velocidad variable, se utiliza un control de presiónpara regular la velocidad de la unidad motriz.

Capacidad, % del punto nominal

Fig. 3 La resistencia al flujo se debe sólo a la

fricción

COMPRESORES Y BOMBAS:

Cuando se requieren contrapresión y caída porfricción fijas, se necesitará un sistema contra oscilacio-nes, en especial si pueden haber grandes variaciones enel flujo y la presión (Fig. 5). El aumento en la carga des-de el punto nominal hasta el de oscilación debe ser,cuando menos, del 10% para tener buena estabilidad.El sistema de control es el mismo que el de la figura 4y, por lo general, estará basado en la medición del flujoen el compresor. También en este caso se debe enfriarel flujo en derivación (bypass) antes de devolverlo al com-presor.

Para el proceso, el compresor centrífugo tiene la ven-taja de que envía gas libre de aceite y de que no haypiezas que se desgasten en la corriente del compresor.Hay disponibles varios tipos de sellos de extremo. La se-lección depende de la presión de succión del compresor,porque casi todos tienen el extremo de descarga equili-brado contra la presión de succión; es decir, los extre-mos de entrada y descarga del compresor tienen la pre-sión de succión. A continuación se mencionan tipos desellos y sus límites normales de presión. La configura-ción se muestra en la figura 6

Tipo de sello Presión aproximada,

psigLaberinto 15Anillo de carbón 1 0 0Contacto mecánico 500Película de aceite 3 000 0 mayor

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

Flujo, % del punto nominal

Fig. 4 La contrapresión fija requiere controlcuidadoso

LOS IMPULSORES DE FLUIDOS MAS IMPORTANTES 5

Capacidad, % de la entrada nominal, ft3/min

Fig. 5 El control antioscilación maneja lacontrapresión fija

se puede utilizar un gas “dulce” o neutro como el nitró-geno, para amortiguar la zona entre el sello de contactomecánico o de película de aceite y el gas del proceso(Fig. 6). Se podría utilizar un eductor en combinacióncon la inyección de gas dulce a fin de que las fugas exter-nas sean en el sentido de la educción.

La ventaja del sello de laberinto es que es del tipo deholgura sin piezas con rozamiento y es el más sencillo detodos. También se utiliza entre las etapas (pasos) de loscompresores de etapas múltiples. Su desventaja es lagran cantidad de fugas que permite, las cuales no sepueden tolerar con gases costosos como el nitrógeno o eloxígeno.

Los sellos de anillo de carbón no se suelen utilizarmucho, salvo cuando el gas está limpio o hay un medioamortiguador limpio que incluya un lubricante. Comoestos sellos son de mínima holgura, sufren desgaste. Sonde menor costo que los sellos de película de aceite o decontacto mecánico y tienen la ventaja de que impidenlas fugas externas del gas comprimido.

En el sello de contacto mecánico hay una película deaceite que se mantiene entre sus caras estacionaria y gi-ratoria. Tiene la ventaja de que minimiza el paso deaceite hacia el lado del gas. También es más o menos in-sensible a la presión diferencial entre la presión de suc-ción del gas y la presión del aceite para sello. Sudesventaja es una posible pérdida de la película de acei-te, lo cual puede ocasionar serios daños en las caras pa-readas.

En el sello de película de aceite, como en el decontacto mecánico, se emplea la película para sellar elgas comprimido de la atmósfera. Al contrario del sello

6 SELECCl6N

Se puede agregar unorificio para barrido o parasellado con gas inerte

Presión internadel gas

Laberinto

Entrada aceite limpio

Camisa da,, descarga de

Sali’da deaceite

Atm6sfera

Salida aceitasucio Salida aceite Salida- de aceite

sucioMechico (de contacto)

API 617 Película de líquido

Fig. 6 Los sellos de extremo del eje de compresores centrífugos controlan una serie de presiones condiversos gases

Se puede agregar un, Orificio de barrido para

I a p l i c a r vacio

Se puede agregarun or i f ic io para

Anillo de restricción

Entrada aceite limpio

\ II

CaAsa in ternaCamisa externa

de contacto mecánico, es del tipo con holgura reduciday se necesita una diferencia muy precisa entre la presiónde succión y la de sellamiento para minimizar las fugasinternas de aceite. Cuando el aceite para el sello es partedel sistema de lubricación, podrían ocurrir pérdidas ex-cesivas y problemas de mantenimiento para eliminar elaceite contaminado y volver a llenar el sistema de lubri-cación. Este tipo de sello se utiliza por las altas presionesde succión que son comunes en la IPQ.

La desventaja de los sistemas de sellos de película deaceite y de contacto mecánico es que necesitan controles

complicados, bombas adicionales y un enfriador y filtrodel aceite de sello, si es que se emplea un sistema separa-do para ello. En las referencias bibliográficas 2 y 3 apa-recen detalles adicionales de los sistemas de aceite parasellos y lubricación.

Las carcasas de los compresores pueden ser del tipodividido o partido, horizontal o verticalmente, con res-pecto al eje.

Para el mantenimiento, es más fácil el acceso al rotorcon la carcasa dividida horizontalmente que con la quelo está en forma vertical. Sin embargo, la de tipo hori-

COMPRESORES Y BOMBAS: LOS IMPULSORES DE FLUIDOS MÁS IMPORTANTES. 7

zontal tiene capacidad limitada de presión debido a lagran superficie de sellamiento en la unión. El Subcomitéde Equipo Mecánico del API estableció un lineamientoque requiere una unión de sellamiento vertical, y la basepara cambiar a carcasa dividida verticalmente o de ba-rril es:

Fracción molar de Presión máxima deH,, % trabajo de la carcasa,

% Psk100 20090 22280 2507 0 295

Cuando se utiliza carcasa dividida en sentido vertical,se debe dejar espacio para sacar la carcasa interna y elrotor .

La selección del material para las carcasas y rotoresdepende del gas que se comprima. Algunos estudios re-cientes indican que los gases que contienen sulfuro dehidrógeno (H,S) ocasionan corrosión por esfuerzo enlas piezas muy esforzadas. Para contrarrestarlo, se nece-sitan materiales más blandos en el impulsor, lo cual re-quiere menores velocidades en las puntas del impulsor.En algunos casos, debido a esta reducción de la veloci-dad, habrá que seleccionar el compresor del tamaño in-mediato mayor. Esto quiere decir que se debe informaral fabricante del compresor de todos los componentesdel gas y las condiciones de operación.

Las ventajas del empleo de un compresor centrífugoson:

1. En el intervalo de 2 000 a 200 000 ft”/min, ysegún sea la relación de presión, este compresor es eco-nómico porque se puede instalar una sola unidad.

2. Ofrece una variación bastante amplia en el flujocon un cambio pequeño en la carga.

3. La ausencia de piezas rozantes en la corriente decompresión permite trabajar un largo tiempo entre in-tervalos de mantenimiento, siempre y cuando los siste-mas auxiliares de aceite lubricante y aceite de sellosestén correctos.

4. Se pueden obtener grandes volúmenes en un lu-gar de tamaño pequeño. Esto puede ser una ventajacuando el terreno es muy costoso.

5. Cuando se genera suficiente vapor en el proceso,un compresor centrífugo será adecuado para moverlocon una turbina de vapor de conexión directa.

6. Su característica es un flujo suave y libre de pul-saciones.

Las desventajas son:1. Los centrífugos son sensibles al peso molecular

del gas que se comprime. Los cambios imprevistos en elpeso molecular pueden hacer que las presiones de des-carga sean muy altas o muy bajas.

2. Se necesitan velocidades muy altas en las puntaspara producir la presión. Con la tendencia a reducir eltamaño y a aumentar el flujo, hay que tener mucho máscuidado al balancear los rotores y con los materiales em-pleados en componentes sometidos a grandes esfuerzos.

3. Un aumento pequeño en la caída de presión enel sistema de proceso puede ocasionar reducciones muygrandes en el volumen del compresor.

4. Se requiere un complicado sistema para aceite lu-bricante y aceite para sellos.

Compresores de desplazamiento positivo

Estos compresores se pueden dividir en rotatorios yreciprocantes para las aplicaciones más comunes en unproceso. Al contrario de los centrífugos, son de capaci-dad constante y tienen presiones de descarga variables.En la figura 7 se presenta una curva típica de rendi-miento, para la cual se supone que la presión y tempera-tura de succión y la presión de descarga son constantes.La capacidad se cambia por la velocidad o con el descar-gador de la válvula de succión. Además, sólo hay unapequeña variación en el flujo en una amplia gama depresiones.

Los compresores reciprocantes funcionan con el prin-cipio adiabático mediante el cual se introduce el gas enel cilindro por las válvulas de entrada, se retiene y com-prime en el cilindro y sale por las válvulas de descarga,en contra de la presión de descarga. Estos compresoresrara vez se emplean como unidades individuales, salvoque el proceso requiera funcionamiento intermitente.Por ejemplo, si hay que regenerar un catalizador cadados o tres meses o se tiene un suministro de reserva enotra fuente, esto daría tiempo para reparar o reemplazarlas válvulas o anillos de los pistones, si es necesario. Loscompresores reciprocantes tienen piezas en contacto, co-mo los anillos de los pistones con las paredes del cilin-dro, resortes y placas o discos de válvulas que se acoplancon sus asientos y entre la empaquetadura y la biela.Todas estas partes están sujetas a desgaste por fricción.

Los compresores reciprocantes pueden ser del tipo lu-bricado o sin lubricar. Si el proceso lo permite, es prefe-rible tener un compresor lubricado, porque las piezasdurarán más. Hay que tener cuidado de no lubricar enexceso, porque la carbonización del aceite en las válvu-

Capacidad, % del punto nominal

Curva del compresor de desplazamientopositivo

8 SELECCIÓN

Lubricante de la empaquetaduraRespiradero ’

Drenaje .-’ ,Entrada y sslida del agua deenfriamiento del casquillo

Montaje esthndar en cilindro

Respiradero.\

Respiradero , Lubricante de la\

Diafragma y, I empaquetadura

Desviador de’ aceite’Entrada y salida del agua de

’ enfriamiento del casquillo

Compartimiento sencillo

Diafragma yempaquetadura ,

Respiradero

Guía de cruceta - . I , Compart imiento “8”1 Respiradero I II , Lubricante de la

smpaquetadura,.Biela del.compresor

/( D ia f ragmaempaquetadura

vrïr,a,aEntrada y salida del agua de

:‘/Drenaje’ 1 [ enfriamiento del casquillo

Desviador del aceite’\ Compartimiento “A”

Dos compartimientos largos

Diafragma y RespiraderoGuía de CrUCeta _ , empaquetadura, : , Compartimiento “6”

\I Respiradero ,’ , Lubricante de la

Lado de la carcasa : .J’ ); /1 I ,’ ,’ empaquetadura

Diafragma ;empaquetadura

empaquetadura

./I , Entrada y salida del agua de

Drenaje/‘/enfriamiento del casquillo

‘Compartimiento “A”‘Desviador del aceita

Dos compartimientos cortos

Fig. 8 Los espaciadores protegen las zonascontra fugas

las puede ocasionar adherencias y sobrecalentamiento.Además, los tubos de descarga saturados con aceite sonun riesgo potencial de incendio, por lo que se debe colo-car corriente abajo un separador para eliminar el aceite.Los problemas más grandes en los compresores con ci-lindros lubricados son la suciedad y la humedad, puesdestruyen la película de aceite dentro del cilindro.

’ La mejor forma de evitar la mugre es utilizar colado-res temporales en la succión para tener un sistema lim-pio al arranque. La humedad y los condensables quellegan a la succión del compresor se pueden evitar conun separador eficaz colocado lo más cerca que sea posi-ble del compresor. Si se va a comprimir un gas húmedo,habrá que pensar en camisas de vapor o precalenta-miento del gas de admisión, corriente abajo del separa-dor.

En los compresores sin lubricación, la mugre suele serel problema más serio, y hay otros problemas que puedeocasionar el gas en sí. Por ejemplo, un gas absolutamen-te seco puede ocasionar un severo desgaste de los ani-llos; en este caso, hay que consultar con el fabricante,pues constantemente se obtienen nuevos datos de prue-bas. En los compresores no lubricados, los anillos delpistón y de desgaste se suelen hacer con materiales relle-nos con teflon, bronce, vidrio o carbón, según sea el gasque se comprime. El pulimento del cilindro a 12 p(rms.) suele prolongar la duración de los anillos (Ref.4).La empaquetadura es susceptible del mismo desgasteque los anillos del pistón.

Si se comprime un gas agrio o si el lubricante utiliza-do para el cilindro no es compatible con el empleado enel cuerpo del compresor o viceversa, se debe especificarun espaciador extralargo; en la figura 8 se ilustran lasconfiguraciones de algunos. Cuando el gas es peligroso,se debe especificar un espaciador doble, y el que estájunto al cilindro se debe purgar con un gas inerte.

Las fugas por la empaquetadura se deben enviar a unsistema de quemador o devolverlas a la succión. Loscompresores lubricados pueden necesitar tubos separa-dos para lubricar la empaquetadura, aunque en los ci-lindros de diámetro pequeño quizá no se requieran. Lasempaquetaduras de teflon sin lubricación suelen necesi-tar enfriamiento por agua, porque su conductividad tér-mica es muy baja. Si se manejan gases a temperaturasinferiores a 10°F, el fabricante debe calcular la cantidadde precalentamiento del gas mediante recirculación in-terna. Esto.significa que se necesitará un cilindro un po-co más grande para mover el mismo peso de flujo.

Los compresores reciprocantes deben tener, de prefe-rencia motores de baja velocidad, de acoplamiento di-recto, en especial si son de más de 300 hp; suelen ser develocidad constante. El control de la velocidad se logramediante válvulas descargadoras, y estas deben ser deltipo de abatimiento de la placa de válvula o del tipo dedescargador con tapón o macho. Los descargadores quelevantan toda la válvula de su asiento pueden crear pro-blemas de sellamiento. La descarga puede ser automáti-ca o manual. Los pasos normales de descarga sonO-100%, O-50-100%, O-25-60-75-100% y se pueden ob-tener pasos intermedios con cajas de espacio muerto obotellas de despejo; pero, no se deben utilizar estas cajas

COMPRESORES Y BOMBAS: LOS IMPULSORES DE FLUIDOS MÁS IMPORTANTES 9

si puede ocurrir polimerización, salvo que se tomen lasprecauciones adecuadas.

Enfriamiento de los cilindros

Si las relaciones de presión son bajas y la temperaturade descarga es de 190’F o menor, se puede utilizar unsistema estático cerrado o uno de enfriamiento por ter-mosifón. En este caso se debe tener cuidado de no hacer-lo funcionar durante un tiempo prolongado sin carga.

. En otra forma, se debe utilizar un sistema forzado concircuito cerrado. La temperatura de entrada del agua deenfriamiento se debe mantener siempre, cuando menos10’F por arriba de la temperatura de succión del gas deentrada, para evitar que se forme condensación en el ci-lindro del compresor.

La temperatura en la descarga de compresores sin lu-bricación para procesos se debe mantener a un máximode 350°F; en los compresores lubricados se debe mante-ner a 300°F. Si se emplean lubricantes sintéticos, sepuede aumentar la temperatura a 350°F, pero hay quedeterminar que estos lubricantes no actúen como remo-vedores de pintura.

Esos límites se pueden reducir. Por ejemplo, el oxíge-no en compresores no lubricados se debe limitar a unatemperatura de descarga de 300°F; en los compresorespara cloro se debe limitar a 225’F para evitar la carbo-nización (Ref.9)

Cargas, velocidades y pulsacionesdel compresor

Los compresores se clasifican de acuerdo con las car-gas en la biela. Una carrera más larga significa, por logeneral, mayores cargas nominales en la biela y mayorcapacidad de presión diferencial y de caballaje. La ma-yor parte de los fabricantes han establecido los tamañosrequeridos para la carcasa. Es importante no exceder lascargas en la carcasa y en la biela, ni siquiera cuandofunciona la válvula de seguridad.

Las velocidades promedio del pistón en compresoresno lubricados deben ser de unos 700 ft/min máximo; enlos lubricados, puede llegar a un máximo de unos 850ft/min. Las velocidades de rotación en los compresoresde trabajo pesado deben ser inferiores a 600 rpm y toda-vía más bajas en los de alto caballaje, de más de 400 hp.

Las pulsaciones de presión son inherentes en los com-presores reciprocantes y las ocasiona el movimiento al-ternativo del pistón. Para evitarlas, se instalan amorti-guadores de pulsaciones lo más cerca que sea posible delcompresor. La siguiente fórmula puede servir comoguía para tener máxima limitación de pulsaciones picoa pico en los tubos de succión y descarga del compresor:

en donde P, es la pulsación máxima permisible en por-centaje, y p es la presión media efectiva en la tubería,psia. El valor de P, es el que se obtiene con la fórmula,0 1 % , lo que sea mayor. Si se cumple con estos límites,

no sólo se reducirán las pulsaciones, sino que se tendrámejor funcionamiento de las válvulas del compresor.

Para tener la seguridad de que el sistema total delcompresor es adecuado, incluyendo la tubería y los tan-ques, el fabricante debe hacer un estudio semejante. Enel caso de sistemas complicados, hay instituciones comoel Southwest Research Institute5 o similares en otrospaíses, que pueden hacer pruebas de vibraciones mecá-nicas y acústicas.

Una excelente fuente de información para compreso-res reciprocantes es la Norma API 618.6 Si se aplica,aumenta el costo del equipo, pero representa muchosaños de experiencia y puede significar la reducción decostosas reparaciones al arranque o después de empezarel funcionamiento.

Compresores rotatorios dedesplazamiento positivo

Hay varios tipos de compresores rotatorios de despla-zamiento positivo, entre ellos están el de tipo de sopla-dor con lóbulos (como el diseño de Rootes), el tipo deespiral rotatorio SRM, el diseño de anillo de agua y deaspas deslizables. Todos tienen el mismo tipo de curvade rendimiento que el compresor reciprocante; es decir,son de capacidad fija con contrapresión variable. Loscompresores rotatorios se prestan más para las unidadesmotrices de velocidad variable, como las turbinas de va-por, que los compresores reciprocantes. Por lo general,estos compresores tienen una capacidad máxima deunos 25 000 ft3/min, en los de espiral rotatoria y de ló-bulos. El diseño de anillo de agua tiene la ventaja de queel gas no hace contacto con las partes rotatorias metáli-cas. Los aspectos críticos son la presión de vapor del gasde entrada, comparada con la presión de vapor del líqui-do que forma el anillo de agua y el aumento de tempera-tura en el mismo. La presión de vapor del fluido parasellos debe ser muy inferior al punto de ebullición, puesen otra forma se evaporará el anillo de agua, ocasionarápérdida de capacidad y quizá serios daños por sobreca-lentamiento.

Como los compresores de aspas deslizables necesitanlubricación sólo se emplean en procesos en que ye puedepermitir la presencia de lubricante. El aceite en la cáma-ra de compresión reduce las temperaturas ,de descargay el consumo de aceite es elevado, por comparación conuno reciprocante. El compresor de a$as deslizables esmuy compacto, pero tiene la misma desventaja que elreciprocante porque se necesitan piezas con rózamientoen la corriente de gas, y la pérdida de lubricante puedeocasionar sobrecalentamiento del cilindro. Estos com-presores necesitan interruptores por alta temperaturadel agua y del aire. La reducción en la velocidad se limi-ta a alrededor del 60% de la normal, porque la disminu-ción en la fuerza centrífuga produce pérdida de elicien-cia de sellamiento.

Los tipos más comunes de compresores rotatorios dedesplazamiento positivo en la IPQ son los de espiral yde lóbulos rotatorios, que ofrecen la ventaja de que el ai-re no contiene aceite, porque no hay contacto con nin-guna parte en la zona de compresión. Su diseño rotato-

1 0 SELECCIÓN

rio les da una capacidad mucho mayor que la del com-presor reciprocante y sin problemas de pulsaciones.

Se utilizan engranes de sincronización para mantenerla.separación entre los rotores para que no se toquen. Enel soplador del tipo Rootes, estos engranes transmitenalrededor del 30% del par motor, mientras que en losde espiral rotatoria transmiten alrededor del 10% delpar. Como se trata de compresores de desplazamientopositivo, se debe colocar una válvula de desahogo entreel compresor y la válvula de bloque.

determinada flexibilidad. En las de tamaño más grande,hay que construir bases para montarlas. La normal0también incluye la dimensión estándar entre las bridas.

2. Según sea el tamaño de la bomba, la viscosidadmáxima es entre 3 000 y 5 000 SSU; si es más elevada,se puede pensar en el empleo de bombas de desplaza-miento positivo. Cuando es posible, se recomienda ca-lentar el líquido para reducir su viscosidad.

3. Las bombas para altas temperaturas y presiones sedeben especificar según la norma API 610. ‘*

El tipo con lóbulos de Rootes tiene poca capacidad 4. Es importante comprobar que la carga neta positi-para presión diferencial; por lo general, de unas 15 psig. va de succión disponible (NPSH,) sea mayor que la re-El de espiral rotatoria puede tener presión diferencial querida (NPSH,) por la bomba. La (NPSH,) se definemucho más alta. Ambos tienen un deslizamiento fijo como la carga neta positiva de succión disponible mayorque ocasiona derivación interna y precalentamiento del que la presión de vapor del líquido, más la carga de suc-gas en la succión. Cuanto más baja sea la velocidad en ción (o menos la altura de aspiración), menos las pérdi-un tamaño dado, mayor será la derivación interna. Si la das por fricción. En algunas plantas se utiliza unvelocidad es muy baja, habrá sobrecalentamiento, con margen de seguridad de 2 ft o más entre la (NPSH),posibles daños en los rotores. El fabricante, por tanto, de- requerida y la disponible, para evitar problemas des-be especificar la velocidad mínima de funcionamiento. pués de la instalación.

Si la temperatura de descarga del compresor de espi-ral rotatoria pasa de 350°F, se deben utilizar rotoresenfriados por aceite. También conviene determinar si elfabricante especifica una contrapresión mínima, paraevitar el juego entre dientes de los engranes de sincroni-zación. Otra precaución aconsejable es pedir al fabricante que haga un análisis torsional del compresor y dela unidad motriz

5. Los gases no disueltos en los líquidos alteran la ca-pacidad de las bombas centrífugas; se deben limitar a un5% como máximo.

La primera velocidad crítica lateral en estos compre-sores suele ser mayor que la velocidad de funcionamien-to. Se debe establecer esa velocidad crítica para elcompresor y la unidad motriz, y debe ser, cuando me-nos, 20% más alta que la máxima de funcionamiento y,además, será la velocidad de disparo si se utiliza unidadcon turbina.

Cabe mencionar que estos compresores son muy rui-dosos y no suelen tener protección como silenciadores desucción y descarga, y pueden necesitar casetas con aisla-miento acústico, pues algunos reglamentos ya lo exigen.Véase la referencia 8.

6. Algunos procesos requieren que la bomba funcio-ne con bajo flujo; todas las centrífugas tienen un flujomínimo con el que su funcionamiento es satisfactorio.Si no trabajan con ese mínimo, ocurrirá sobrecalenta-miento de la bomba y menor duración de los cojinetes.La forma de resolver este problema es instalar una vál-vula de’derivación para flujo mínimo (Fig. 9) el cualpuede ser continuo o con control automático. Si la vál-vula de derivación tiene control automático, se abrirácuando se llegue al flujo mínimo. Si la carga diferencialpasa de 200 ft. en el tubo para flujo mínimo, se requiereun orificio o puede instalarse una v&ula de control. Elsistema de derivación continua se emplea cuando se re-quiere poca potencia o baja presión de descarga. El flujoen el orificio para flujo mínimo se debe sumar al del pro-

Controlador daOrificio Vályla de derivación contrapresiónS

I \Bombas para procesos

En casi todos los procesos, se transfiere el líquido deun recipiente a otro con una bomba. La más común esla bomba centrífuga, que funciona con los mismos prin-cipios que los compresores de ese tipo, excepto que el lí-quido que manejan es incompresible. Sus grandesespacios libres y el hecho de que no tienen piezas endonde haya rozamiento, excepto los cojinetes y sellos,les han .dado la preferencia en muchas aplicaciones.

Algunos lineamientos para especificar y evaluar lasbombas centrífugas son: ::

1. Para capacidad de 20 a 500 gpm, se utilizan bom-bas horizontales de la norma B73.1-1974 ANSI,‘O,aunque también las hay con capacidades hasta ,de 1 500gpm. Estas bombas suelen estar limitadas a unos 500’F.Es probable que las de menos de 20 gpm necesiten unaderivación con flujo máximo. Las bombas verticales, enlínea, tienen la ventaja de que no necesitan cimentacio-nes en los tamaños de menos de 50 hp ni tuberías con

1I

FT0

Orificio para Controlador de contrapresión

B o m b a b. Cont inua

Fig. 9 La derivación mantiene la bomba en funcionamilcon bajo flujo

COMPRESORES Y BOMBAS: LOS IMPULSORES DE FLUIDOS MAS IMPORTANTES 11

ceso cuando se determine el tamaño de la bomba. Losorificios deben ser del tipo de pasos múltiples si la cargadiferencial es de 300 ft. o más, o cuando ocurre vapori-zación. En ambos sistemas, el flujo mínimo normal esde 20 a 25 % del que hay en el punto de máxima eficien-cia. El aumento en la carga debe ser, cuando menos, de10 % entre el valor nominal y el punto de corte. Para notener que calentar el flujo de succión, el flujo mínimosiempre se debe devolver al recipiente de succión y noal tubo de succión de la bomba. Estos sistemas sólo senecesitan si puede variar el flujo del proceso; si éste esfijo y cerca de su valor nominal, no se necesitan válvulasde derivación.

7. Cuando sea posible, es conveniente emplear moto-res eléctricos bipolares. Cuanto más alta sea la veloci-dad, mayor será la eficiencia y menor el costo de labomba, aunque ésta requiere una NPSH más alta.Siempre se debe ponderar el costo de la bomba en con-tra del de elevar un recipiente para tener NPSH adecua-da.

8. Siempre se deben especificar bombas que tengancurvas de ascenso constante. Las bombas que funcionanen paralelo deben tener un ascenso de 15 % entre el pun-to nominal y el corte.

9. Se debe tener cuidado con las bombas con impul-sor de flujo mixto, en particular con las de capacidadmayor a 2 000 gpm, porque algunas pueden tener pre-sión de corte hasta 200% de la nominal. Esto puede oca-sionar problemas en el equipo de corriente abajo, por locual se debe diseñar para la presión de corte o instalaruna válvula de desahogo.

10. Las bombas centrífugas no son autocebantes ydeben tener succión inundada o, cuando hay altura deaspiración, un dispositivo para vacío con el fin de redu-cir la presión en la carcasa de la bomba para que el líqui-do pueda entrar en ella por la diferencia de presión. Noobstante, hay bombas centrífugas autocebantes.

ll. Para servicio con temperaturas mayores de350°F, en bombas grandes de una etapa o en las de eta-pas múltiples para más de 150°F, se debe tener un siste-ma de calentamiento para asegurar una dilatacióntérmica uniforme.

12. Las primeras velocidades críticas en las bombasde una etapa suelen ser mayores que la de funciona-miento. Pero, en bombas de etapas múltiples ésta puedeser menor que la primera velocidad crítica.

13. La mayor parte de las bombas centrífugas tienenvelocidad específica inferior a 2 OOOJ3. En las bombasgrandes para torres de enfriamiento o para carga puedeser hasta de 5 000:

en donde: N, es la velocidad específica, n es la veloci-dad, rpm, Q es el flujo, gpm y H es la carga, ft. en elpunto de máxima eficiencia.

Las bombas centrífugas suelen tener control por flujoo por nivel. Al contrario de la curva característica delcompresor centrífugo, la de la bomba, por lo general,sube desde el punto nominal hasta el de corte.

Si la bomba es de tamaño mayor al necesario y la pre-sión del sistema es baja, la bomba puede funcionar al fi-

3 0s!

z

Capacidad -

Fig. 10 La viscosidad íiel líquido influye en la bombacentrífuga

nal de la curva, lo que ocasionará vibración excesiva ymayores cargas en los cojinetes. Si se necesita capacidadadicional para el futuro, hay que utilizar un controladorde flujo con una derivación para mínimo flujo según lascondiciones actuales de operación.

En las bombas que manejan líquidos con viscosidadmayor de 100 SSU, se debe determinar si hay una posi-ble corrección por viscosidad.13 En la figura 10 se pre-senta un ejemplo de cómo la viscosidad puede influir enla curva de rendimiento de la bomba. Se verán la caídaen la capacidad y la carga cuando se trabaja eon un lf-quido viscoso. La cantidad de reducción de la carga ydel flujo dependen de la viscosidad del líquido y del tipoy tamaño de la bomba. En la curva (Fig. 10) habría queincrementar el impulsor seleccionado hasta el punto Bsi se desea operar en el punto A. Si se selecciona el mo-tor sin tener en cuenta la disminución en la eficiencia,puede ocurrir sobrecarga del motor en el punto A.

Flujo, gpm

Fig. Il Las bombas tienen muchas capacidades paraIlquidos de procesos

12 SELECCIÓN

f

Pis tón ax ia l

Aspas Externas

-

-

Tres l óbu los

Fuente: Hydraulic Institute Standars

Engranes externos

Engranes in te rnos(s in med ia luna)

Espiral sencilla

Camisa f l ex i b l e

E s p i r a l d o b l e

Engranes in te rnos(con media luna)

P is tón c i r cun fe renc ia1

Esp i ra l y rueda

Tres esp i ra les

Fig. 12 Las bombas rotatorias de desplazamiento positivo manejan muchos líquidos, por lo generalviscosos con flujos hasta de 500 gpm

COMPRESORES Y BOMBAS: LOS IMPULSORES DE FLUIDOS MÁS IMPORTANTES 13

.O3LL.

.Tii

.O=G

Dúp lex

0 9 0 180 270 360 90 180Angu lo de l c igüeña l , g rados

Fig. 13 Flujo de descarga de bombas reciprocantes

La mayor parte de las bombas para la IPQ tienen se-llos mecánicos, los cuales son de los tipos balanceado odesbalanceado, según sean la presión en el prensaesto-pas y la velocidad periférica de las caras correlativas delos sellos. Se emplean, por lo general, sellos sencillos,excepto si el líquido es peligroso o abrasivo; entonces seemplea sello doble.

Bombas de desplazamiento positivo

Estas bombas suelen ser adecuadas para aplicacionescon bajo flujo y carga elevada (Fig. 11). Siempre que seaposible, se deben utilizar bombas centrífugas. Para vis-cosidades mayores’ de 3 000 SSU, se debe pensar prime-ro en una bomba rotatoria. Para flujos de alrededor de100 gpm y con viscosidades de 100 SSU y mayores, senecesitan bombas de desplazamiento positivo. Los tiposgenerales para los procesos químicos son reciprocanteso rotatorias, sean éstas de engranes o de espiral. Estasbombas funcionan con los mismos principios que loscompresores de desplazamiento positivo excepto que ellíquido no se puede comprimir a presiones inferiores a3 000 psi; si son mayores, hay que tener en cuenta lacompresibilidad. Además, tienen espacios libres muy

de bombas rotatorias. Igual que en los compresores dedesplazamiento positivo, la capacidad permanece cons-tante, pero varía la contrapresión.

Las bombas reciprocantes suelen ser para bajo volu-men; igual que en el compresor reciprocante, el movi-miento rotatorio se convierte en alternativo con uncigüeñal y una cruceta. Se succiona el líquido hacia elcilindro y se le aplica presión en contra de la válvula dedescarga del sistema. Estas bombas también tienen flujoo pulsaciones; para reducirlo, se deben mantener bajasvelocidades en el lado de succión, de 2 a 3 ft/s o menos,y las velocidades de descarga deben ser de 3 a 4 ft/s. Laspulsaciones también se pueden reducir con un amorti-guador o un acumulador.

Las bombas reciprocantes grandes se suelen especifi-car del tipo tríplex para reducir las pulsaciones. En la fi-gura 13 se ilustra la diferencia entre las curvas de unabomba símplex, una dúplex y una tríplex, espaciadas enésta 120°, y además tiene una curva mucho más suave.Cuando se calcule la NPSH disponible, hay que tener encuenta la carga de aceleración y la velocidad máximapara la bomba tríplex. En la Ref. 14 aparece un procedi-miento detallado para el cálculo de la NPSH disponibleen bombas reciprocantes.

En las bombas reciprocantes se utiliza una empaque-tadura o un sello de anillos en V; esto significa que sedeben descargar las fugas en algún lugar, lo cual se debetener en cuenta al instalar el equipo. Las bombas reci-procantes pequeñas, de menos de 25 hp, tienen unida-des motrices de velocidad variable, como la Reeves. Enlas de más de 25 hp se pueden emplear motores eléctri-cos de velocidad variable, con acoplamiento por corrien-tes parásitas o acoplamiento fluido. Las unidadesmotrices normales para las bombas reciprocantes soncon motor eléctrico y un reductor de engranes que debetener un factor de servicio mínimo de 2.017. El motordebe ser de un tamaño que funcione según la graduaciónde la válvula de desahogo para evitar sobrecargarlo.

Las bombas rotatorias pueden ser de engranes o deespiral rotatoria, con engranes de sincronización o sinellos, y se emplean para materiales viscosos. Estas bom-bas no son muy adecuadas,para líquidos abrasivos o de

De impu ls ión De reacc ión

/

Fig. 14

En mov imiento En mov imiento

~?addpfigdei

Flujo de vapor en turbinas de impulsión y dereacción

14 SELECCIÓN

baja viscosidad. Para los líquidos abrasivos se necesitanrotores especiales, y los cojinetes y engranes de sincroni-zación deben ser externos.

Las bombas rotatorias pueden manejar aproximada-mente hasta 500 gpm. Si la viscosidad es menor de 100SSU, se deben utilizar engranes de sincronización. Perocon engranes externos se necesitarán, cuando menos,cuatro prensaestopas, lo cual significa mayor posibili-dad de fugas. Para líquidos lubricantes limpios, comolos aceites lubricantes y combustibles a menos de 200°Fy de 100 psi., y con viscosidad mayor de 100 SSU esprobable que se puedan utilizar bombas de engranes.

Cuando los líquidos que se manejan con estas bombasse pueden solidificar a la temperatura ambiente, la bom-ba debe tener camisas o calentamiento por vapor. Si seespecifica esta modificación, se debe tener cuidado deque la temperatura del vapor no exceda la especificadapara los materiales de la bomba o de los sellos. Se debeespecificar una válvula de desahogo (alivio) entre labomba y la primera válvula de corte corriente abajo.

Referencias

5.6.

7.

8.

9.

10.

ll.

12.

13.

14.

Southwest Rescarch Institute, San Antonio, Tex.“Reciprocal Compresson for General Refmery Scrvicc,” API 618,Amencan Petroleum Institute, Washington, D. C.“Enginecring Data Book,” Natural Gas Processors Supplicrs Assn..Tulsa, Okla., 1973.Abraham, R. W., Selection of Rotary Screw Compressors, Oil GasI., June 12. 1972, pp. 91-93.Jones, C. A., Chlonne: Glamor Product of the CPI, Power and Flu-io!r From Worrhington, 10, No. 1 (1967).“Amcrican National Standard S ecification for Centrifufor Process Use,” ANSI B123.1, Rmenean National Stan d

al Pumpsards Insti-

tute, New York, 1971.“Vertical Inline Ccntrifugal Pumps for Process Use,” Manufaeturing Chcmists Assn., Washington, D. C.“Centrifucan Pctrok

al Pumps for General Refinery Servicc,” API 610, Ameti-eum lnstitute, Washington. D. C.

“H draulic Institutc Standards,’ Hydraulic Institute, New York,719 2.

Hattiangadi, U . S . , Srcifyint Centrifu alPumps, Chem Eng., Fe .23,19 0, pp. IOI-

p08.

a n d Recíprocating

El autor

Robert W. Abraham es supervisorde equipo rotatorio en The BadgerCo., One Broadway, Cambridge,MA 02142. Trabaja con grupos deproyectos para todos los tipos deequipo rotatorio para las industriasquímica, petroquímica y refinerías.Tiene título de ingeniero mecánico

Claves paracompresores

la selección de

El manejo de gases en las plantas de proceso va desde presiones muy altas hasta unvacío en muchas condiciones decfíujo. Se presenta un análisis de las característicasdel equipo para hacer una selección preliminar del compresor de tipo y tamañoadecuados

Richard F. Neerken, The Ralph A4. Parsons Co.

En las industrias de procesos químicos se utilizan el ingeniero de proyectos. La selección se basa en loscompresores de todos los tipos y tamaños para aire y ga- fundamentos de la termodinámica, y no se debe consi-ses. derar que sea tan difícil o c’omplicada, que sólo los fabri-

En este artículo se presentará una descripción general cantes puedan hacer la elección inicial del compresorde todos los tipos de compresores, como ejemplos especí- para condiciones dadas del proceso.fkos para indicar la forma en que los puede seleccionar Algunas aplicaciones típicas son:

1 6 SELECCIÓN

n Compresores de aire para servicios e instrumentosen casi cualquier planta.

w Sopladores sencillos en plantas de recuperación deazufre.

w Sopladores grandes en unidades de craqueo catalí-tico.

Fig. 1 Tipos de compresores para procesos químicos

n Compresores de refrigeración de baja temperaturaen unidades para etileno, polietileno o p-xileno.

w Compresores de alta presión para gas de alimen-tación, reforzadores y para gas recirculado en plantas dehidrocarburos, amoniaco y síntesis de metanol.

Los compresores son del tipo dinámico o de desplaza-miento positivo (Fig. 1). Los dinámicos incluyen centrí-fugos de flujo radial y axial y, en menor grado, los deemisión parcial para bajo flujo. Los tipos de desplaza-miento positivo son de dos categorías básicas: recipro-cantes y rotatorios. El compresor reciprocante tiene unoo más cilindros en los cuales hay un pistón o émbolo demovimiento alternativo, que desplaza un volumen posi-tivo con cada carrera. Los rotatorios incluyen los tiposde lóbulos, espiral, aspas o paletas y anillo de líquido,cada uno con una carcasa, con uno o más elementos ro-tatorios que se acoplan entre sí, como los lóbulos o lasespirales, o desplazan un volumen fijo en cada rotación.

Condiciones de funcionamiento

Se debe tener cierta información acerca de a) las con-diciones de funcionamiento de cualquier compresor y b)las propiedades del aire, gas o mezcla de gases que se vaa comprimir

El análisis del gas se suele expresar en porcentaje envolumen. Un análisis mola1 se puede convertir con faci-lidad en un análisis en porcentaje mola1 para determinarlas propiedades de la mezcla de gases. En los compreso-res de aire se requiere la humedad relativa o temperatu-

CLAVES PARA LA SELECCIÓN DE COMPRESORES

Tabla I Anhlisis del gas, otros datos y cálculos para el Ejemplo 1

Componente,

Hidrógeno

Metano

Etano

Propano

Isobutano

n-Butano

Mezcla de gases Peso

molecular,

Moles, % M,

ITotal

Aportación*,

% IM J/lCd

Calor específicoa 150°F. cp,

Btu/llb.moll WIAportación*, '% IPJloo

Presibn

crítica,PC, psia

1.714 6.94 5.899 327

1.444 0.95 0.805 673

0.902 13.77 0.413 708

0.882 19.53 0.390 617

0.291 25.75 0.128 529

0.291 25.81 0.129 551

5.524 7.764 i

Aportación*, '

% IPJloo

27861

21

12

3

3

378

Temperatura

crítica,

Tc, OR

03

344

550

666

735

766

Aportación*,

% IT~/lW

71

31

17

13

4

4

140

“Al multiplicar la composición de cada componente en la mezcla oor la propiedad da ese componente, se obtiene la aportación de asa propiedadcorrespondiente a la cantidad de ese componente en la mezcla.

ra del bulbo húmedo en la entrada, con la cual se puededeterminar la cantidad de humedad que hay en el aire.

La razón de los calores específicos, k en donde (k =c lc) se puede expresar a la temperatura de succión.6”ara un cálculo más exacto, k debe estar a la temperatu-ra promedio durante el ciclo de compresión.

Los factores de compresibilidad, que indican la des-viación con respecto a un gas ideal, se dan o calculan enlas condiciones de succión y de descarga. Para el aire opara un gas puro hay disponibles gráficas de factores decompresibilidad, como funciones de la presión y tempe-ratura reales. Si no se cuenta con esas gráficas para ga-ses mezclados se acostumbra utilizar las tablas generalesde compresibilidad1,‘,“,4 que requieren calcular la pre-sión reducida, P, y la temperatura reducida, T,. Estostérminos se definen mediante P, = P/Pc y Tr = T/T(,en donde P, T, son la presión y temperatura re-ducidas, P y T son presión psia, y temperatura OR, enlas condiciones reales de funcionamiento; Pc y Tc son lapresión crítica, psia, y la temperatura crítica, OR, de lamezcla. Para demostrar las diversas relaciones, se exa-minará el procedimiento para una mezcla de gases.

Ejemplo 1. Una mezcla típica de hidrógeno y gas hi-drocarburo tiene la composición indicada en la tabla 1.Se trata de encontrar el peso molecular, la razón de loscalores específicos, la presión crítica y temperaturacrítica. Los cálculos para los componentes de la mezclase presentan en la tabla 1 junto con los datos pertinentesde cada componente puro. La razón de los calores espe-cíficos, K, se calcula como sigue:

k=zE= cP1.164

CV cp - 1.906 = 1.164 - 1.986= 1.343

Para este ejemplo, se tomó el calor específico molal,C,, como 15O’F, supuesta como temperatura promediotípica durante el ciclo de compresión, con una tempera-tura de 100’F en la succión. Si la temperatura promediovaría mucho desde ese valor, se debe utilizar el calor es-pecífico mola1 para la temperatura promedio durante lacompresion.

Estos cálculos pueden hacerse con calculadora o concomputadora; en este caso, se almacenan en la memorialos valores estándar para todos los gases comunes del pe-so molecular, calor específico molal, presión y tempera-tura críticas.

Las presiones y temperaturas se deben dar en las con-diciones de succión, y la presión en las condiciones dedescarga, incluso la presión de cualquier carga lateral orequisito intermedio en el ciclo total de compresión. Nose da la temperatura de descarga, sino que se calcula pa-ra incluir los efectos del aumento de temperatura duran-te la compresión. Las presiones, por lo general, seexpresan en lb/in2 manométricas (psia) o en lb/in’ ab-solutas (psia).

Las capacidades se pueden expresar en diversas for-mas:

w Flujo en peso, W, lb/h o lb/minH Gasto, referido a las condiciones estándar, que

suele ser 14.7 y 60’F en las industrias de procesos quí-micos, expresado como

PCME: pies cúbicos estándar por minutoPCHE: pies cúbicos estándar por horaMMPCDE: millones de pies cúbicos estándar por

día de 24 horas

n El gasto, en relación con las condiciones en la sue-ción que se suele expresar como:

PCMS, ft3/min o ft3/sQ o Q$, ft”/min, o ftl/s.

No importa la forma en que se exprese la capacidad,pues hay que convertirla a la capacidad en las condicio-nes de succión para seleccionar el compresor del tamañocorrecto. Esta conversión se puede hacer con el empleode cualquiera de las siguientes relaciones, 0. todas ellas:

(1)

en donde Ves el volumen, P es la presión absoluta, Tes la temperatura absoluta y z es el factor de compresibi-lidad. En la ecuación (i) se puede suponer que el factorde compresibilidad, z,, es de 1.0 si P, y T, están a lascondiciones estándar de 14.7 psia y 520’R.

PCMS, = Q, = Wü = W/P (2)

18 SELECCl6N

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

ü= q.Lg)(&)

en donde AYm es el peso molecular.

PCME = 379.46M/t% (0

en donde M es el flujo, de mol/h

w = M(M,) (4)

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

en donde el subíndice s denota las propiedades en lascondiciones de succión.

Carga y caballaje del compresor

Para cualquier compresor el caballaje requerido es:

VQw, = W,/33 .O@-‘x,, (‘5)

en donde (HP)xca(Ud, es el caballaje adiabático, para elgas, hp; W es el flujo en peso, lb/min; Had es la cargaadiabática, (ft-lb)/lb; qad es la eficiencia adiabática; z,esel factor de compresibilidad en las condiciones de suc-ción, zd es el factor de compresibilidad en las condi-ciones de descarga; Mu es el peso molecular, T, es la

3 0

temperatura de succión, OR, y rc es la relación de com-presión, es decir, P$,.

La temperatura de descarga adiabática, Tdcdj, OR, es

Tda’ = Tr”-l’/kI c (8)

Ciertos tipos de compresores funcionan muy cerca delas condiciones adiabáticas; muchos otros tienen desvia-ciones importantes de las adiabáticas, y el ciclo de com-presión se debe considerar como politrópico. En estecaso, las relaciones necesarias son:

W’&cpo/~> = WHp0,,/33 OOOîlpor, (9)

Hport = (y)(F)q[‘;-r;,’ ] (lo)

en donde (HP) es el caballaje politrópico para elgas, hp, W es ei %jo en peso, lb/min, ycfioh) es la cargapolitrópica, (ft-lb)/lb; q(pOu es la eficiencia politrópica 2y zd son los factores de compresibilidad para las condl-ciones de succión y de descarga, Mw es el peso molecu-lar, Tr es la temperatura de succión, OR, y rc es larelación de compresión.

La temperatura de descarga politrópica, Td(pU,iI secalcula con:

Tri(po,rj = T,rc(“-l”s (11)

El valor de la cantidad n en las diversas relaciones po-litrópicas se obtiene con

Cuando se utilizan las tablas de las propiedades de losgases o los diagramas de Mollier para hacer los cálculosdel compresor, la carga adiabática, Had, se obtiene con

Ha4 = 778Ah (12)

k.

! ! !!H!!! Ii! Fuente: Balje’I I IlCC

n=l-‘cl Bomba 0 compresor de I I I I I I I Bombas o comwesores

Ne = N a/H314

LI, = DH’141c

N= Velocidad, rpm

D = Diámetro del imp

0 . 3 0 . 6 1 3 6 1 0 3 0 6 0 1 0 0 3 0 0 6 0 0 1,000 3 , 0 0 0 10,000velocidad específica, N,

Fig. 2 La velocidad específica y el diamétro específico permiten la selección inicial de un tipo definido decompresor de una etapa

CLAVES PARA LA SELECCIÓN DE COMPRESORES 19

en donde h es la entalpía, Btu/lb. Como el empleo de estos valores en la figura 2, se en-La relación de la eficiencia adiabática a la eficiencia cuentra que un compresor centrífugo, con impulsor sen-

politrópica es: tillo, de flujo radial, será el que ofrezca máxima

vod = (r>k-l)‘k - 1)

[ \,n-1vm - 1) 1Velocidad específica

La velocidad específica, Ns, es un número índice pa-ra los impulsores o rotores de los diversos tipos de bom-bas y compresores. La definición es la misma paraambos.

N, = Nfi/?P” (14)

Cuando se utiliza la ecuación (14) para compresores,la velocidad N se expresa en rpm, la capacidad Q, enft3/s en las condiciones de succión, y la carga H, en (ft-lb)/lb.

Otra cantidad adimensional para impulsores o rotoreses el diámetro específico, DC, definido con

(13)

eficiencia.

Selección de compresores centrífugos

en donde D es el diámetro del impulsor o el rotor, ft.Balje5 preparó una gráfica de velocidad específica

(Fig. 2) en la cual se combinan las relaciones de las ecua-ciones (14) y (15). Si se utiliza esta gráfica, debe ser so-bre la base de carga por etapa; es decir, se debeseleccionar cada impulsor o etapa con respecto a la ca-pacidad de entrada y carga para esa etapa. Aunque laexperiencia que se tenga con los compresores de tiposexistentes muchas veces no requerirá consultar la figura2, ésta ofrece una correlación lógica para seleccionar eltipo de compresor para una aplicación dada. En los si-guientes ejemplos se ilustrará el empleo típico de la íigu-ra 2.

Ejemplo 2. Se hará la selección preliminar de un com-presor para manejar 90 000 PCMS de aire cuando lascondiciones en la succión son 14.3 psia, 90°F y 70% dehumedad relativa. La presión de descarga será de 22.3psia, el peso molecular = 28.59, k = cpc, = 1.395. Sesupondrá un impulsor con diámetro D de 55 in y veloci-dad de rotación N de 3 550 rpm.

Para poder utilizar la figura 2, hay que encontrar lavelocidad y el diámetro específicos con las ecuaciones(14) y (15). Para ello, primero se calcula el flujo de airea la entrada, QJ = 90 000/60 = 1 500 ft’3/s y la cargaadiabática con la ecuación (7); hay que recordar que losfactores de compresibilidad son unitarios en estas condi-ciones. Por tanto:

H,, = ($.f$SO)[ (22.3’1;:;;= - ’ ] = 14,072

NI

D*

= (55/12)( 14 072)“’qi33

= 1.29

Los compresores centrífugos son el tipo que más seemplea en las industrias de procesos químicos porque suconstrucción sencilla, libre de mantenimiento, permiteun funcionamiento continuo durante largos periodos

\- compresor centrífugo más sencillo es el suspendi-do, de una sola eta a:

-3Los hay disponibles para flujos

desde alrededor e 3 000 hasta 150 000 PCMS. El im-pulsor convencional, cerrado o con placas (Fig. 3), seutilizaría para cargas adiabáticas hasta de unas 12 000(ft-lb)/lb. El impulsor abierto, de álabes radiales (Fig. 3),pr;;dlucirá más carga con los mi<;& diámetro y velo-cidad; sus variantes, con inductor o con álabes tridi-mensionales producirá hasta 20 000 (ft-lb)/lb de carL-Ja .

Se utilizan diseños similares, hechos con materialesmás resistentes y a velocidades más altas, en aplicacio-nes especiales como compresores de aire con engranesintegrales, para aplicaciones aeroespaciales, en los tur-bocargadores para motores de combustión, compresoresde carga, etc.

Compresores centrífugosde, etapasmúlti;gles--~“-.-“A.II l”i.,_.

Cuando la carga requerida es muy grande para un so-lo impulsor, la solución lógica son dos o más impulsoresen serie, que forman los compresores de etapas múltiples,que tienen muchas aplicaciones. El más común es el decarcasa dividida horizontalmente con impulsores en se-rie, cuyo número puede variar de tres a ocho con o sininterenfriamiento, como el que se ilustra en la página J 5.

Hay disponibles algunos para flujos desde 1 000 has-ta 100 000 PCMS, con cargas politrópicas totales de20 000 a 100 000 (ft-lb)/lb, con base en el número de im-pulsores o etapas en cada carcasa. Estas carcasas, a ve-ces, están dispuestas con impulsores opuestos para lacompensación parcial del empuje y para simplificar losproblemas de diseño de cojinetes de empuje, tamboresde compensación y sellos para los ejes.

En las carcasas divididas verticalmente o de barril,hechas con acero soldado, fundido o forjado, se utilizauna disposición similar en los impulsores; estas carcasasson más adecuadas para altas presiones que las de divi-siones horizontales.

La actual Norma API 617 para Compresores Centrí-fugo@, especifica que las carcasas tipo barril se debenutilizar para presiones superiores a unas 200 a 250 psigsi el contenido de hidrógeno de la mezcla de gases es de70% o mayor, para evitar las fugas; sus capacidades sonentre 1 000 y 100 000 PCMS, y se han construido carca-sas para presiones hasta de 10 000 psig.

El compresor de aire más común en la actualidad esel de tres o cuatro etapas con interenfriador, como elilustrado en la página 15, en tamaños que van desde 500hasta 70 000 PCMS, basados en aire atmosférico com-

Identificaci6n

Compresor de Selecciónrecirctilación alterna

Capacidad MMPCDE

Capacidad, W, Ib/hCapacidad de succibn, 0, PCME

Presión de succión, P,, psiaTemperatura de succión, “FTemperatura de succión, ORHumedad relativa, %Presión de descarga, P,, psia

Peso molecular, M,

Constante del gas, R = 1 545/M,

Razón de calores especificos, k

80 Misma

2 961300100560-

4505.524

279.69

1.343

t-

cctt

ct

c

t

Compresibilidad en la succión, z, 1 .Ol c

Compresibilidad en la descarga, zd 1.022 t

Compresibilidad promedio (z, = z,)/2 1.016

Volumen específico, V, ft3/lb 3.86

Flujo en peso, W,, Ib/min 809

Exponente del calor específico, (k -1)k 0.255

Velocidad acústica en la entrada, Ua, ft/s 2616

Relación de compresión, r, = P,lP, 1 . 5

Coeficiente de carga, c< 0.49

Eficiencia politrópica, ~~~~~~ % 73

Diámetro nominal del impulsor, D, in 18

t

t

t

c

c

t

t

c

t

Razón del exponente politrópico, (n - 1 )ln = k’ 0.349 c

Temperatura de descarga, politrópica, T,, OR

Temperatura de descarga, politrópica, T,, “F

Zarga politrópica, /-/pOrL, (ft-lb)/lb

Caballaje del gas, LWp,, hp

Wdida de caballaje en cojinetes, hp

Wdida de caballaje en sellos, hp

Dérdidzi de caballaje, caja de engranes

l

l

f

I

1

(

1

\

r

1

:C

1.152

645

185

69 307

2 328

28

27

0

c

c

t

c

c

34

35

0 ’

Caballaje total al freno, bhp 2 383

9000

2 397

lelocidad en la punta de impulsor, máxima, Uft/s

/elocidad en la punta de impulsor, real, U, ft/: 807 871

Júmero de etapaS, N,, 7 6

ramaño o designación del cuerpo (carcasa)/elocidad de rotación, N, rpmCoeficiente de flujo en la succión, 4,

.íCoeficiente de flujo en la descarga, 9,

En este ejemplo, la velocidad máxima en la punta del

#2 #210.267 ll 0810.0346 0.03210.0269 0.0249

pulsor se establece PO:ús

r las limitaciones en el esfuerzo en un impulsor convencional;tica. Conclusión: la selección preliminar es un compresor

Cálculo para compresor centrífugo

de aspas de curvatura inversa, no por comparación con la velocidad accentrífugo de 7 o de 6 etapas, sin interenfriamiento, que requiere alrededor de 2 400 bhp y funciona a 10 267 u ll 081 rpm.

Fuente o explicación

Tabla II Ejemplo 3. Método para carga politrópica total

Dada

Dada (a veces)Ecuación (5)

DadaDadaDadaDada (si es aire)

DadaDada

Calculada

Dada o calculada.Véase tabla I

Dada o calculada.Véase tabla l

Dada o calculada.

Véase tabla l

Calculada

Véase Ecuación (2)

Véase Ecuación (2)

Calculada

u, = AifqCalculada

-

Tabla IV

Figura 4

Tabla IV

Calculada

Ecuación (10)

Ecuación (9)

Selecciónese en la figura 6

Selecciónese en la figura 6

rlinguno. Empléese turbina de vapor.

istímese en un 2% del caballaje del ga!

U 5 0.9 a 1 .O(UJ

J-“mglJ= -N‘IB

Zon la relación precedente

Tabla IV o con el fabricanteN = 229U/DEcuación (17)Ecuación (17)

CLAVES PARA LA SELECCl6N DE COMPRESORES 21

primido a 125 psig. En servicio con gases, en especial sison corrosivos, tóxicos 0 están sucios, no se utilizan mu-cho. En este tipo, los impulsores están montados sobreejes de piñones que giran a diferentes velocidades en lasetapas sucesivas. Esto le permite al diseñador lograr óp-timas dimensiones y eficiencia con un volumen de aireo de gas que se reduce en forma continua, debido a lacompresión. Esto permite que el compresor sea más eh-ciente que los convencionales de un solo eje para gas oaire.

Un derivado delbmpresor de etapas m quese utiliza mucho,&tipo de carcasa con tornillos exter-nos o modular, destinado a servicio con aire o gas a bajapresión. Se utiliza para flujos de entre 400 y 20 000PCMS con cargas hasta de 18 000 a 20 000 (ft-lb)/lb. Lacarcasa se ensambla por módulos, que son anillos en for-

Impulsor radial abierto

Impulsor con inductor abierto

Impulsor cerrado

Fig. 3 Impulsores de una etapa para compresores

‘0.6 1 2 3 4 6 810 2 0 3 0 60 1 0 0

Capacidad a las condiciones de succión, miles de fs/min

Fig. 4 Eficiencia de compresores centrífugos deetapas múltiples

ma de rosca que contienen, cada uno, una sección de di-fusor y un impulsor; funciona de 3 000 a 4 OOO~r;em, loque permite el empleo de cojinetes de bolas con anillode aceite o lubricados con grasa.JAdemás, las bajas velo-cidades en las puntas permiten emplear impulsores dealuminio fundido o fabricado, en vez de los más costososde acero forjado que se utilizan en compresores para ve-locidades más altas.

También hay tipos modulares para velocidades másaltas, para flujos de 500 a 15 000 ft3/min y cargas hastade 60 000 ft, con una sola carcasa. Este tipo modular tie-ne cojinetes, sellos, eje e impulsor para alta velocidad,pero cuesta mucho menos que el de etapas múltiples concarcasa dividida en sentido horizontal.

Todos estos tipos tienen limitaciones mecánicas, debi-das a la rigidez del eje y cojinetes, flexión del eje, veloci-dad crítica y problemas dinámicos con el rotor. Cuandoel proceso requiere mayor carga que la que se puedeproducir con el número máximo de impulsores en unasola carcasa, se pueden utilizar dos o tres carcasas en se-rie hasta con 25 o 30 impulsores en serie. La selecciónde esta combinación también requiere determinar lo si-guiente, es decir, a) calcular los PCMS (ft3/min en lasucción) con cualquier carcasa que se considere, b) car-ga adiabática o politrópica total en esa etapa o seccióny c) hacer concordar los tamaños y velocidades disponi-bles para carcasas e impulsores, con engranes de reduc-ción de velocidad o sin ellos, para obtener la seriecompleta de carcasas.

Antes de \selecciom un compresor de etapas múlti-ples, hay que tener muy en cuenta el aumento de &ratura durante la compresión. Si las temperaturas dedescarga son superiores a 350°F, se debe inchrir algúnsistema para enfriar el gas, con el fin de evitar el riesgocon los gases calientes de descarga o problemas con losmateriales de construcción a altas temperaturas. Por logeneral, se necesitan interenfriadores para los gases des-pués de cada etapa, antes de que haya compresión adi-cional (en algunos tipos) o después de cada ciertonúmero de etapas.

J

Métodos para cálculos

El flujo en peso, la capacidad de succión, la cargaadiabática o la politrópica y el caballaje aproximado se

Tabla III Ejemplo 4. M6todo del diagrama de Mollier

Cálculos para compresor centrífugo

CargaSección 0 etapa Primera lateral Segunde Fuente o explicación

Gas Propano + + Dada

Peso molecular, M, 4 4 t + Dada

Raz6n de calores específicos, K 1.13 c c Dada

Compresibilidad, z, 0.95 --- 0.915 Dada; o en tablas o el diagrama de Mollie

Carga, W,, Ib/h 64,200 --- --- Dada

Carga, W,, Ib/min 1,070 --- ---

Carga agregada, Wz Iblh - - - 42,300 --- Dada

Carga agregada, WY Ib/min - - - 705 ---

Cara total, W, + Wz Ib/min 1070 --- 1 775

Presión de succión, F’,, psia 2 4 5 6 5 6 DadaTemperatura de succión, t,, “F - 2 0 +20 +35* Dada (0 calculada)

Temperatura de succibn, TX, “R 440 460 495

Entalpía de succión, h,, Btu/lb 104.5 115 122.2 Las tablas o el diagrama de Mollier

Volumen específico de succión, v , ft3/lb 4.25 1.96 Las tablas o el diagrama de Mollier

rlúmero de etapas, N,

Xámetro preliminar del impulsor, D, in. Tabla IV o datos del fabricante

Coeficiente prel iminar, de carga 4 Tabla IV o datos del fabricantefelocidad preliminar en las puntas, U, ft/s

Velocidad acústica, Ua, ft/s

qelación U/y

ielocidad del eje, N, rpm 6 943 6 943 N = 229U/D

64 200 Ib/h 106.500 Iblh

CLAVES PARA LA SELECCIÓN DE COMPRESORES 23

pueden calcular con rapidez mediante las relaciones bá-sicas ya descritas. En los dos ejemplos siguientes se resu-men los procedimientos.

Ejemplo 3. Hay que hacer una selección preliminar deun compresor centrífugo para manejar 80 MMPCDEde un gas recirculado con peso molecular de 5.524. Seutilizarán los métodos para una carga politrópica total.En la tabla II aparecen otros datos pertinentes y loscálculos requeridos.

Ejemplo 4. Se hará una selección preliminar de uncompresor centrífugo para manejar una corriente prin-cipal de 64 200 lb/h y una corriente lateral adicional de42 300 lb/h de propano. Se utilizará el método que re-quiere un diagrama de Mollier. En la tabla III aparecenotros datos pertinentes y los cálculos requeridos.

Para efectuar los cálculos de los ejemplos 3 y 4, se ne-cesitarán información y explicación adicionales del con-tenido de las tablas II y III.

En la figura 4 y en la tabla IV aparecen algunos valo-res representativos de la eficiencia politrópica, límites deflujo, diámetro del impulsor y coeficiente de carga paralos compresores que hay en el mercado. Para datos másespecíficos, se debe consultar al fabricante.

El coeficiente de carga p y el coeficiente de flujo 4, sonvalores adimensionales que se utilizan para describir elrendimiento de cualquier impulsor sencillo o grupo deellos en el compresor. La relación se puede presentarcomo curva de rendimiento (Fig. 5). Se escoge el valorde ~1 a la máxima eficiencia, o cerca de ella, para la selec-ción primaria. Los coeficientes de carga y de flujo se de-finen con:’

P = H,,g/@ (16)$ =100Q,/ND3 (17)

en donde H,* es la carga por etapa, ft., g es la constan-te de la gravedad, 32.2 ft/s2, U es la velocidad en lapunta del impulsor, ft/s, Q es la capacidad en la entra-da, ft3/min, N es la velocidad del impulsor, rpm, y Des el diámetro del impulsor, ft.

Los valores reales de p y la forma de la curva depen-den del diseño del impulsor7. Se necesita información

Coeficiente de flujo, 6

Fig. 5 Rendimiento de un compresor centrífugo

Velocadad del árbol. N. mh?s de rpm

7 06 05 0

Velocidad del árbol, N. miles de rpm

Fig. 6 Perdidas por fricción en cojinetes y sellos

adicional respecto al punto de oscilación (inestabilidad)y el aumento en la carga, antes de tratar de calcular laforma de una curva real.

Después de determinar el caballaje para el gas concualquiera de los métodos, se deben sumar las pérdidasde caballaje por fricción en los cojinetes, sellos y engra-nes de reducción. En la figura 6 se muestran las pérdi-das probables para compresores convencionales deetapas múltiples, con base en que tengan sellos de pelí-cula de aceites.

Todos estos cálculos sólo dan resultados preliminares.El diseñador del compresor hace determinaciones másexactas con base en los datos de un impulsor, lo cualpermite una selección “rueda a rueda” en la que el ren-dimiento de cada una se determina sobre la base de suscondiciones específicas en la entrada y después se sumanpara obtener el rendimiento total.

Control de los compresores centrífugos

Cuando cambia cualquiera de los siguientes paráme-tros: peso molecular, razón de los calores específicos,presión o temperatura de succión o descarga, con res-pecto al flujo, se llega a un punto diferente en la curvade carga contra capacidad en cualquier compresor, pueséste produce carga, pero no presión.

En los compresores y sopladores (ventiladores) centrí-fugos se aplican las “leyes de los ventiladores” o “leyes

24 SELECCIÓN

Tabla IV Valores para la selección preliminar decompresores centrífugos de etapasmúltiples

TamaAonominal

12

3

4

5

6

7- -

“ C o n

Coeficiente deLímites de flujo, carga*, promedio,

ft3/min P

800 a 2,000 0.461,500 a 7,000 0.49 a 0.50

4.000 a 12,000 0.50 a 0.516,000 a 17,000 0.51 a 0.528,000 a 35,000 0.51 a 0.5235,000 a 65,060 0.53

65,000 a 100,000 0.54

;a an impulsores con álabes de inclinda álabes radiales tienen valores mas altos

Dihmetro nominaldel impulsor, D,

I n

14 a 1617 a 1921 a22

24

32

42 a 4554 a 60

i6n inversa; los

de afinidad” referentes a la variación en la capacidad yla carga, como función de la velocidad.

en donde N es la velocidad, (2 es la capacidad en la en-trada y H es la carga.

Por tanto, la forma más eficaz de hacer corresponderla característica del compresor con la salida requerida,es cambiar la velocidad de acuerdo con la ecuación (18).Esta es una de las ventajas principales del empleo de tur-binas de vapor o de gas para impulsar el compresor,porque son idóneas para funcionar con velocidad va-riable. Con estas unidades motrices, el operador puedecontrolar la velocidad en forma manual al ajustar el re-gulador de la turbina. 0 bien, el ajuste de velocidadpuede ser automático con un controlador neumático oelectrónico, que cambia la velocidad en respuesta a unaseñal de flujo o de presión.

Para unidades motrices de velocidad constante, comolos motores eléctricos, el compresor se debe controlar enuna de tres formas:

1. Aspas de guía de la admisión (la más eficiente)2. Estrangulación de la presión de succión3. Estrangulación de la presión de descarga (la me-

nos eficiente)Las aspas o paletas de guía de la admisión son aspas

fijas de ajuste manual o automático en la entrada a laprimera etapa (y a veces en las sucesivas) que hacen quecambie el ángulo de aproximación del gas con relaciónal impulsor giratorio. Esto cambia la característica deflujo en respuesta a las variaciones de los requisit s decarga. En la figura 7 se ilustra el efecto de este c trolsobre la carga y la capacidad. Aunque.las aspas 60e guíade la admisión son las más eficientes, hay que estudiarel aspecto económico porque son costosas, complejas enalgunos tipos de máquinas y son un componente adicio-nal que requiere mantenimiento y ajuste.

Un término medio para lograr sencillez y eficienciasuele ser la estrangulación de la succión. Esto produceuna presión de succión ligeramente más baja que la dediseño y produce una carga total más elevada si la pre-

sión de descarga permanece constante; lo que se puedehacer concordar con la curva de carga contra la capaci-dad del compresor; es decir, mayor carga con flujo redu-cido. Cuando se estrangula la succión, se reduce ladensidad del gas y se llega a tener correspondencia entreel flujo en peso requerido con la capacidad de volumende succión del compresor en otros puntos de la curva decarga contra capacidad.

El método de control menos eficiente es la estrangula-ción de la descarga. Con un flujo reducido, el compresorproduce carga (y presión) mayores que las que necesitael proceso; éstas se estrangulan antes de que lleguen alequipo, pero el caballaje para la compresión se desperdi-cia y de ahí proviene la inefíciencia relativa. Sin embar-go, este método tiene la ventaja de que es muy sencillo,y se aplica a menudo en compresores de poco caballaje,en donde no importa la inefkiencia.

Control de oscilaciones encompresores centrífugos

Todos los compresores dinámicos tienen un intervalolimitado de capacidad, a velocidad fija, para una selec-ción dada de impulsores. Por debajo del valor mínimo,que suele ser de 50 a 70% del nominal, el compresortendrá oscilaciones; es decir, inestabilidad de funciona-miento. Entonces, pueden ocurrir vibraciones excesivasy fallas 0 paros repentinos.

Es esencial diseñar todos los sistemas de compresorespara evitar oscilaciones (inestabilidad) cuando funcio-nan y, por lo general, se logra utilizando algún tipo decontrol antioscilación. El más sencillo se utiliza en loscompresores de aire y consiste en una válvula de purgaautomática, que se abre y deja salir el exceso de capaci-dad a la atmósfera, si el flujo requerido en el proceso esmuy bajo. A veces, se utilizan métodos más eficientes abase de válvulas de control de la succión.

Nota. También hay unidades motrices con motor eléctrico de veloci-dad variable, pero rara vez se emplean en las industrias de procesosquímicos. Los motores de dos velocidades o de rotor devanado de ve-locidad múltiple pueden ser un problema en zonas peligrosas. Los em-,bragues o acoplamientos eléctricos o hidráulicos pueden ocasionarproblemas de mantenimiento y suelen ser ineficientes cuando trabajanen condiciones que no son de diseño.

s 1 2 0

&-.oL”

1 1 0

- 1 0 0::E 9 0 s

.- 80 lOOc‘c2:fd ‘O 80 ’

mmc%,m 60 60 ,+

maUU 40 ;j

dd20 40 60 80 100 1 2 0

Capacidad, % de la nominal

Fig. 7 Las aspas de guía de entrada influyen en elrendimiento

Se puede agregar un4 orificio para barrido o

ra sellado con gas inerte

Presibn interna

8. laberinto

CLAVES PARA LA SELECCIÓN DE COMPRESORES

mEntrada de aceite limpio

H presih

Asiento estacionario

Salida de aceite

Presi6n interna del Atmósfera

Salida de aceitesucio

b. Mechico (de contacto)

S e p u e d eagregar unorif icio parasellado

Entrada de aceite limpio

Buje interno Buje #externo /

Salida aceite Saiidasucio aceite

d . Pallcula de l íqu ido con bujes c i l índr icos

Atmósfera Recirculación Presiónaceite limoio interna del

da aceite sucioSalide aceite Entrada aceite

limpio

25

e. Pelkx~la de Ifquido con buja de bombeo

Fig. 8 Los sellos de extremo del hrbol de compresoresrotatorios retienen el gas que secomprime o permiten fugas controladas

c. Anillo de restricci6n

26 SELECCl6N

Con un gas que no se puede desperdiciar, el controlantioscilación más común es un control de derivación,o sea el que devuelve el flujo indeseado a la fuente desucción. Como este gas ya ha sido comprimido y su tem-peratura es más alta, hay que enfriarlo antes de que en-tre por segunda vez en el compresor, y se puedenecesitar un enfriador en la derivación. En sistemas endonde la fuente de succión es de tamaño suficiente o estáa cierta distancia, con lo cual el calor se disipa por mez-clado o radiación, quizá no se necesite el enfriador.

Hay en el mercado algunos sistemas antioscilación,que fabrican empresas especializadas en control de pro-cesos. Quizá sea preferible comprar el sistema que dise-ñarlo.g

Sellos para el árbol decompresores rotatorios

Se necesitan sellos en el árbol de todos los compreso-res rotatorios, para contener el gas que se co rime 0

-ipara permitir una fuga controlada. Los sellos son decuatro tipos básicos: 1) de laberinto, 2) anillo de restric-ción (de carbono) 3) de película de aceite y 4) de contac-to mécanico (Fig.8)6

Los tipos de laberinto o de anillos de restricción sólose utilizan~cuando se pueden permitir determinadas fu-gas de aire o de gas. Los de película de aceite se utilizancon gases de proceso, en especial los que contienen im-purezas que son peligrosas o tóxicas, como el sulfuro dehidrógeno. El tipo de contacto mecánico se puede em-plear con la mayor parte de los gases, pero casi siemprepara gases limpios de hidrocarburos pesados, refrige-rantes, etc.

En ocasiones se necesitará un gas amortiguador paratener una amortización entre el gas comprimido y la at-mósfera, y se emplea a menudo cuando se comprimengases peligrosos o tóxicos, de los cuales no se puedenpermitir fugas. Este sistema tiene la desventaja de quenecesita un suministro externo de gas a una presiónmayor que la de succión del compresor. En el sistematambién se necesita un gas amortiguador limpio ycompatible con el que se comprime, porque algo del gasamortiguador se puede escapar hacia dentro, y que susuministro sea continuo. Si no es posible, se puede nece-

ZEv 1

‘ü

Capacidad, % del valor de diseño

Fig. 9 Control de aspas del estator en el compresoraxial

sitar también un gas de apoyo, como nitrógeno en cilin-dros, con lo que el sistema se vuelve muy complicado ycostoso.

Sistemas de aceite para lubricación y sellos

Cuando se utilizan sellos de película de aceite o decontacto mecánico, se necesita aceite para sellos, quesuele ser con un sistema integrado con recirculación, elcual envía aceite a presión a los sellos y recibe el aceiteque descargan en una o dos corrientes separadas, si esque hay aceite contaminado o sucio por contacto con elgas.

Por ejemplo, si el gas contiene sulfuro de hidrógeno,se contaminará el aceite que escapa hacia dentro y se po-ne en contacto con el gas. Este aceite se descarga por se-parado en trampas para ese propósito, con el fin dedesecharlo o, a veces, regenerarlo para un nuevo empleo.Si el gas no es tóxico, las trampas para el escurrimientointerno se pueden conectar con el sistema de retorno deaceite para sellos, con el fin de aprovechar el aceite.

En todos los compresores centrífugos que tienen coji-netes de manguito (chumaceras) lubricadas a presión, senecesita un sistema de lubricación: también se empleauno semejante en cualquier compresor que necesiteaceite para sellos. Se pueden combinar en un solo siste-ma o bien en uno que tenga bomba reforzadora para au-mentar la presión del aceite para sellos hasta larequerida. En las instalaciones más complejas, se nece-sitan sistemas separados de aceite lubricante y para se-llos.

Estos sistemas los suele incluir el fabricante delcompresor o de la unidad motriz, y puede servir para lu-bricar los cojinetes del compresor y de la unidad. En al-gunos casos especiales, la unidad motriz tendrá supropio suministro de aceite. Por lo general, se especificaque los sistemas los monte el fabricante en una consolao una placa de base junto al compresor. A veces, en sis-temas pequeños y sencillos, el equipo de lubricaciónpuede estar montado en la misma base que el compresoro la turbina. Para mayor información, veáse la Ref. 10

Compresores de flujo axial

En estos compresores, el flujo del gas es paralelo al ejeo árbol del compresor y no cambia de sentido como enlos centrífugos de flujo radial. Los límites de capacidadde los compresores axiales (Fig. 2) está a la derecha delos centrífugos, lo cual indica el empleo de axiales paraflujos más grandes que los centrífugos, La carga por eta-pa del axial es mucho menor (menos de la mitad) quela de una del tipo centrífugo; por ello, la mayor partede los axiales son de cierto número de etapas en serie.Cada etapa consta de aspas rotatorias y fijas. En un di-seño de reacción de 50%, la mitad del aumento de lapresión ocurre en las aspas del rotor, y la segunda mi-tad, en las del estator.

Los compresores de flujo axial están disponibles desdeunos 20 000 PCMS hasta más de 400 000 PCMS y pro-ducen presiones de hasta 65 psig en un compresor in-dustrial típico de 12 etapas, o de un poco más de 100

C L A V E S P A R A L A S E L E C C I Ó N D E C O M P R E S O R E S 27

psig, con los turbocompresores de 15 etapas; estos tiposse emplean en turbinas de gas y motores de reacción(jet) para aviones, excepto los muy pequeños. Tambiénse emplean mucho en aplicaciones que requieren flujosde gas superiores a 75 000 o 100 000 PCMS, en especialporque son más eficientes que los centrífugos de etapasmúltiples, de tamaño comparable. El axial suele costarmás que el centrífugo y, en tamaños más pequeños, sólose justifica por su mayor eficiencia.

La curva característica de un compresor axial es mu-cho más pronunciada que la de uno centrífugo. Debidoa las características de flujo del rotor y al gran númerode etapas, el axial tiene límites de estabilidad muy estre-chos (Fig.9). Se controla con más facilidad mediante unmecanismo de control de aspas variables del estator, porlo general en las primeras etapas (control parcial de lasaspas del estator) y, a veces, en todas las etapas para te-ner estabilidad, capacidad y eficiencia máximas.

Los aspectos mecánicos como cojinetes, sellos del ár-bol, sistemas de lubricación y de aceite de sellos, tam-bién referentes al control y rendimiento a velocidadesvariables, son muy similares a los de los compresorescentrífugos.

Hay menos información respecto a los métodos de se-lección preliminar de compresores axiales que para loscentrífugos. Aunque los axiales se rigen con las mismasleyes básicas referentes a la carga adiabática y politrópi-ca, flujo en peso, velocidad periférica (en la línea de pa-so de las aspas del rotor), etc., el ingeniero de proyectosólo debe hacer una selección preliminar y, luego, con-sultar al fabricante con el fin de obtener datos exactospara los cálculos y costos.

Compresores reciprocantes dedesplazamiento positivo

Los compresores reciprocantes abarcan desde una ca-pacidad muy pequeña hasta unos 3 000 PCMS. Paraequipo de procesos, por lo general, no se utilizan mucholos tamaños grandes y se prefieren los centrífugos. Sihay alta presión y un gasto más bien bajo, se necesitanlos reciprocantes. El número de etapas o cilindros se de-be seleccionar con relación a las temperaturas de descar-ga, tamaño disponible para los cilindros y carga en elcuerpo o biela del compresor.

LEtamaños más bien pequeños, hasta de unos 100hp, pueden tener cilindros de acción sencilla, enfria-miento con aire, y se puede permitir que los vapores delaceite en el depósito (cárter) se mezclen con el aire o gascomprimidos. Estos tipos sólo son deseables en diseñosespeciales modificados.

Lepos pequeños para procesos, de un cilindro y 25o 200 hp, tienen enfriamiento por agua, pistón de dobleacción, prensaestopas separado que permite fugas con-troladas y pueden ser del tipo no lubricado, en el cualel lubricante no toca el aire o gas comprimido. Se utili-zan para aire para instrumentos 0 en aplicaciones pe-queñas para gas de proceso.

Los compresores más grandes para aire o gas son dedos o más cilindros. En casi todas las instalaciones, loscilindros se disponen en forma horizontal y en serie de

Tabla V TamaAos nominales de compresoresreciprocantes

Tipo

Carcasas de cigüeflal%?ncillo

Carcasas para baja s

velocidad: ,ta,HOdZOlltalCilindros opuestos(dos o m8sl

Carcasas para velocidadesmediana y alta

HorizontalCilindros opuestos(dos o m8slhasta 35

CWrWatIpica, L. h

577,9

9, llll,13

9,9%10, 10%ll,12

1 415,15’/2.16

17,lE19,20

56,8

9

Velocidad Caballaje

típica. N aproximado,

wm hp

6OOio514 to 354 5 0 3010604Q0 50 to 125

300 to 327 100 to 175

600 10 514 200 to 8004 5 0 400101200

450 to 400 8001o20003 2 7 1000102500

327 to 300 1500104000

277 to 257 3oOOto 10000

1,000 150 to 400720 to 900 1000104500

6 0 0 4OOOtoEOOO

modo que presenten dos o más etapas de compresión.En la tabla V se presentan las capacidades y tamaños tí-picos actuales para procesos. El número de etapas decompresión depende, en gran parte de la elevación detemperatura en una etapa, que suele estar limitada aunos 250’F; de la carga en el cuerpo o biela que se pue-de manejar y, de vez en cuando, del aumento total enla presión en una etapa, respecto del diseño de las válvu-las del compresor, que suelen ser para menos de 1 000psi .

La relación o razón total de compresión se determinapara tener una idea inicial aproximada del número deetapas. Si la relación es muy alta, entre 3.0 y 3.5 parauna sola etapa, entonces la raíz cuadrada de la relacióntotal será igual a la relación por etapa para las dos eta-pas, a la raíz cúbica para tres etapas, etc. Las presionesinteretapas y la relación por etapa reales se modificarándespués de tener en cuenta las caídas de presión en inte-renfriadores, tubería entre etapas, separadores y amor-tiguadores de pulsaciones, si se utilizan.

Selección de compresores reciprocantes

Un método rápido y de exactitud razonable para de-terminar el caballaje requerido para cada etapa de uncompresor reciprocante, es el empleo de la gráfica de“caballaje por millón” de la figura 10, aunque en ellasólo se presenta una parte de las relaciones de compre-sión, pues el grupo completo de curvas incluye valoreshasta de 6.0. Para tener resultados más exactos con ga-ses más ligeros o pesados que el aire, se debe aplicar unfactor de corrección para reflejar los cambios en las pér-didas en las válvulas, como resultado del peso moleculardel gas que se comprime (Fig. 11). La relación básica es:

28 SELECCIÓN

1.4 1.5 1.6 1 . 7 1 . 8 1 . 9 2.0 2 . 1 2.2 2.3 2.4 2.5

Fuente: Ingersoll- Relación (razón) de compresión

Rand Co.

Fig. 10 Potencia necesaria para compresoresreciprocantes

en donde (HP),, es la potencia por etapa, hp; (BHP)I(MMPCDE) es la potencia requerida para una rela-ción de compresión, dada, bhpl’106 ft3/d a 14.4 psiay a la temperatura de succión; (MMPCDE) es la capaci-dad requerida, lo6 ft3/d a 14.4 psia y a la temperaturade succión; F, es un factor de la gravedad específicadel gas y Za y zd son los factores de compresibilidad delgas en las condiciones de succión y descarga. Si se espe-cifica construcción no lubricada, se debe aumentar enalrededor de 5% el caballaje obtenido con la ecuación(19).

Las curvas (Fig. 10) han sido aceptadas por la indus-tria para las selecciones preliminares. A veces, se pue-den obtener curvas más detalladas con los fabricantespara obtener resultados más exactos.

Dimensionamiento de los cilindros

Cuando se han establecido la presión y la temperatu-ra interetapas para una aplicación de un compresor deetapas múltiples, se puede encontrar la capacidad de ca-da etapa en las condiciones de succión. Debido al espa-cio muerto necesario para permitir el funcionamiento ypara poder diseñar el conducto para válvulas, el pistónno recorre o desplaza todo el volumen del cilindro. Porello, la capacidad real del cilindro es un poco menor quesu desplazamiento. Si se expresa como eficiencia volu-métrica del cilindro, esta relación es:

en donde Eu es la eficiencia volumétrica, Q es la capaci-dad en condiciones de succión, en ICFM, Cdtf es el des-plazamiento del cilindro, ft3/min.

.o?-4

1.20

z

z 1.00c98g 0.800

5; 0.60

1.0 1 . 5 2.0 2.5 3.0 3.5Relación de compresión, rc

Fig. ll Factor de corrección para gravedad específica(densidad relativa)

(21)

en donde L es la carrera del pistón, in., A,, es elárea de la cabeza del pistón, in2, Acc es el área en el la-do del cigüeñal del pistón y N es rpm. Téngase en cuen-ta que el área en el lado del cigüeñal es el área de lacabeza menos el de la biela.

Se utilizan muchas fórmulas para la eficiencia volu-métrica. La siguienwtiele bastar para cálculos prelimi-nares.

E" = 0.97 - c, [(r )llk - 1

cGd& 1 (22)

en donde Cc es el espacio libre en el cilindro, r, es la re-lación de compresión, k es la razón de los calores especí-ficos y z, y zd son los factores de compresibilidad del gasen las condiciones de succión y de descarga.

Carga en el cuerpo o carga en la biela

El cuerpo de cualquier compresor tiene un límite paralas fuerzas que se pueden aplicar durante la compresión.En la forma más sencilla, esta carga se puede calcularcuando se conocen el diámetro del cilindro y las presio-nes que actúan contra el pistón. Esto, a veces, se llama“carga del gas sobre la biela” y no tiene en cuenta lascargas debidas a los pesos con movimiento alternativo yal movimiento de la máquina.

Entrada 1 , Cilindro

Cabeza

I

v8lvulas L - salida

Fig. 12 Componentes del compresor con cilindro dedoble acción

Tabla VI Ejemplo 5. M6todo del caballaje por millón

CS.xlo de compresores reciprocantes

Hidrógeno + hidrocarburo

208 - 2 = 206 (-pérdida en ellamortiguador de pulsos)

Temperatura de succión, “RPresión de descarga, P psia 1 885 + 19 = 1 904 Dada ( + pérdidas en el

cDn=wMS~P~(104)z

Corrección en la gravedad específica,

total al freno b h

Área, lado cigüeîia1.A rd, in

Carga en èl cuerpo, compresión, Fc, Ib

Carga en el cuerpo, tensión, F,, IbLímite de carga en él cuerpo, Ib 150 000 Con base en cuerpos disponibles+ t

Resumen: La selección prel iminar es un compresor de tres ci l indros, carrera de 18 in, que trabaje a 277 rpm. con uncilindro de 24.1/4 in (primera etapa), un cilindro de 17 in (segunda etapa) y un cilindro de 12 in (tercera etapa). Todos IOScilindros son de doble acción. La unidad motriz es de 6 000 hp.

3 0 S E L E C C I Ó N

En un cilindro de doble acción, cuando el pistón semueve hacia dentro en dirección al cigüeñal, la carga enel cuerpo, Fc, se calcula con

F, = f’&, - PA (23)

y dicha carga, en tensión, F,, cuando el pistón se alejadel cigüeñal, es:

6 = PAp - Pd, (24)

en donde Fc y F, son en Ib; PJ y Pd son las presiones desucción y descarga, psi; A, es la área de la cabeza delpistón, in y Acces la área del pistón en el lado del cigüe-ñal, in2. En la figura 12 se ven estas relaciones con cla-ridad

El cuerpo de todo compresor tiene valores máximospara su carga, que no se deben sobrepasar en funciona-miento normal. Se prefiere que los valores calculados noexcedan de 60% a 75% de la resistencia máxima calcu-lada del cuerpo.

Se deben especificar los límites de velocidad de rota-ción Ny la velocidad promedio del pistón, Up, para noseleccionar un compresor que funcione a mucha veloci-dad, tenga desgaste excesivo y requiera mucho mante-nimiento.

u, = 2N(L/12) (25)

en donde U,es la velocidad del pistón, ft/min, N es lavelocidad de rotación, rpm, y L es la carrera, in. El lími-te general de la velocidad del pistón en un compresor esde 800 a 850’ftlmin y para los no lubricados es un pocomenor, o sea alrededor de 700 ft/min.

Ejemplo 5. Se hará la selección preliminar de un com-presor reciprocante de etapas múltiples, típico, para ma-nejar 413 MMPCDE de una mezcla de hidrógeno y gashidrocarburo con peso molecular de 2.925. En la tablaVI se presentan los datos pertinentes y los cálculos nece-sarios.

Control de compresores reciprocantes

Si se aplica suficiente potencia a un compresor de des-plazamiento positivo, continuará el aumento de la pre-sión a más de su valor nominal hasta que se llega a ciertolímite, lo cual puede ocurrir con la apertura de una vál-vula de desahogo, el accionamiento de un interruptor dedescarga por alta temperatura o por desperfecto de lamáquina. No se desea nada de ello para el control deprocesos. Por tanto, los compresores deben tener con-troles del cilindro o válvulas de derivación (bypass) o de-ben responder al tener cambios en la velocidad porvariaciones en la capacidad.

La mayor parte de los compresores reciprocantes seimpulsan con un motor eléctrico de velocidad constante;por ello los controles se basan en el funcionamiento a ve-locidad constante. En un compresor de velocidad lija, elcontrol de la capacidad se puede lograr mediante:

1. Derivación externa del gas o aire en torno al com-presor hasta la fuente de succión o la atmósfera.

2. Descargadores para los cilindros3. Las llamadas cajas de espacio muerto.

4. Una combinación de los anteriores.Los descargadores son manuales o automáticos, en

uno o ambos extremos de un cilindro y se emplean paradescargar, o sea, mantener abiertas las válvulas de en-trada y con ello, el compresor no funciona en esa partede esa carrera. Por ejemplo, los descargadores de lasválvulas de entrada podrían estar en el lado de la cabeza(culata) de un cilindro y, al accionarlos, reducirían la sa-lida neta del cilindro más o menos a la mitad. Si se utili-zan los descargadores como control permanente, pue-den surgir problemas de carga del cuerpo, pulsacionesexcesivas o menor duración de las válvulas. Los descar-gadores casi siempre se utilizan para facilitar el arran-que del compresor.

Las cajas de espacio muerto constituyen una capaci-dad adicional que se integran o atornillan en el lado dela cabeza o en el del cigüeñal de uno o más cilindros pa-ra aumentar el espacio muerto en ese cilindro; esto re-duce la eficiencia volumétrica y disminuye la salida netaen un cilindro de tamaño dado. En la figura 13 se puedever la forma en que el espacio muerto más grande en uncilindro disminuye la eficiencia volumétrica.

Cualquiera que sea el control de capacidad que se uti-lice, siempre hay que instalar válvulas de desahogo enla tubería cercana a cualquier compresor de desplaza-miento positivo; la válvula debe ser de un tamaño ade-cuado para toda la capacidad de salida del cilindro.

A veces se utilizan unidades motrices de gas de veloci-dad variable en los compresores reciprocantes y ofrecenla ventaja de variar la capacidad como función directade la velocidad. A menudo se utilizan cajas de espaciomuerto y descargadores de cilindros para mayor facili-dad de control. El alto costo inicial y de mantenimientohacen que este tipo de unidades casi siempre se utilicenen aplicaciones especiales.

También se pueden utilizar turbinas de vapor o degas para mover los compresores reciprocantes, pero sedebe estudiar con todo cuidado su instalación pues sesuelen necesitar engranes reductores de velocidad, vo-lantes, acoplamientos torsionales y análisis especiales.

2.0 2.5 3.0Relación de compresión, r,

Fig. 13 El espacio muerto influye en la eficienciavolum&rica

CLAVES PARA LA SELECCIÓN DE COMPRESORES 31

% Fig. 14 El compresor rotatorio tiene aspas deslizables

Compresores rotatorios

Los sopladores, bombas de vacío y compresores rota-torios son todos de desplazamiento positivo, en los cua-les un elemento rotatorio desplaza un volumen fijo concada revolución.

Los diferentes estilos se pueden agrupar en cuatro ti-pos básicos. El más antiguo y conocido es el soplador delóbulos, en el cual dos o tres rotores en forma de “8”se acoplan entre sí y se impulsan con engranes de sincro-nización montados en cada eje. Los sopladores de lóbu-los van desde los muy pequeños, para compresoresproducidos en serie, desde unos 2 ft3/min, hasta losmás grandes, para unos 20 000 PCMS. Se usan princi-palmente como sopladores de baja presión, que compri-men el aire o gases desde la presión atmosférica hasta 5a 7 psig y, algunos hasta 25 psig, en tipos especiales.También se utilizan mucho como bombas de vacío, queson en realidad compresores que funcionan con presio-nes de succión inferiores a la atmosférica y con presionesde descarga iguales a la atmosférica o un poco mayores.

El segundo estilo es el de aspas o paletas deslizables,que tiene un rotor con ranuras, dentro de las cuales sedeslizan las aspas hacia dentro y afuera en cada revolu-ción. Las aspas atrapan el aire o gas y en forma gradualreducen su volumen y aumentan la presión, hasta queescapa por orificios en la carcasa (Fig. 14). Este estilo decompresor puede producir hasta 50 psig por etapa, ytambién está disponible con dos etapas, para presioneshasta de 125 psig. Sus capacidades son de 1 500 a 2 000ft3/min y también se pueden emplear como bomba devacío.

En las industrias de procesos químicos los tipos de ló-bulos y de aspas tienen aplicación limitada porque pro-ducen presiones bajas y sólo se pueden obtener, engeneral, con carcasas de hierro fundido, que los haceninadecuados para ciertos gases corrosivos o peligrosos.

Un tercer tipo es el compresor de espiral rotatorio,que se utiliza para altas presiones y viene en tamañosgrandes. A.J.R. Lysholm produjo en Europa, en la dé-cada de 1930, un compresor de espiral doble, junto conel equipo especializado para maquinar los complicadosrotores.

Están disponibles en estructuras enfriadas por aceitey secas. Sus capacidades van de unos 50 hasta 3 500PCMS en el tipo inundado con aceite, y de 1 000 a20 000 PCMS en los de tipo seco; éstos pueden funcio-nar a velocidades de 10 000 a 12 000 rpm y con presio-nes de descarga de 250 a 400 psig; o sea un aumento de50 psig por carcasa.

En las industrias de procesos químicos se suele prefe-rir el tipo seco porque no hay arrastre de aceite a la co-rriente del proceso. Sin embargo, los de tipo inundadocon aceite han tenido amplia aceptación en servicios pa-ra aire de procesos y servicios, y también los hay portáti-les, así como compresores de refrigeración para refri-gerantes de fluorocarbono.

El cuarto estilo es el compresor o bomba de anillo delíquido, que es rotatorio, pero tiene un principio exclusi-

Fig. 15 El compresor rotatorio con anillo de líquido se emplea para manejar mezclas de gases conalto contenido Ácido o gases corrosivos.

32 SELECCION

VO de funcionamiento, diferente al de cualquier otro ro-tatorio. Un rotor con aspas gira en una cubierta circular ’u ovalada, dentro de la cual siempre hay agua u otro lí-quido sellador (Fig. 15). La fuerza centrífuga hace queel líquido forme un anillo en la periferia de la carcasadurante el funcionamiento. El aire o gas avanza hacia jel centro del rotor y, en forma gradual, se reduce su VO- ilumen y aumenta su presión hasta que pasa por los orili- !cias de descarga y sale de la carcasa. El líquidocontenido en el aire o gas descargado se separa y se en-fría, y se recircula o se desecha en un sistema de una solapasada. J

El tipo de anillo de líquido es el que más se utiliza co-mo bomba de vacío hasta 3 o 4 in de Hg absolutas.También se puede utilizar como soplador abaja presiónhasta unas 25 psig o como compresor de aire a presionesintermedias, hasta de unas 100 psig, para instrumentos.Sus tamaños van desde los pequeños, para unos 10ft3/min, hasta los más grandes, de carcasa sencilla, pa-ra 10 000 ft3/min. Estos compresores se emplean mu-cho con gases difíciles como cloro, gas ácido, gasescargados con sulfuro de hidrógeno, dióxido de carbonoy otros. Para muchos tipos se puede obtener construc-ción de acero inoxidable.

En general, los compresores rotatorios sólo son paranecesidades especiales, con poco aumento de presión ybaja capacidad. Pero, no se los debe pasar por alto cuan-do se trata de seleccionar el adecuado para una aplica-ción. La consulta de la gráfica de velocidad específica(Fig. 2), en ocasiones puede ser de utilidad cuando setrata de la aplicación de un compresor rotatorio. La car-ga, capacidad y caballaje adiabáticos se pueden deter-minar en forma muy semejante a las de un compresorcentrífugo. No obstante, como no hay una fuente total-mente aceptada de datos de eficiencia, la selección ini-cial del compresor debe basarse en la información de sufabricante.

Resumen

El ingeniero de proyectos no debe sentir temor antela selección preliminar de un compresor o soplador decualquier tipo para la planta, si aplica con cuidado lasrelaciones básicas y las leyes citadas en este artículo. Co-mo es natural, el diseño final y el rendimiento son res-ponsabilidad del fabricante, quien puede prestar valiosaayuda. En todos los casos, resultará útil y ahorrará mu-cho tiempo si el ingeniero primero estudia las necesida-des y hace su propia elección preliminar del tamaño ytipo del compresor.

Agradecimientos

Las siguientes empresas han suministrado informacióno ilustraciones: Allis-Chalmers; Atlas Copto, Inc.; Coo-per Bessemer Corp. ; .DeLaval Turbine, Inc. ; DresserIndustries, Elliot Div.; Carrier Corp.; Gardner-DenverCo.; Hoffman Air & Filtration Div., de Clarkson Indus-tries, Inc.; Ingersoll-Rand Co., Joy ManufacturingCo., Kellogg-Ameritan, Inc. ; Nash Engineering; Sul-zer Bros.; Sundstrand Fluid Handling; Victor Manu-facturing Corp.; White Superior Div. de White MotorCorp.; Worthington-CEI, Inc.

Referencias

1. “Engineering Data Book,” 9th ed., Natural Gas Processors SuppliersAs&, Tuba; 1972.

2. “Gas Prooerties and Comnressor Data,” Form 3519-C Ingersoll-Rand Co.: Woodcliff Lake,‘N.J., 1967.

3. Scheel, L. F.t “Gas Machinery,” Gulf Publishing, Houston, 1972.4. Compressibthty Charts and Their Applicatton to Problems Involvmg

Pressure-Volume-Energy Relations for Real Gases, Bulletin P-7637,W o r t h i n g t o n - C E 1 Inc., M o u n t a i n s i d e , N . J . , 1 9 4 9 .

5. Balje, 0. E., A Study on Design Criteria and Matching of Turho-machines-Par? B, Traes. ASME, J. Eng. Power, Jan. 1962.

6. Centrifugal Compressors for General Refmery Servios, 3rd ed., APIStandard 617, Ameritan Petroleum Institute, Washington, 1973.

7. Hallo& D. C., Centrifuga1 Compressors-The Cause of the Curve,Air and Gas Eng., Jan. 1968.

8. Centrifugal Compressors, Bulletin 8282-C. Ingersoll-Rand Co.,Woodclig Lake, N.J., 1972.

9. Magliozzi, T. L., Control System Prevents Surging in Centrifuga1Flow Compressors, Chem Eng., May 8, 1967, p . 139-142.

10. Lubrication, Shaft-Sealing, and Control-Oil gystems for Special-Purpose Applications, API Standard 614, Ameritan Petroleum In-stitute, Washington, 1973.

ll. Reciprccatin Compressors for General Retinery Servios, 2nd ed.,API Standar 6: 618, Ameritan Petroleum Institute, Washington, 1974.

El autor

Richard F. Neerken es gerente desección de equipo rotatorio en TheRalph M. Parsons Company, Pasa-dena, California, 91124. Ingresó enParsons en 1957 y ha trabajado enforma continua con máquinas rota-torias como bombas, turbinas, com-presores y motores en muchosproyectos de la empresa. Con ante-rioridad, durante más de 11 añosdesarrolló aplicaciones para un im-portante fabricante de bombas,compresores y turbinas. Dirige a ungrupo de más de 30 ingenieros que

hacen trabajos similares para Parsons en todo el mundo. Tiene títulode ingeniero mecánico del California Institute of Technology, es inge-niero profesional en California y miembro del Contractor’s Commit-tee on Mechanical Equiprnent, en el API.

distribuciónplanta paracompresores

Cómo obtener la mejorfísica de la

bombas y

La economía en tuberías y estructuras, junto con la facilidad de operación ymantenimiento son los objetivos principales para instalar bombas y compresores, susunidades motrices y componentes auxiliares.

Robert Kern, HofJman - La Roche, Inc.

La distribución física y la configuración de las tube-rías influyen en el costo de capital y en la energía queconsumen las bombas y compresores. Se hará una des-cripción conjunta de ellos, porque los requisitos para ladistribución física y la tubería suelen traslaparse; se tra-tarán por separado las diferencias importantes.

La elección de opciones sólo influye en forma limitadaen el diseño de la tubería. Como ya se han descrito lasbombas y los compresores, sólo se examinarán los deta-lles pertinentes de ellos, según sea su efecto en el diseñoy distribución física de la planta y la tubería.

Bombas centrífugas para plantas deprocesos

Si no hay una diferencia de presión entre dos puntosde un sistema de tubería, hay que utilizar una bomba(o un compresor) para producir el flujo necesario. Lasdel tipo centrífugo son las más comunes en las plantasde procesos.

La carga de descarga de una bomba o compresor cen-trífugo depende del tipo, diámetro y velocidad del im-pulsor; éstos son de tres formas básicas (Fig. la).

1. Flujo radial. En la bomba de flujo radial, la entra-da es axial y la salida es radial. La carga de descarga seproduce sólo por fuerza centrífuga. Este impulsor puedeproducir cargas elevadas. La mayor parte de las bombasy compresores para proceso son de este sistema y mu-chas bombas horizontales y verticales tienen también es-te tipo de impulsor.

2. Flujo mixto. En estas bombas, el líquido entra ensentido axial, y el impulsor lo descarga formando un án-

gulo con el árbol de la bomba. En este diseño, la energíaaplicada al líquido es una combinación de fuerza centrí-fuga y desplazamiento axial. Algunas bombas verticalestienen este tipo de impulsor.

3. Flujo axial. En estas bombas, el líquido entra y sa-le en sentido axial. Toda la energía aplicada al líquidose debe a la acción elevadora del impulsor y casi no hayfuerza centrífuga. Algunas bombas verticales tienen estetipo de impulsor. Los compresores o sopladores de flujoaxial tienen cargas bajas e impulsor de altas velocidades.

Antes de describir la distribución física y el diseño dela tubería para estas bombas, se examinarán las caracte-rísticas de diseño mecánico de las centrífugas.

La bomba de una etapa tiene un impulsor. En res-puesta a las necesidades de las industrias de procesosquímicos se creó la que se llamó bomba de diseño “es-tándar” (Fig. Ib) o también Ameritan Voluntary Stan-dard (AVS), que ya se fabrica de acuerdo con la normaANSI B73.1-1974 y tiene succión en un solo extremo ypuede tener amplios límites de capacidad con el empleode unos cuantos impulsores intercambiables. Las piezasrotatorias se pueden desmontar sin alterar la tubería,carcasa o motor. Se puede emplear cuando el recipientede succión está enla rasante, el tubo de succión está cer-cano, el líquido está subenfriado o la NPSH disponiblees baja.

Una variante de la bomba horizontal con succión porel extremo tiene la entrada en la parte superior de la car-casa (Fig. lc). Las tuberías y válvulas ocuparán menosespacio, pero el recipiente de succión debe estar eleva-do. También se puede emplear la bomba con entradahorizontal, pero los tubos y válvulas ocuparán espacio

34 SELECCIÓN

Tabla I Tamaños de tubos y espacio en el piso para bombas centrífugas de impulsor sencillo (Carga total40 a 400 ft)

Tipo de bombaCapacidad,

wm

Boquillas de bomba Tamaños de tubos

Succión, Descarga, Succión, Descarga,in in in in

Espacio en elpiso,

ft

Impulsor de entradasencilla

(Succión en extremo,descarga por arriba)

0

(succión y descarga porarriba)

hasta 100 2 1 2 - 3 l - 2 1.5x 41 0 0 a 2 0 0 3 1% 4 2 - 3 1 . 5 x 52 0 0 a 3 0 0 3 2 4 - 6 34 2 x 5 . 53 0 0 a 7 0 0 4 3 6 - 8 3 - 6 2X6

Impulsor de entradadoble

(Succión y descargalaterales)

7 0 0 a 1 .000 6 4 8 6 2 X . 61 0 0 0 a 1 500 8 6 1 0 - 1 2 6 - 8 2 . 5 X6 . 5

Las dimensiones de boquillas y tubos son tamafios nominales de tubo.

frente a la succión de la bomba. En la tabla 1 aparecenlos datos para calcular el espacio requerido en el piso pa-ra estas bombas.

Las bombas de etapas múltiples tienen dos o más im-pulsores en serie; la descarga de un impulsor es la suc-ción en el siguiente, y se suman las cargas producidasen todas las etapas. Estas bombas son para trabajar con-tra alta presión de descarga, como en las bombas de me-diana y alta presiones para alimentación de calderas.

Según sea el número de etapas, la carcasa puede sermuy larga (Fig. Id) y se necesita más espacio. En estasbombas, las boquillas de succión y descarga suelen estaren posición vertical. En las bombas con carcasa divididahorizontalmente, hay que proveer acceso en ambos la-dos para facilitar el mantenimiento. Las carcasas parti-das verticalmente (tipo barril), requieren espacio en elfrente de la bomba para extraer el árbol y el impulsorpara el mantenimiento en el campo.

Diseño de carcasa e impulsor

Hay muchos tipos de impulsores centrífugos; el líqui-do se acelera en las cavidades del impulsor encerrado y,la anchura es tal que da alta capacidad y baja carga, yse emplea para bombear pastas aguadas, aguas negrasy agua limpia. El impulsor semiencerrado tiene un ladoabierto, y la carcasa cubre el lado abierto de los alabes.El impulsor abierto está circundado en ambos lados porla carcasa. El impulsor de doble entrada tiene dos ojosy se suele emplear en bombas de gran capacidad y cargaelevada relativamente, para servicio de agua de enfria-miento y contra incendio.

Las bombas de gran capacidad para agua suelen tenercarcasas divididas horizontalamente con impulsor dedoble entrada. La entrada y la salida están horizontales,es decir, a 90’ con el árbol de la bomba, y la tubería desucción es sencilla; puede ser un tubo recto, corto conuna o dos juntas de expansión. No se debe utilizar uncodo horizontal en la succión porque produce flujo dis-

parejo para el impulsor de doble entrada, lo cual puedereducir la duración de los cojinetes.

El mantenimiento es sencillo y se puede efectuar sindesconectar la tubería. Se necesita mucho espacio alre-dedor de estas bombas por el tamaño de los tubos, acce-sorios y válvulas y para tener el espacio requerido parael equipo de mantenimiento.

La carcasa dividida verticalmente, perpendicular conel árbol de la bomba, tiene fácil acceso para manteni-miento. En las bombas grandes hay que dejar espaciofrente a ellas para desmontar la cabeza de la carcasa yextraer el árbol y el impulsor. En algunas de estas bom-bas, el impulsor se puede sacar hacia la unidad motriz.

Casi todas las bombas son horizontales y, al montar-las, se deben alinear con todo cuidado el árbol del motory el de la bomba. .

Las bombas en línea son compactas y económicas enlos aspectos de costo de capital, distribución requerida,diseño de tubería y mantenimiento. Según dicen sus fa-bricantes, las bombas en línea, con capacidad de 5 a 100gpm, se pueden montar horizontalmente, verticalmentehacia arriba o hacia abajo o en cualquier posición angu-lar. Si es necesario, pueden ubicarse elevadas, sin tenerque usar tubos curvos hasta la rasante. Pero es impor-tante dejar espacio temporal y permanente para accesoa ellas y a sus válvulas e instrumentos.

Las bombas grandes en línea tienen un pedestal, yhay que soportarlas en una superficie vertical; por lo ge-neral se ubican al nivel de la rasante o del piso.

Bombas de árbol vertical

Las bombas verticales ocupan poco lugar, pero nece-sitan suficiente espacio para acceso y en sentido verticalpara sacar el motor, árbol e impulsores (Figs. le y lf).En muchos tipos, el motor y el árbol de la bomba se pue-den sacar por separado. Hay varios tipos de bombasverticales, y sus características principales son:

CÓMO OBTENER LA MEJOR DISTRIBUCl6N FíSICA DE LA PLANTA PARA BOMBAS Y COMPRESORES 35

n La bomba sumergida tiene un solo impulsor radialy un árbol vertical largo (Fig. le). Los fabricantes espe-cifican la inmersión requerida y las dimensiones de laentrada; el tamaño y profundidad del foso de succióndebe ir de acuerdo con estas condiciones.

w La bomba de hélice para foso húmedo (cártamo)tiene impulsor de flujo mixto. La acción elevadora delimpulsor por lo general se aplica en varias etapas. Enalgunas bombas las aspas de la hélice se pueden ajustarde acuerdo con las condiciones de funcionamiento re-queridas.n Las bombas de pozo profundo tienen impulsores

con descarga rardial o de flujo mixto; cada uno está enuna cubierta semiencerrada con álabes de descarga. Sepuede montar un gran número de impulsores en serie;por ello, estas bombas pueden producir cargas elevadas.Se sugiere utilizar motor sumergible para evitar el em-pleo de un árbol largo, que necesita mucha altura parasacarlo.

Una válvula de pie en la succión mantiene cebadaslas bombas verticales. Uno de los trabajos de manteni-miento es desmontar la bomba para limpiar la válvulay su malla de admisión. Por tanto, las válvulas, tubosy conduits eléctricos no deben estorbar.n La bomba de pozo seco es la de tipo vertical más

común en las plantas de proceso (Fig. lf). Es más cortaque la de pozo profundo y está totalmente encerrada.Las boquillas de succión y descarga están encima de larasante, y la entrada al impulsor está debajo. No necesi-ta cebado y se desmontan la bomba con su carcasa.

Para aprovechar la capacidad de una bomba verticalpara proceso, se debe colocar justo debajo o en un ladodel recipiente de succión. Hay que dejar espacio parasacarla con una grúa móvil o poner puntos de enganche.

En las bombas de pozo seco, las boquillas de succióny de descarga pueden formar cualquier ángulo horizon-tal práctico entre sí, según la colocación de la tubería.En las bombas que tienen en existencia los fabricantes,las boquillas de succión y descarga forman entre sí 180’.

Tipos de unidades motrices para bombas

Las bombas montadas en una base que tienen acopla-do el propulsor, son las más comunes (Figs. ib, lc, Id).Casi todas las bombas centrífugas tienen motor eléctri-co. Las bombas con propulsión de turbina de vapor, degas o hidráulica necesitan un espacio más amplio parala caja de engranes, válvulas, tubos e instrumentos quelas de motor. Hay que proyectar el acceso para manteni-miento y, quizá, un monorriel para un aparato ele-vador.

Las bombas con acoplamiento compacto (Fig. lg)están montadas directamente al árbol del motor; soncompactadas y pueden trabajar con cualquier posicióndel árbol, pero tienen capacidad limitada. La boquillade descarga se puede girar en los agujeros en el círculode tornillos con respecto al eje del motor. Esto ofrecegran adaptabilidad en la distribución física y facilita eldiseño de la tubería.

Las bombas con propulsión de engranes están diseña-das de acuerdo con los requisitos entre la velocidad del

propulsor y la de la bomba. Se instalan horizontalmen-te, con un desplazamiento horizontal o vertical entre losárboles del propulsor y el de la bomba. Esto aumenta laanchura y longitud totales y, en su caso, la altura.

Costo, operación y mantenimiento

Las bombas centrífugas recuperan su costo en pocotiempo; su costo inicial bajo se debe a su diseño sencillo,a que tienen motores con acoplamiento directo y unaamplia variedad de materiales, tamaños y característi-cas de rendimiento y operación. Ocupan poco espacio yno necesitan cobertizos especiales; la tubería es sencilla.

Además, las centrífugas son confiables y de larga du-ración. Pueden soportar corrosión y erosión internas,sin pérdida apreciable de rendimiento. Su funciona-miento adaptable permite buen control de flujo en unaamplia gama de capacidad, a velocidad constante; la ca-pacidad se puede variar mediante estrangulación de ladescarga. Son silenciosas, necesitan poca atención yfuncionan sin pulsaciones.

Por su larga duración, tienen bajo costo de manteni-miento. Se pueden desarmar con facilidad, hay pocaspiezas con holguras precisas y las piezas gastadas se pue-den reemplazar con rapidez.

La capacidad, la carga y la eficiencia disminuyen conrapidez cuando cambia la viscosidad. La bomba centrí-fuga, excepto la de tipo regenerativo, no puede manejarlíquidos que contengan vapores. Con flujos bajos, me-nores de 15 o 20 % de su capacidad de diseño, se vuelveninestables; por ello, se requiere un flujo mínimo, lo queimplica la necesidad de un tubo adicional para deriva-ción hacia el recipiente de succión.

Las bombas las seleccionan los especialistas, y el dise-ñador de la tubería influye muy poco en la elección bási-ca. Sin embargo, el proyectista de la distribución físicapuede solicitar una orientación preferida para la succióny la descarga y las limitaciones en la NRSZY, según seala elevación requerida del equipo.

Instalación de bombas y tuberías:a la intemperie

Las bombas rara vez influyen en la distribución físicade la planta, excepto cuando una reserva común parados servicios pudiera requerir el reacomodo del equipode proceso. Las bombas se colocan cerca de los recipien-tes de proceso y, si son varias, deben estar alineadas enuna forma estética.

En las plantas químicas o petroquímicas casi todas lasbombas están en dos hileras debajo de los soportes paralos tubos. Los extremos para los motores, alineados, de-finen el espacio para acceso en el centro de las dos hile-ras. La succión y descarga de las bombas miran hacialos recipientes. En la figura 2 se describe una evaluaciónpara la instalación de-una bomba o una caseta de bom-bas. Las bombas individuales tienen acceso por todaspartes. Salvo pocas excepciones, los tubos de succiónpueden estar elevados. Los tubos de descarga con medi-dores de flujo se colocan encima del espacio entre los so-

36 SELECCIÓN

Flujo radial Flujo mixto

Flu jo ax ia l

a. Tipos de impulsores: ks..r-

b. Bomba de succión en el extremo y descarga porarr iba

(Para recipientes elevados y en la rasante)

f

“aE

c. Bomba con descarga y succión por arriba(Para rec ip ien tes de succibn e levados)

e. Bomba parasumidero

(Requiere fosa detamaño adecuado)

d. Bomba de impulsores múltiples(ReqLGere más espacio)

f. Bomba verticalpara proceso

(Adaptab i l idad paraorientar la entrada y

la sa l i da ) Fig. 1 Bombas centrifugas

g. Bomba acoplada en forma compacta(Se monta en cua lqu ie r pos ic ión)

CÓMO OBTENER LA MEJOR DISTRIBUCIÓN FiSICA DE LA PLANTA PARA BOMBAS Y COMPRESORES 37

\ \\, Acceso

V2lvuladelcontrol

-- -t

Doblahilera

Plante

Orificios deválvulas de’\,

control \

s\\ \ ‘.tL Agua de enfriamiento

Aceite de empaquetadura

Fig. 2 Lista de comprobación para instalación debombas en las plantas de la industria quimica

portes de tubos y el techo. Las válvulas de control porlo común se colocan en la rasante, de preferencia juntoa las columnas para tener buen soporte. La disposiciónpreferida para las boquillas, con recipientes muy eleva-dos, es con la succión y la descarga en la parte superior.

Instalación de bombas y tuberías:bajo techo

Cuando el espacio está restringido o las bombas sonpequeñas o están en un lugar donde la estructura esmuy costosa, se pueden colocar dos bombas en una basecomún de concreto, con un soporte para el arrancadorde las dos. En la figura 3 se ilustran la utilización del es-pacio y la colocación para estos casos.

Las bombas que manejan líquidos subenfriados pro-venientes de los recipientes para el proceso, suelen tenerla succión casi al nivel del piso; pueden tener succión deextremo o succión lateral y, por lo general, descarga enla parte superior. Se emplean mucho las bombas en lí-nea para este servicio. Mirando desde el pasillo de acce-so, los soportes del arrancador del motor deben estardetrás de la bomba y el motor, separados de las bridasde la bomba y del espacio para mantenimiento.

Para seguridad y conveniencia del operador, las bom- Cuando se manejan líquidos saturados, vapor-bas para recipientes con líquidos inflamables se deben condensado o se trabaja con vacío, se necesitan recipien-colocar fuera de las represas. Una excepción son los tan- tes de succión elevados, que se colocan debajo del techo,ques de norma API que tienen bombas en línea, monta- sobre el piso o en un piso alto. En la figura’4 se ilustrandas en las boquillas de succión en el tanque. diversas disposiciones de bombas.

38 SELECCIÓN

Soportedel ‘\,arrancador’,

,_. Condui teléctrico

Arrancador,/’ del motor

MotorCaja de

,I’ terminales

Disposición de una sola bomba

,r: Conduit eléctr icos

Espacioahorrado

Arrancadores

klotor ,

Bombas por pares

Fig. 3 Las bombas por pares son económicas yahorran espacio

Fig. 4 Relación entre bombas y recipientes dentrode un edificio

En el aspecto hidráulico, se prefiere una caída verticallarga para los tubos de succión; por las restricciones dela construcción, no se suele tener un tramo horizontalpara el tubo de succión. Se debe instalar una junta deexpansión en la rama vertical, cerca de la bomba. La tu-bería en esa junta debe estar bien guiada para que la deflexión lateral del tubo vertical no rompa la junta de ex-pansión. No se deben aplicar cargas de peso muerto yexpansión de la tubería en las bridas de la bomba ni encualquier máquina rotatoria.

Si se pueden colocar las bombas a lo largo de los mu-ros, es posible ahorrar espacio. Los arrancadores de losmotores, válvulas de control y múltiples para serviciosse pueden soportar en el muro encima de las bombas.Por ejemplo, los tanques pueden estar fuera del edificio,y las bombas en el interior. En general, se deben utilizarlas estructuras, muros y columnas existentes para sopor-tar los instrumentos y los componentes eléctricos.

Los múltiples de tubos auxiliares se deben colocar en-cima de la bomba a cierta altura. Estos múltiples pue-den ser para agua de enfriamiento de cojinetes, aceitepara las casquillos de los prensaestopas o fluidos paracalentar la camisa de la bomba. Deben colocarse los ca-rretes, bridas salteados o acoplamientos necesarios parafacilitar el acceso a la bomba y el desmontaje de válvulasy múltiples de las tuberías auxiliares.

Bombas de desplazamiento positivo

Las bombas y compresores rotatorios trabajan condesplazamiento forzado y pueden enviar un flujo cons-tante sin pulsaciones contra presiones mucho más altasque las bombas centrífugas. El diseño y colocación de latubería no difieren mucho en relación con las centrífu-gas. Las bombas rotatorias pueden tener válvulas de de-sahogo integrales o en la tubería.

Las bombas reciprocantes son para líquidos que con-tienen vapor. La resistencia al flujo, con el mismo cau-dal, es mucho mayor debido a las válvulas de retenciónde entrada y salida, que en una bomba centrífuga. Porello, cuando se bombea un líquido saturado, se necesitauna carga estática frente a la succión de la bomba paraque haya flujo libre de vapor hacia su cilindro. Unamezcla de líquido y vapor que llegue al cilindro, reducemucho la eficiencia volumétrica de la bomba, y en lapráctica se tiene un caudal (o gasto) mucho menor queel normal de la bomba. Para su instalación, esto signifi-ca que se necesita un tambor de succión elevado y un tu-bo sencillo, directo y sin restricciones desde el recipientehasta la succión de la-bomba.

Las bombas reciprocantes se clasifican según el tipode disposición del cilindro y pistón o émbolo. Las máscomunes y sus características, son:

w La bomba de acción sencilla es de un solo pistón oémbolo y las pulsaciones son intensas, pero se puedenreducir con una cámara de aire en la descarga o con lacombinación de dos o más cilindros de bomba en parale-lo fuera de fase. Las bombas dosificadoras se incluyenen este grupo y suelen tener su propio motor. Para con-trolar la capacidad, se ajusta la longitud de la carrera.La capacidad normal es de 0.15 a 10 gpm.

CÓMO OBTENER LA MEJOR DISTRIBUCIÓN FíSICA DE LA PLANTA PARA BOMBAS Y COMPRESORES 39

w La bomba símplex es de acoplamiento directo, y tie-ne un cilindro de vapor en un extremo y una bomba dedoble acción en el otro. Por su sencillez esta bomba esmuy confiable; se utiliza para el agua de alimentaciónde las calderas más pequeñas y puede manejar líquidosvolátiles y viscosos. Las bombas de potencia son impul-sadas por un motor eléctrico o de otro tipo, que accionaun cigüeñal.

Hay muchas variantes en los cilindros, pistones, val-vulas y mecanismos propulsores en estas bombas. Lasmás comunes son la sencilla, con un solo cilindro, lasdúplex, tríplex y cuadrúplex y pueden tener los cilindroshorizontales y verticales. Las horizontales necesitan másespacio en el piso.n La bomba de diafragma maneja cantidades preci-

sas de líquido. Un émbolo reciprocante empuja ur. lí-quido motor contra un lado de un diafragma para pro-ducir movimiento a pulsaciones; esto hace que el líquidosea llevado a la cámara de bombeo, formada por el otrolado del diafragma. El movimiento del líquido bombea-do se regula con válvulas de succión y descarga. Estasbombas no son adecuadas para líquidos de alta viscosi-dad y ocupan un espacio cuadrado en el piso.

Las bombas reciprocantes se emplean cuando se nece-sita una carga elevada. Su capacidad permanece cons-tante con las variaciones en la presión de descarga y lasviscosidades. La descarga no se puede estrangular, co-mo en las bombas centrífugas, para controlar la capaci-dad, sino que se utiliza una unidad motriz de velocidadvariable o se ajusta la carrera.

Por las características de sus válvulas de succión ydescarga, no son adecuadas para líquidos con impurezaso sólidos en suspensión, y no se fabrican para serviciosen donde hay corrosión o abrasión.

La acción de las bombas reciprocantes produce flujoa pulsaciones; la intensidad y frecuencia de ellas depen-de del número de cilindros que estén en paralelo y de silos cilindros son de acción sencilla o doble. Si se aumen-ta el número de cilindros, se reduce la amplitud; perose aumenta la frecuencia de las pulsaciones; para amor-tiguar éstas, se emplean cámaras de succión y descarga,que pueden estar integradas a la bomba o formar partede la tubería. Sin estas cámaras para pulsaciones, es di-fícil dosificar el flujo.

Por su funcionamiento a pukaciones estas bombasson voluminosas, requieren cimientos y estructurasfuertes para soporte de la tubería. El fabricante puedeindicar el tamaño y colocación de las cámaras amorti-guadoras, pero suelen requerir más espacio que la pro-pia bomba.

En la succión y descarga de las bombas reciprocantesson deseables las tuberías sin restricciones. Se debenevitar extremos ciegos, flujos opuestos y cambios súbitosen el sentido de la tubería. Hay que utilizar codos largosy ramales en ángulo. Se suelen instalar una válvula deretención y una de corte después de la boquilla de des-carga; en los tubos cortos de descarga, no se necesitaválvula de retención.

Las bombas reciprocantes deben tener sistemas de de-sahogo (alivio) de presión, y se puede emplear alguno delos siguientes: 1) válvula de desahogo integral con la

carcasa; 2) tubería de desahogo en circuito cerrado, queconecte los tubos de succión y descarga inmediatamenteencima de las boquillas; 3) descarga de la válvula de de-sahogo conectada con el tambor de succión; en este ca-so, la válvula de corte en el tubo de succión se debemantener abierta siempre; 4)tubería de desahogo haciael drenaje.

Las bombas reciprocantes suelen tener sistemas de tu-berías auxiliares para agua de enfriamiento, vapor o unfluido para transferencia de calor a las camisas, aceitepara sellos de los cojinetes, lubricante para cojinetes yconexiones de respiración y drenaje.

La tubería no debe estorbar para el mantenimiento dela bomba. Se necesita espacio para llegar a las tapas delas válvulas y de la carcasa y a las empaquetaduras asícomo para desmontar los cilindros y el árbol. Si se utili-zan ca.rretes o codos con bridas, se facilita el trabajo.Dado que se necesita mantenimiento frecuente, son de-seables un monorriel, una grúa viajera y protección con-tra la intemperie.

Compresores centrífugos

Los principios para proyectar la distribución física yla tubería para compresores (o sopladores) centrífugospequeños, no difieren en su aspecto básico de los requi-sitos para las bombas centrífugas. Sin embargo, los ta-maños de tubería y componentes para los compresoresson mucho mayores que para las bombas.

Los compresores grandes se emplean mucho en plan-tas de proceso: por ejemplo en unidades de craqueocatalítico, para etileno y amoniaco. Sus ventajas son:u) capacidad para manejar grandes volúmenes con untamaño de equipo relativamente pequeño; 6) la sencillezmecánica de un solo conjunto rotatorio y c) adaptabili-dad para propulsión con motor eléctrico o turbinas devapor o de gas.

Los compresores grandes, de etapas múltiples, suelentener carcasas divididas horizontalmente. Los que tie-nen conexiones en la parte superior se pueden instalarcerca del piso; pero sus tapas sólo se pueden quitar des-pués de haber desmontado la tubería. La tubería debetener bridas salteadas apropiadas.

Los compresores grandes con salida en la parte infe-rior están separados del piso (Fig. 5) No hay que desco-nectar la tubería, y la tapa se puede quitar con facilidad.En instalaciones a la intemperie, se utilizan columnas deconcreto cerca del compresor, y el acceso se obtiene me -diante una plataforma en voladizo que lo rodea.

También son adecuadas las columnas de concreto y lainstalación en una base plana. El amplio claro entre lascolumnas no será susceptible a las vibraciones. Los com-presores instalados en un edificio, por lo general, tienencimentación separada e independiente.

Si se requiere un techo o caseta sobre el compresor,se suele utilizar un monorriel encima de la línea centraldel compresor y debe llegar hasta el espacio para des-montaje, que puede estar dentro o fuera de la caseta. Sihay varios compresores en una caseta, se puede utilizaruna grúa viajera de accionamiento manual; la altura deella se debe calcular con cuidado para poder levantar las

40 SELECCION

Fig. 5 Disposición de compresor centrífugo consalida por debajo

tapas yrotores por encima de los compresores y motoresadyacentes. Hay que dejar un espacio para bajar las pie-zas al piso.

Los deshidratadores e intercambiadores interetapassuelen estar en la rasante, junto a la plataforma 0 casetadel compresor, a fin de que la tubería de interconexiónsea sencilla y corta. Antes de la entrada al compresor sedeben emplear codos o codos reductores de curvaturalarga. En los compresores de aire, la entrada vertical,que suele estar a la intemperie, tiene una malla que seprotege para impedir la entrada de lluvia y, si se requie-re, se puede emplear un medidor Venturi para el flujo;éste requiere un tramo recto de tubo en el lado de co-rriente arriba.

Auxiliares para compresores centrífugos

Los distribuidores o consolas para los aceites lubri-cante y para sellos ocupan un espacio grande cerca o de-bajo de los compresores.

El distribuidor para lubricación (Fig. 6) envía aceitea los cojinetes del compresor. Es un sistema a presiónconstante, de circulación forzada con bombas de engra-nes, enfriadores y filtros de aceite, que no son pequeñosni sencillos. Desde el compresor, el aceite va por gra-vedad hasta el tanque de almacenamiento, por lo quesu entrada debe quedar más abajo que el compresor(Fig. 5). Se necesita espacio para acceso a un gran nú-mero de válvulas, para desmontar los tubos del inter-cambiador y para operación y mantenimiento.

Fig. 6 El distribuidor de lubricante ocupa muchoespacio

En algunos casos, la bomba del aceite se coloca fueradel compresor y se cuenta con una bomba auxiliar parael arranque y el paro.

El distribuidor de aceite para sellos, similar al de lafigura 6, envía aceite limpio y filtrado a los sellos hi-dráulicos del compresor a presión y temperatura cons-tantes. Los sellos en el extremo del árbol evitan las fugasdel gas comprimido a la atmósfera. El aceite para sellosentra a presión entre los anillos de sello en ambos extre-mos del árbol del compresor, a una presión un poco másalta que la-del gas comprimido. El aceite que escapa ha-cia el lado de baja presión del sello vuelve al tanque yrecircula. El que escapa por el lado de alta presión pasapor trampas automáticas. El paso del aceite hacia el gasque se comprime se impide con sellos de laberinto entreel sello de aceite y la carcasa del impulsor.

Los componentes de los distribuidores de aceite estánintegrados a sus tanques, y un distribuidor puede servirpara varios compresores, según lo recomiende el fabri-cante.

Compresores reciprocantes

Estos compresores deben estar lo más cerca posible dela rasante. Los pequeños, con amortiguadores de pulsa-ciones o sin ellos tienen cimientos que sobresalen entre1.5 y 2 ft de la rasante. Los compresores grandes o gru-pos de ellos tienen cimientos entre 4 y 5 ft encima de larasante. Los compresores muy grandes no deben estarencima de la rasante ni sobre una base de concreto.

La mayor parte de estos compresores tienen un cober-tizo o caseta con el piso al ras o cerca de la parte superiorde los cimientos. Los cimientos del edificio y del com-presor deben ser independientes para no transmitir vi-braciones a la estructura. El piso debe tener aberturasde acceso a los amortiguadores de pulsaciones y las vál-

CÓMO OBTENER LA MEJOR DISTRIBUCIÓN FíSICA DE LA PLANTA PARA BOMBAS Y COMPRESORES 41

vulas que estén debajo del nivel del piso. Se emplea unmonorriel o grúa viajera, encima de los cilindros, sopor-tados por la estructura del techo o columnas. Los ladosdel cobertizo pueden estar abiertos con un muro de cor-tina en la parte superior o estar cerrados del todo; en es-te caso, se necesitan puertas y escaleras, así comoespacio para colocar las piezas del compresor.

La tubería del compresor es para interconectar losamortiguadores de pulsaciones, deshidratadores, inte-renfriadores y postenfriadores y quizá reactores y otroequipo de proceso, válvulas y componentes de medicióny control. Una instalación compacta con tubería corta ysencilla será menos susceptible a las vibraciones que elequipo muy separado, conectado por tubos largos. Losdeshidratadores e interenfriadores deben estar lo máscerca que se pueda de los amortiguadores de pulsacio-nes, que están sobre los cilindros del compresor o debajode ellos. Se acostumbra instalar los deshidratadores enla caseta del compresor o fuera de los muros y montadosen la rasante.

Los fabricantes pueden surtir compresores con inte-renfriadores integrales para dos cilindros; estos se pue-den colocar debajo del piso o justo en el exterior de lacaseta. Para evitar vibraciones, es aconsejable proveertres soportes para un grupo de intercambiadores delga-dos, de doble tubo, que midan de 16 a 20 ft de longitud.

En la figura 7 se ilustra la importancia del acceso a to-dos los puntos de los compresores reciprocantes. Lagrúa viajera y una caseta son esenciales.

Tubería para compresores reciprocantes

Los tramos de tubo se agrupan y colocan justo debajoo fuera de los cilindros del compresor. Si están debajo,los tubos van por debajo del piso; si están fuera, vanjunto a la caseta. La colocación preferida es en la ra-sante.

Una pregunta que surge en el diseño de la tubería esiproducirá o no vibraciones en el sistema de tubería?Dada la posibilidad de vibraciones, se modifican los de-talles de la tubería. Aun así, durante el diseño final esimposible predecir cuál parte de una tubería podrá su-frir vibraciones simpáticas, inducidas por las pulsacio-nes en el flujo y la presión.

Los amortiguadores y tubería de descarga se puedensoportar bien debajo del cilindro del compresor o en elpiso. Los cambios de dirección o de elevación y unionesdel tubo deben ser hidrodinámicos (Fig. 8). Los siguien-tes diseños ayudan a evitar el flujo a pulsaciones: curvasen vez de codos (Fig. 8a); entradas angulares en lugarde laterales (Fig. 8b); vueltas en un plano en lugar dedesplazamientos dobles (Fig. 8~); uniones suaves en vezde flujos encontrados (Fig. 8d); múltiple con extremo hi-drodinámico, en vez de cabezal cerrado (Fig. 8e). Lasobstrucciones deben ser mínimas, y se deben evitarcomponentes que tengan grandes pérdidas de presión.

Es aconsejable verificar el diagrama del sistema deflujo del proceso con el diseño final de la tubería, puesésta no siempre se conecta con la misma secuencia de

Fig. 7 La complejidad del compresor, tubos, interenfriadores ysilenciador destaca la importancia de los pasillos

42 SELECCIÓN

Diseíio preferido Disefio usual

a. Cambios de dirección

Angular Lateral

b. Entradas

Vuelta en un plano Desplazamiento doble

I I

c. Cambios en elevación

Hidrodinámica Encontradal+il- -- --

d. Uniones

Ramales hidrodinámicos Ramal convencional

e. Conexiones

Fig. 8 Tubería para compresores y bombasreciprocantes

uniones que muestra el diagrama de flujo. Un cambiobrusco e inesperado en el caudal y aumentos en las velo-cidades, combinados con las obstrucciones en la tubería,pueden ocasionar flujo a pulsaciones y vibraciones.

Las válvulas se deben instalar sin alterar la configura-ción de la tubería. Es más importante que no haya vi-braciones, que tener los volantes de válvulas muy bienalineados.

Los soportes para la tubería del compresor deben serindependientes de la estructura y de los cimientos del

edificio y los del compresor; también controlan el movi-miento de la tubería. Por lo general, se utilizan juntasde expansión, anclas y guías para soportar los tubos yrestringir sus movimientos.

Los soportes se colocan también en los cambios de di-rección, en las válvulas y, en general, en donde actúenfuerzas externas o internas que puedan inducir vibra-ción. Debido a su masa, una válvula colocada en el cen-tro de un tubo entre dos soportes puede tener mayoramplitud de vibración que el tubo;es menos fácil que vi-bre una válvula que está cerca de un soporte. Es más fá-cil que las tuberías largas tengan vibraciones simpáticassi están ancladas y soportadas a espacios iguales, que silos soportes y anclas están a intervalos irregulares.

Amortiguadores de pulsaciones

El flujo a pulsaciones ocurre en los compresores ybombas reciprocantes; en bombas y compresores centrí-fugos muy grandes para alta presión; en los ventilado-res, compresores, y bombas rotatorios, y en válvulasreductoras de presión. Si se transmiten las pulsacionesa los tubos, estructuras y equipo de proceso, puede ocu-rrir fatiga del material, que produce fallas y roturas, re-quiere mantenimiento frecuente y puede ocasionar unserio desperfecto. En la tubería ocurrirán inexactitudesen la dosificación, vibraciones y un ruido considerable.

Las vibraciones en la tubería y maquinaria pesada sevuelven más peligrosas conforme aumentan la frecuen-cia y la amplitud. Las altas velocidades de los pistonesy de entrada al compresor, o sólo estas últimas, aumen-tan la frecuencia de las pulsaciones; las de un compresorde un solo cilindro pueden ser tan peligrosas como lasde varios cilindros en paralelo que descargan en el mis-mo sistema de tubería. Los líquidos de alta densidadproducirán mayores pulsaciones de presión que los dedensidad más baja. Por ello, los compresores para altasvelocidad y presión deben tener control de pulsaciones.

Los amortiguadores de pulsaciones se utilizan paraeliminarlas en las tuberías de succión y descarga, paraseparar la fuente de vibración del sistema de tuberías ypara aumentar la eficiencia volumétrica del compresor.Los amortiguadores son los que tienen mayor riesgo defatiga por vibración; debido a ello, son de construcciónfuerte y resistente.

El amort;guador es un recipiente alargado, tiene cá-maras de expansión conectadas por una serie de tubosVenturi y está destinado a dispersar volumen y veloci-dades (Fig. 9). Su tamaño depende del caudal, de lafrecuencia de los pulsos de gas y de la presión, tempe-ratura y composición del gas. La posición de la entraday la salida depende del diseño del amortiguador, de lacolocación de las salidas del cilindro del compresor y dela disposición de la tubería. Hay amortiguadores hori-zontales y verticales, y en los compresores centrífugosgrandes disminuyen mucho el ruido.

El diseño de los amortiguadores es un trabajo muy es-pecializado. Para que el fabricante los garantice, se de-ben instalar de acuerdo con sus instrucciones y, en ge-neral,

CÓMO OBTENER LA MEJOR DISTRIBUCl6N FíSICA DE LA PLANTA PARA BOMBAS Y COMPRESORES 43

Pulsation Controls Corp. Lado de bajafrecuencia

--Separador de liquido

‘-- Drenaje

Amortiguador de pul800ionea

Placa de~‘SCpORE

Pernos de anclaje Cimentacibn

Fig. 9 Los amortiguadores de pulsacioneseliminan la fuente de vibración en la tuberia

n Los amortiguadores deben estar lo más cerca quesea posible de las boquillas del compresor, pues todostienen limitaciones en cuanto a distancia. En el cuerpodel amortiguador se indican las boquillas de entrada ysalida y la dirección del flujo.n Se deben anclar con firmeza a un cimiento y soste-

nerlos con cinchos o montantes. Los cilindros del com-presor no deben apoyarse contra el amortiguador, salvoque así se haya diseñado. En la figura 9 se ilustra un so-porte con cuñas ajustables para tener distribución preci-sa del peso. Hay que evitar la dilatación térmica de lossoportes después de ajustarlos.

En compresores con cilindros en paralelo y amorti-guador sencillo de entradas múltiples, las bridas de éstese deben soldar a los cuellos de las boquillas en el lugarde instalación. Además de datos de diseño, se debe indi-car al fabricante la orientación preferida para las bo-quillas, antes de que empiece la construcción.

Durante el arranque, se deben instalar mallas y cola-dores en el tubo de succión para evitar la entrada decuerpos extraños en el compresor y en el amortiguador.

Los amortiguadores .ienen drenajes y respiraderos.Las válvulas de desahogo pueden estar en el casco, depreferencia en el lado de baja frecuencia. Las pérdidasde presión en el amortiguador son pequeñas. Las veloci-dades en las boquillas de entrada y salida está limitadaa un máximo de 50 ft/s, pues este valor permite estimartamaños razonables para los tubos.

Aunque se necesita espacio para instalar los amorti-guadores, no se suele requerir para servicio o manteni-miento.

Referencias

1. “Hydraulic Institute Standards,” Hydraulic Institute, Cleveland, OH44115, 1969.

2. Neerken, R. F., Pump Selection for the Chemical Process Industries; Birk,f R and Pcacock, J. H., Pump Requirements for the Chemical Process

ndustrrcs, Chcm. Eng., Feb. 18, 1974, pp. 104-124:3. Holland, F. A. and Chapman, F. S., Positive-Displacement Pumps, Chcm.

Eng., Feb. 14, 1966, pp. 129-152.4. Neerken, R. F., Com ressor Selcction for the Chemical Process Industries;

Lapina, R. P., Can kpou Rente Your Centrifuga1 Compres-sor?, Chem. Eng.,Jan. 20, 1975, pp. 78-98.*

5 . Pollak, R., Selecting Fans and Blowers, Chem. Eng., J a n . 2 2 , 1 9 7 3 , pp.86-100:

6. Pqmp and Valve Selector, Chem. Eng. Dcskbook, Oct. ll, 1971:

Sección IICálculos y evaluaciones

Evaluación de compresores centrífugos de etapas múltiplesEmpleo de las curvas de rendimiento para evaluar el comportamiento

de los compresores centrífugosInterenfriadores y postenfriadores de compresores: predicción de

funcionamiento en condiciones que no son las de diseñoEficiencia del compresor: La diferencia está en la definiciónZSe puede adaptar un compresor centrífugo?Una forma fácil de tomar las temperaturas de compresión

Evaluación de compresorescentrífugos de etapasmúltiplesSe describe el análisis de las características de un compresor y su empleo paraadaptarlo y utilizarlo con un gas diferente. Esto determina su factibilidad en unservicio nuevo.

Hunt Davis, The M. W. Kellog Co.

A veces se retira del servicio un compresor y quedacomo equipo sobrante. Un compresor en buenas condi-ciones se puede vender como chatarra, sin haberse dadocuenta de que puede ser adecuado para un servicio dife-rente, sin cambios en los componentes importantes.

Se presenta un procedimiento para evaluar las carac-terísticas de rendimiento de un compresor centrífugo deetapas múltiples que ya se tiene, para un nuevo servicio.

Se necesitan los datos del fabricante en cuanto a ren-dimiento para la aplicación original, los cuales deben serlas curvas de carga contra volumen y de potencia contravolumen o sus equivalentes y, de preferencia, varias’curvas para diferentes velocidades. También se necesi-tará información sobre las propiedades del gas para elservicio original .

Cuando se tienen los datos de la aplicación original,se pueden evaluar las posibilidades de que ese compre-sor pueda ser útil para un nuevo servicio, en el que elgas que se va a comprimir difiere en peso molecular, ra-zón de los calores específicos y temperatura y presión enla admisión.

El procedimiento básico comprende un análisis ter-modinámico. Aun cuando los resultados indiquen posi-bilidades, también deben examinar otros criterios, quecomprenden consideraciones mecánicas, térmicas, delos materiales y de funcionamiento, antes de que puedatomarse una decisión.

El procedimiento que se describirá va de acuerdo conel criterio de “rendimiento equivalente”’ que se hautilizado como base para relacionar los datos de pruebadel compresor en los códigos para pruebas de rendi-miento.2

El procedimiento básico consiste en transformar lascurvas globales dadas del funcionamiento de un com-

presor de etapas múltiples para un conjunto de condi-ciones en la entrada (o sea composición del gas, tem-peratura y presión) en nuevas curvas para un conjuntodiferente de esas condiciones.

La aplicabilidad de un compresor a las nuevas condi-ciones depende del grado en el que las curvas de rendi-miento transformadas se ajusten a los límites de funcio-namiento deseados.

Si estas curvas son idóneas para el nuevo servicio, en-tonces hay que evaluar también los otros criterios ya ci-tados, que se comentarán más adelante.

Transformación y correlación

La base para la transformación supone un grupo da-do de componentes aerodinámicos, es decir, impulsores,difusores, diafragmas, aspas de guía y carcasa. Tam-bién se supone que el grupo de etapas múltiples, quepuede ser la totalidad del compresor, no tiene enfria-miento ni corrientes laterales.

La base para la correlación está en que para cadapunto seleccionado de rendimiento para el gas originalhay un punto correspondiente de rendimiento para elnuevo gas. Estos puntos tienen el mismo valor del coefi-ciente Q,/ND del flujo de entrada a la primera etapa yel mismo valor para la relación total de volumen; es de-cir, la que hay entre el volumen en la entrada a la pri-mera etapa y en la salida de la última etapa, Q,/&.

Con estas duplicaciones se puede mostrar que las re-laciones de volumen de cada etapa dentro del grupo ydentro de los componentes de cada etapa, son casi idén-ticas para los gases original y nuevo. Los coeficientes deflujo en cada etapa con el gas nuevo son los mismos quecon el original en el punto seleccionado de funciona-

48 CÁLCULOS Y EVALUACIONES

miento. Las relaciones vectoriales entre la velocidad delgas y la velocidad de la rueda dentro del compresor, serepiten en todos los lugares con respecto a los ángulosy las relaciones de velocidad. La geometría del flujo enel interior del compresor se repite en todos los lugarespara el nuevo gas en ese punto.

Como resultado, se reproducen los coeficientes decarga y las eficiencias de las etapas, excepto por posiblesajustes menores debidos a pequeños cambios en los nú-meros de Mach y de Reynolds. Estos parámetros son deimportancia secundaria y no se comentarán en este ar-tículo.

Dado que se reproducen los rendimientos de las eta-pas individuales, lo mismo ocurre con el rendimiento to-tal del compresor de etapas múltiples. Por ello, sólo senecesita manejar las características totales, porque seconserva la equivalencia de la geometría del flujo.

Un ejemplo del procedimiento

Se trata de predecir el rendimiento de un compresorcentrífugo que originalmente era para amoniaco y ahora

se piensa emplearlo para aire, en diferentes condicionesde funcionamiento. Las curvas de rendimiento para elservicio original se presentan en la figura 1, en la cualse obtienen los siguientes datos en un punto de funcio-namiento:

N = 6 700 rpmPCMS = 16 000 ft3/min

Hpolr = 57 200 ft-lb/lbHPG = 1 670 hp

Para analizar este ejemplo, se utilizarán las siguientesecuaciones para calcular el trabajo de compresión, W, laeficiencia politrópica, vpoh, el exponente n politrópico depresión-volumen y la relación de las presiones, p,/p,

w = 33 000 (HPG)v,,(PCMS)

opo~t = HpodW

(1)

(2)

Ny-‘)(4)

Fig. 1 Rendimiento del compresor centrífugo para las condiciones originales de servicio

EVALUACI6N DE COMPRESORES CENTRíFUGOS DE ETAPAS MÚLTIPLES 49

Ál sustituir los valores numéricos correspondientes deeste ejemplo en las ecuaciones (1) hasta (4), se obtiene:

w _ 33 ooo(l 67OM21.5) = 74 054 ft-lb”b16 000

en donde el volumen específko del amoniaco en las con-diciones de entrada o succión de 14.2 psia y 32°F es de21.5 fts/lb.

?poh = 57 200174 054 = 0.772n - l- =

n““1” ’ )(&) = 0.3027

n = 1.434; (n - l)/n = 0.3027; n/(n - 1) = 3.304

&= 1 + (0.3027)(57 200)

Pl 144( 14.2)(21.5) 13.304 = 3 o

’

Con la relación de presiones,’ se calcula la relación devolúmenes con:

g = z = p$""= (3.0)1/1.434 +J5

6 8 ló li 14

< - S e r v i c i o o r i g i n a l ;- - + --Servicio nuevo

Fig. 2 Comparación de rendimiento entre el servicio nuevo y el original

50 CÁLCULOS Y EVALUACIONES

El coeficiente de flujo, Q,INLY y el coeficiente decarga, Hp,,IN2D2 se pueden reducir a Q,lN y H,,/N2,porque no cambia el diámetro de la rueda. El valor delcoeficiente de flujo que se requerirá es:

QrIN = 16 00016 700 = 2.39 ft%pm

El valor del coeficiente de carga que se conservará es:

Hp,,JN2 = 57 200/(6 700)* = 1.274 X lOe3 ft/(rpm)*

Ahora se determina el punto de funcionamiento parael aire, que corresponda a los valores calculados de lasrelaciones de volúmenes y velocidades en las condicio-nes de entrada para el nuevo servicio: aire a 14.7 psiay lOO’F, con k = 1.40 y R = 53.3 ft-lb/(OF)(lb).

Con la misma relación de volúmenes, la qpO,, será lamisma de 0.772. Entonces, para calcular el exponentede presión-volumen para aire, se sustituye en la ecua-ción (3) para obtener:

+ = ( ‘.:pi l)(A) = 0.370

n = 1.587

Se conserva la relación de volúmenes, v,,Ivr2, en 2.15y se obtiene la relación de presiones para el aire, que es(2.15)’ 587 = 3.370. Con el empleo de esta relación, sesustituyen los valores requeridos en la ecuación (4).Después de reacomodar términos y despejar la carga po-litrópica para el aire, se tiene:

Hpor, =(53.3)(560)

(1.587 - 1)/1.587 (3.370)( 1 587-1)/1.587 _ 11

Hpoh = 45 780 ft-lb/lb

Para tener semejanza dinámica, H,,/W debe ser1.274 x 10m3, y para la igualdad de la relación de velo-cidades, Q,lN debe ser 2.39. Con el empleo de estascondiciones y la-carga politrópica para el aire, se obtie-nen la velocidad de rotación del compresor y el caudal(0 gasto) como:

45 7801Ns = 1.274 x 10-3, ó N = 5,994 rpmQr = 2.39 X 5 994 = 14 326 fts/min

Estos son los valores del flujo, carga y velocidad parael punto equivalente con el aire, que es el gas nuevo.

El caballaje del gas HPG y la temperatura T2 de des-carga son otros valores importantes. Para obtener elHPG se sustituye en:

(5)

(x

(HPG)144 14.7 14 326 x 45,780

= =53.3 560

>(33 000 0.772

1x

825x

hp

La temperatura de descarga de un gas se puede esti-mar con:

(6)

Para obtener la temperatura de descarga del aire eneste ejemplo, se sustituyen los valores apropiados en laecuación (6):

4.5 780(0.4)T2 = loo + 53.3(0.772)(1.4) = 418”F

La temperatura de descarga del aire es mayor que ladel amoniaco, que se calcula para R = 90.9 como:

57 200(0.305)T2 = 32 + 90.9(0.772)(1.305) = 223”F

Este procedimiento se puede utilizar punto por puntopara transformar las curvas dadas en las correspondien-tes de la relación de cargas o presiones, potencia y tem-peratura de descarga para el nuevo servicio. En la figura2 aparece la comparación de las curvas de la relación de,presiones y de potencia de los dos gases.

Análisis de los resultados

Ahora se examina la gráfica transformada para elnuevo gas en las nuevas velocidades del compresor paraver la forma en que éste se adapta a los nuevos requisitosy para determinar cuáles serán los límites requeridos develocidad y temperatura de descarga.

Aunque el grupo de curvas sea adecuado, se necesitan.otras evaluaciones para determinar la capacidad por di-seño mecánico y de los materiales de construcción res-pecto a su compatibilidad con el nuevo servicio y suspresiones y temperaturas.

Los parámetros adicionales que se deben evaluar sonla relación entre los límites propuestos de velocidades defuncionamiento y las velocidades críticas, y los cambiosen la carga en los cojinetes de empuje, momentos de tor-sión en el árbol y acoplamientó, presión y temperaturaen la carcasa.

Por supuesto, las velocidades críticas del rotor nocambian. Las nuevas velocidades de funcionamientopropuestas, determinadas con la gráfica transformada,se deben comparar con las velocidades críticas para te-ner márgenes adecuados.

La cargada en los cojinetes de empuje depende princi-palmente de la diferencia entre las presiones de descargay de succión. Si el aumento de presión en el compresorcon el gas nuevo es casi igual 0 menor que en el serviciooriginal, entonces será adecuada la capacidad de los co-jinetes.

Por lo general, habrá un cambio en el par motor delárbol, debido a los nuevos valores de la potencia y la ve-locidad, que afectará los cojinetes de empuje si se produ-ce un empuje de enclavamiento con un acoplamiento deengranes.

Puede ser necesario revisar los efectos de los cambiosen el par motor sobre el diseño del cubo del acoplamien-to utilizado, si el nuevo par es mayor que el original.

Los límites de presión y temperatura para la carcasadel compresor se deben consultar en las especificacionespara el servicio original, y las condiciones nuevas se de-ben comparar con esos límites.

Quizá el diseño del sistema de sellos, control contraoscilaciones de presión y tubería de derivación del com-

EVALUACIÓN DE COMPRESORES CENTRíFUGOS DE ETAPAS MÚLTIPLES 51

presor no sea el adecuado, y se deben evaluar los cam-bios necesarios.

Aplicabilidad

Las posibilidades de utilizar un compresor existentepara un servicio nuevo son mayores cuando el peso mo-lecular del nuevo gas es casi igual o mayor que el del ori-ginal. Cuando el nuevo peso molecular es más bajo, lavelocidad requerida de funcionamiento puede excederlos límites impuestos por la velocidad en la punta del im-pulsor o la velocidad crítica.

Este método se puede aplicara sistemas de compreso-res que tienen interenfriamiento entre los grupos de eta-pas o a los que tienen corrientes laterales. Hay queconsiderarlos como grupos separados de etapas queabarcan todas las que hay entre los enfriadores o las co-rrientes laterales. Cada sección tiene sus respectivos pa-rámetros de operación para el nuevo gas.

En algunos casos quizá no sea posible encontrar pará-metros equivalentes, por ejemplo la velocidad, que seancompatibles entre una sección y otra cuando se utilizaeste método; en particular, cuando hay desigualdades

en las relaciones de temperatura entre los gases originaly nueva.

Referencias

1. Davis, H.. Fqivalent Performance Parameten for Turboblowers and Compres-SOIS, Tfmu. ASME (Ameritan Soc. of Mechanial Engineers), Val. 80 (1958).

2. “Performance Test codes, Compreson and Exhausters,” FTClO, Ameritan Soc.of Mechanial Engineen. New York.

El autor

,rk,

Hunt Davis es ingeniero decanoen el grupo del ingeniero jefe enThe M. W. Kellog Co., (del grupoSignal), Three Greenway Plaza,Houston, TX 77046. Tiene cercade 40 años de experiencia en el dise-ño de compresores y bombas centrí-fugos, reforzadores para oleoductosy correlaciones de rendimiento enturbomaquinaria. Se graduó -enHaverford College y tiene maestríaen ingeniería mecánica de la Uni-versity of Pittsburgh. Es Asociadode ASME, miembro de Phi BetaKappa y Sigma Xi e ingeniero profe-

New Jersey, Pennsylvania y Texas.

Empleo de las curvas derendimiento para evaluarel comportamiento de loscompresores centrífugosLa presión, temperatura, compresibilidad, peso molecular y razón de los caloresespeczíficos del gas o mezcla de gases en la entrada del compresor y la velocidad derotación de éste, influyen en el rendimiento del compresor de una etapa. Se describeel cálculo de los efectos de los cambios en estos factores.

Ronald P. Lapina, Procon, Inc.

Las fluctuaciones en las condiciones de la succión pa-ra un gas influyen en el rendimiento de los compresorescentrífugos. Por ejemplo, un compresor que recibe el ai-re a las condiciones atmosféricas, producirá mayor pre-sión de descarga en días fríos que en uno caluroso, conuna velocidad de rotación y un caudal de entrada dados.También se requerirá más potencia.

Los cambios en las condiciones atmosféricas, como lahumedad relativa y la presión barométrica, influirán enel rendimiento, aunque suelen ser menos importantesque la temperatura de admisión.

Se puede dar cuenta de estos cambios y otros que ocu-rren durante el funcionamiento al modificar la curva derendimiento del compresor. Los fabricantes suelen publi-car curvas que definen su rendimiento aerodinámico. Es-tas curvas son de muchas formas y algunas de ellas son:n Carga y caballaje politrópicos o adiabáticos contra

el caudal en la entrada.n Presión de descarga (psia) y caballaje contra cau-

dal en la entrada.w Presión de descarga (in manométricas, columna de

agua) y caballaje contra caudal en la entrada.Los datos para la curva de rendimiento son las condi-

ciones nominales indicadas en la placa de identificación,es decir, presión de entrada, temperatura de entrada,peso molecular, razón de los calores específicos y com-presibilidad en la entrada. El fabricante, por lo general,no entregará curvas de rendimiento, excepto para esascondiciones, si no se le solicitan.

Se presentarán procedimientos de aplicación paramodificar la curva de rendimiento de un compresorcentrífugo de una etapa para aire. Pero estos procedi-mientos son válidos para cualesquiera gases y para com-

presores de etapas múltiples, con una exactitud un pocom e n o r .

Características de las etapas del compresor

Primero, se considerarán las siguientes ecuacionespara ilustrar el procedimiento que da cuenta de las va-riaciones en las condiciones de entrada o succión.

vfad)r = Elu2/g (1)en donde: u = N?rd/720

Q = WV = W(Z,RT,/144P,) (2)(fw = [(ffnd)r w/33 00orl,~] + L, (3)

La ecuación (1) indica que la carga producida por unimpulsor es función sólo de la velocidad, u, en la puntay del coeficiente p de carga que, a su vez, es función delcaudal en la entrada. Entonces, la carga producida porun impulsor con velocidad y volumen de entrada fijos,es una constante. * Este enunciado es la base de la cualse pueden deducir los procedimientos que den cuenta delos cambios en las còndíciones de entrada.

Si se comparan las ecuaciones (2) y (3) con flujo fijode entrada, se encuentra que las variaciones en las con-diciones de entrada influyen en los requisitos de poten-cia. Un aumento en la temperatura de entrada reducirála potencia requerida; un aumento en la presión de en-trada, la aumentará. Estos efectos en la potencia surgen

*Este enunciado no es absolutamente cierto, debido a los efectos dela relación de volúmenes. Las variaciones en las condiciones de entra-da influirán en el valor de p. Sin embargo, esas desviaciones suelenser pequeñas, y no hay peligro en pasarlas por alto.

EMPLEO DE LAS CURVAS DE RENDIMIENTO PARA EVALUAR EL COMPORTAMIENTO DE LOS... 5 B

54 CÁLCULOS Y EVALUACIONES

de loscambios en la densidad de entrada y, por tanto, aplicarse a las curvas de rendimiento expresadas comoen el flujo en peso. carga adiabática o presión de descarga.

Curvas de rendimiento Presiones de entrada

La figura 1 es una curva típica de rendimiento de uncompresor centrífugo de una etapa en las condicionesnominales de entrada y con la descarga expresada comocarga adiabática. La figura 2 es una curva similar, conla descarga del compresor expresada como presión, enpsia.

Los fabricantes de compresores suministran esas cur-vas para definir el rendimiento entre las bridas de losmismos. Los componentes externos tales como tubos deentrada y descarga, filtros de admisión y válvulas de en-trada y descarga, no se suelen tomar en consideraciónal establecer la curva de rendimiento. Por lo tanto, sedebe tomar en cuenta la caída de presión producida poresos componentes, al emplear la curva de rendimiento.

El término “caudal de entrada” se utilizará muchoen los comentarios siguientes. Ese caudal es el que existeen la brida de entrada del compresor.

Se describiián las técnicas con el empleo de la curvade carga adiabática, porque ésta se presta mejor para loscálculos. Sin embargo, las ecuaciones finales pueden

Se empezará por considerar los efectos de una varia-ción en la presión de entrada. Para el caso, se puede de-cir que el compresor succiona aire atmosférico a travésde un filtro de admisión (Fig. 3). *La presión nominal enla entrada es de 14.5 psia; cuando se ensucia el filtro,esa presión cae hasta 14.2. &uál es el efecto sobre lapresión de descarga y el caballaje en el árbol, con el gas-to (o caudal) nominal en-la entrada?

La presión de descarga está relacionada con la cargaadiabática, de acuerdo con:

kHad = Z,RT,-k - l

[Ipk-l)/k - 11

Para un gasto dado en la entrada con una velocidadde rotación también dada, la carga a la salida es cons-tante, y como no cambian las otras condiciones de en-trada, no varía la relación de presiones. Entonces

rp = (Y,),,,= 20.6/14.5 = 1.42

p2 = Pl(~Jnom = 14.2(1.42) = 20.2 psia (5)

E l l . 7 50

b l l . 52

%

#l 11.0

z‘F2; 10.5m

s3v

10.0

1800

21.2

21.0

20.8

20.6

20.4

20.2

20.0

1600

1.400

1.200

1000

800

60010 20 30 40 50 60

18001800, I I I 1 I / I I l

16001600

1.4001.400

12001200

1 OO01 OO0

800 /

60010 20 30 40 50 t6001

10 20 30 40 50 t

Flujo de entrada, miles de PCMS Flujo de entrada. miles de PCMS

Condiciona nominales Condiciones nominales

Gas: Aire Humedad relativa = 50% Gas: Aire Humedad relativa = 50%Caudal, Q = 42 200 PCMS fladn de los calores especlfiios. k = 1.4 Caudal, 0 = 42 200 PCMSPresión baram&rica = 14.7 psia

Raz6n de los calores especlficos, k = 1.4Compresibilidad en la entrada. Z = 1 .O

Presión de entrada, P, = 14.5 psiaPresión barom4trica = 14.7 psia Compresibilidad en la entrada, Z = 1 .O

Velocidad de rotaci6n. N = 4 350 rpmTemperatura de entrada, T, = W F Presih de descarga, Pz = XI.6 poia

Presibn de entrada, P, = 14.5 psia Velocidad de rotación, N = 4 350 rpmTemperatura de entrada, T, = W F Presión de descarga, Pz = 20.6 psia

Fig. 1 Curva de rendimiento con carga adiabhtica Fig. 2 Curva de rendimiento de presión de descargapara compresor centrífugo de una etapa para compresor centrífugo de una etapa

EMPLEO DE LAS CURVAS DE RENDIMIENTO PARA EVALUAR EL COMPORTAMIENTO DE LOS... 5!j

r----lFi l t ro enentrada del

Presión atmosférica = 14.7 psia

a i revI Qresió" de 14 5 ps~a (fltro hmplol

entrada = 1 ,4:2 ps\a rfi,t,o ;,cii, 1 en brida de entrada al

Fig. 3 El filtro sucio reduce la presión de entrada

Al reordenar la ecuación (2) se obtiene:

W = 144QP,/Z,RT, (6)Al comparar las ecuaciones (3) y (6), se encuentra que

el caballaje en el árbol (HPA) es proporcional al flujo enpeso o presión en la entrada, o sea,

La ecuación (7) no es estrictamente válida, porque elcaballaje en el árbol consta del caballaje del gas y las

NotaciónG ConstanteG Constanted Diámetro hasta las puntas del impulsor, inCL! Constante de la gravedad, 32.2 ft-lbr/(lb,)(s*)Kd Carga adiabática, ft-lb,Jlb,.(Ha& Carga adiabática producida por una etapa del

compresor centrífugo, ft-lbdlb,k Razón de los calores específicos, c/c,Ll Pérdidas mecánicasP M Peso molecularN Velocidad de rotación, rpmP Presión, psiaQ Caudal (o gasto), PCMS (entrada ft3/min)R Constante de los gases, ft-lbr/(lb,)(“R)

rlJ Relación de presiones, PJP,(HPA) Caballaje en el árbol, hpT Temperatura, OR

l l Velocidad mecánica en la punta, ft/sv Volumen específico, ft3/lb,W Flujo en peso, lb,/minZ Compresibilidad

v,d Eficiencia adiabáticaP Coeficiente de cargaSubíndicesIV Ley de los ventiladoresc.a. Condiciones en la admisiónnon Nominalreq Requeridae Etapa1 Entrada2 Descarga

pérdidas mecánicas; éstas últimas son más 0 menosconstantes para una velocidad dada pero, en general,son una pequeña parte del caballaje total. Por tanto, sise pasan por alto las pérdidas mecánicas, por lo generalse tendrá una buena aproximación para este procedi-miento.

La curva de rendimiento (Fig. 1) indica que la poten-cia requerida para las condiciones nominales es de 1 3 15hp. Al sustituir en la ecuación (7), se encuentra:

(HPA) = (14.2/14.5)(1 315) = 1 290 hp

En este ejemplo, se han pasado por alto los efectos dela resistencia del sistema corriente abajo de la brida dedescarga del compresor. En muchas aplicaciones, esaresistencia es pequeña al compararla con los requisitostotales de presión del compresor; por lo tanto, tendrá unefecto mínimo en el análisis.

Sin embargo, en algunas aplicaciones, los efectos dela resistencia en el sistema son grandes y definirán en lapráctica el funcionamiento del compresor.

La resistencia en el sistema se puede considerar comola suma de las pérdidas en la tubería y en el sistema, ylas caídas de presión en los servicios; no se deben conce-bir como “pérdidas”. Cuando aumenta el gasto en elsistema, suben las pérdidas por fricción, y se necesitamayor presión en la brida de descarga del compresor pa-ra contrarrestarlas.

En la figura 4 aparece una línea de la resistencia típi-ca en el sistema superpuesta a dos curvas de rendimien-to del compresor. La curva con línea continua repre-senta las condiciones nominales en la entrada. La curvaa trazos muestra los efectos de una reducción sólo en lapresión de entrada. El punto A de la curva con líneacontinua es el punto nominal de funcionamiento.

En este ejemplo, se ha supuesto un caudal constante deentrada y, entonces, se ha calculado la presión de descar-ga en el punto C. El requisito de potencia calculado de1 290 hp fue para el funcionamiento en el punto C.

Si el compresor de este ejemplo tuviera que trabajarcon resistencia en el sistema, se buscaría su nueva curvade rendimiento (línea discontinua, Fig. 4) hasta quecruzase los requisitos del sistema; el resultado sería elfuncionamiento en el punto B. Entonces, el caudal en laentrada sería un poco menor que el nominal, y la pre-sión de descarga un poco más alta que la calculada. Alconsultar la curva de caballaje de las figuras 1 o 2, se ve-ría que la potencia requerida sería menor que la calcu-lada.

Temperaturas -de entrada

Supóngase que la temperatura de entrada baja a 40’Fy que las demás condiciones de entrada siguen en susvalores nominales. iCuál es el efecto sobre la presión dedescarga y caballaje en el árbol del compresor de la figu-ra 1, con el gasto nominal de entrada?

Al reordenar la ecuación (4) se obtiene:

(8)

CÁLCULOS Y EVALUACIONES

d e

Rendimiento a lascondiciones nominales de

: entradaA /’

Rendiriiento a lascondiciones nominales de

entrada, excepto que

Pl < ‘Pl)“,,

a1 nome n t r a d a

Fig. 4 Efecto de la presión de entrada en elrendimiento del compresor centrífugo

La ecuación (8) indica que un cambio en la tempera-tura de entrada, Tl, influye a la inversa en la relaciónde presiones. Con un cambio sólo en la temperatura deentrada, se puede obtener

(~,),,~~-“‘k - 1 = c,/(q),,,

en donde: C, = H,dk - l)lZ,Rk.

rf-l)‘k - 1 = Cl/Tl

Al resolver la ecuación para rp, se obtiene:k/(k-1)

rp = 1)

Pz = Pl{y(rp);pk - l] + l)x’(k-l) ( 9 )

Al sustituir la nueva temperatura de entrada de 40°Fy la temperatura nominal de 90°F en la ecuación (9), seobtiene la presión de descarga:

Pz = 14.5 ~[(1.42)“=” - l] + 1)3’5 = 21.3 psia

Al comparar las ecuaciones (3) y (6), se encuentra queel caballaje en el árbol es inversamente proporcional ala temperatura de entrada o sea:

HPA = [550/500](1 315) = 1 450 hp

También en este caso se han pasado por alto los efec-tos de la resistencia en el sistema; si la hay, se puede

consultar la figura 5. La curva con línea continua repre-senta el rendimiento del compresor en las condicionesnominales de entrada. La curva con línea a trazos repre-senta a una caída en la temperatura de entrada, y las de-más condiciones en sus valores nominales. El punto Aes el nominal del compresor.

En el último ejemplo se tuvo en cuenta un caudal deentrada constante; por tanto, se calculó el rendimientoen el punto C. El compresor buscará su nueva curva derendimiento hasta que llegue al punto B en su intersec-ción con la línea de resistencia del sistema. Como seilustra en la figura 5, el flujo de entrada será algo mayorque el nominal, y la presión de descarga un poco más ba-ja que la calculada. Si se consultan las figuras 1 o 2, se ve-rá que la potencia requerida será mayor que la calculada.

Si se comparan las figuras 4 y 5, se verá que una caídaen la presión de entrada hace bajar la curva de presiónde descarga; una disminución en la temperatura de en-trada eleva la curva. Por lo tanto, se puede deducir quees posible obtener el rendimiento nominal en días fríossi se estrangula la presión de entrada en la succión.También es posible obtener el mismo resultado dismi-nuyendo la velocidad en unidades motrices de velocidadvariable, como se comentará más adelante.

La estrangulación de la succión también disminuye elcaballaje requerido, pues éste es directamente propor-cional a la presión de entrada.

Lo que se trata de hacer es analizar cada variable enforma independiente. Por ello, no se ha tenido en cuentael cambio en el vapor de agua contenido en el aire debi-do al cambio en la temperatura de entrada. En las con-diciones nominales, el peso molecular del aire es de28.7. Cuando la temperatura de entrada cambia a

Caudal de entrada -

Efecto de la temperatura de entrada en elrendhniento del compresor centrífugo

Rendimiento a lascondiciones nominales

Rendirkento a lascondiciones nominales

de enterada

EMPLEO DE LAS CURVAS DE RENDIMIENTO PARA EVALUAR EL COMPORTAMIENTO DE LOS... 57

40°F, el peso molecular es de 28.9, en el supuesto deque la humedad relativa siga siendo 50%. En el siguien-te ejemplo se describirán los efectos de los cambios enel contenido de agua.

Pesos moleculares

El peso molecular de una mezcla de aire y vapor deagua varía de acuerdo con la composición; en efecto enun compresor de aire es pequeño y no se suele tener encuenta. Sin embargo, los compresores de gas puedenfuncionar con una amplia gama de pesos moleculares,por lo que esta variable es importante. Como un ejem-plo de la forma de tomar en cuenta la variación en el pe-so molecular, se utilizará un cambio en la humedadrelativa, cuando la temperatura de entrada es la no-minal .

En cierto día la temperatura ambiente es de 90°F,con una humedad relativa de 100 % . Con una presiónbarométrica de 14.7 psia, el peso molecular aproximadoes de 28.4, pero es de 28.7 en las condiciones nomi-nales.

Se investigará la forma en que interviene el peso mo-lecular en la ecuación para la carga. El término R en laecuación (4) se expresa con:

R = 1 545lPM (‘1)

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

Had = Z1(~)Tl(&)(+;-l)/~ - 1 )

Al reordenar para despejar el término que incluye larazón de presiones, se tiene:

&k-l)/l _ 1 _ Had PM’@ - 1)P -

1 545Z,T,k

Esta relación implica que un cambio en el peso mo-lecular influye en la razón de presiones; por tanto, paraun cambio sólo en ese peso, se puede obtener:

(Yp)(~o;l)‘k - 1 = C,PM,,,

en donde: C, = H,Xk - l)/l 545Z,T,k

yp-l’/k - 1 = C$M

Si se despeja la condición de 100% de humedad rela-tiva, al sustituir en la ecuación (12) se obtiene:

Pz = 14.5 11 + 1)3.5 = 20.5 psia

Al comparar las ecuaciones (3), (6) y (ll), se verá queel caballaje en el árbol es directamente proporcional alpeso molecular, PM, o sea:

(f-4 = ( PM /PM,, > P=&m) (13)HP.4 = (28.4/28.7)(1 315) = 1 300 hp

En la figura 6 se ilustra el efecto de la resistencia delsistema en este análisis; una reducción en el peso mo-lecular hacer bajar la curva de rendimiento del compre-sor (línea a trazos). Por ello, el resultado de un cambioen el peso molecular ocurre en el mismo sentido que elde una variación en la presión de entrada.

Compresibilidad y calor específico

En un compresor de aire las variaciones en la compre-sibilidad de entrada y en la razón de los calores específí-cos son tan pequeñas, que casi siempre se pueden pasarpor alto al analizar el rendimiento. Empero, con otrosgases, los cambios en estos parámetros pueden ser im-portantes.

En la figura 7 se ilustra el efecto direccional de uncambio sólo en la compresibilidad 2, y sólo en la razónk de los calores específicos. La curva a trazos indica queuna disminución en la compresibilidad en la entradaeleva la curva de rendimiento del compresor, cuando setraza la gráfica del gasto de entrada contra la presión dedescarga. La curva punteada indica que una disminu-ción en la razón de los calores específicos también elevala curva de rendimiento.

Se debe recordar una vez más que el análisis está ba-sado en una velocidad dada de rotación. Por lo tanto,

Rendimiento a las

condiciones nominalesde entrada, excepto que

PM < PM,,,

Caudal de entrada - w

Fig. 6 Efecto del cambio en el peso molecular en elrendimiento del compresor

58 CÁLCULOS Y EVALUACIONES

Rendimiento a lascondiciones nominales deentrada, excepto que

Rendimento a las ”condiciones nominales de?ntrada

a

,Control del volumen de entrada-

Fig. 7 Efecto del cambio en la compresibilidad o enla razón de los calores específicos en elrendimiento

cada caudal de entrada está asociado a uno y solo un va-lor de la carga. La curva de carga no cambia en ningunode los ejemplos anteriores.

Velocidad de rotación constante

Ya se puede formular una ecuación general para de-terminar la presión de descarga que ocurre por una va-riación en una o todas las condiciones de entrada, conel gasto de entrada nominal y a velocidad de rotaciónconstante.

En la ecuación (9) se encuentra que un enfoque simi-lar produciría una ecuación general para cambios en lascondiciones de entrada. Si se supone que la razón de loscalores específicos y el gasto de entrada son constantes,entonces la ecuación para la presión de descarga es:

Si varían los calores específicos, la presión de descar-ga es:

1k/(k-1)

[(Yp).o~k-l”k - l] + 1 (‘5)

En cualquier caso, la ecuación para el caballaje en elárbol es:

HPA = [&-]p+][(F][ $&]HPA,,, (16)

Dado que kro tiene cambio apreciable con diferentesmezclas de aire y vapor de agua, se puede considerar co-mo constante e introduce poco o ningún error. El cam-

bio en k puede ser importante en los compresores de gas;entonces, hay que considerar los efectos de los cambiosde valor de k.

Se considerará el compresor de una etapa de la figu-ra 1. El problema es determinar la presión de descargay el caballaje en el árbol con el caudal nominal de entra-da, cuando las condiciones de entrada cambian a:

P, = 14.2 psiaT, = 40°F = 500”R

PM = 28.4

Dado que la razón de los calores específicos es cons-tante, se utiliza la ecuación (14) para despejar la presiónde descarga, y la ecuación (16)‘para el caballaje en el ár-bol ,

P2 = 14.2[(=##$$)(l.42°~z8~~ - 1 ) + 1]3-5

= 20.8 psia

HpA = (z)(=#)($$)(l 315) = 1400 hp

Cuando sea necesario, se utilizará la curva de resis-tencia del sistema para efectuar los ajustes necesarios.

Flujo en peso constante

A veces es necesario tener en cuenta el flujo en pesoconstante; en este caso, se puede emplear la curva derendimiento para predecir la presión de descarga y el ca-ballaje en el árbol.

Un cambio en las condiciones de entrada alterará elvolumen de entrada [Ecuación (2)]. Dado que se tratade un caudal variable en la entrada, también variará lacarga producida por el impulsor.

Se utilizará el compresor de la figura 1 y se predecirála presión de descarga cuando cambian la temperaturay la presión de entrada. Este procedimiento tambiénpuede aplicarse a las condiciones de la figura 2.

Se considerará un cambio a 100’F en la temperaturade entrada y a 14.0 psia en la presión de entrada. El pe-so molecular, la razón de los calores específicos y lacompresibilidad seguirán siendo los valores nominales( F i g . 1 ) .

La ecuación (2) implica que para un proceso con flujoen peso constante, el caudal de entrada es directamenteproporcional a la temperatura de entrada e inversamen-te proporcional a la presión de entrada. Por tanto,

Q = [&J[(fy ]eomnom(42 200) = 44 500 PCMS

en donde PCMS = ft3/min en la entrada (o succión).En la figura 1 se encuentra que con el caudal nomi-

nal de entrada de 42 200 PCMS, la carga producida es11 000 ft-lb,/lb,. Con la ecuación (4) se establece que

EMPLEO DE LAS CURVAS DE RENDIMIENTO PARA EVALUAR EL COMPORTAMIENTO DE LOS... 59

la expresión que contiene la relación de presiones nomi-nal es directamente proporcional a la carga adiabática einversamente proporcional a la temperatura de entrada.Entonces

1k/(k-1)

[(r&‘k-‘)‘k - l] + 1 (18)

P* = 14.0[(~)(~)(1.4*@‘ss - 1 ) + 1]5s

= 19.7 psia

El caballaje en el árbol en las condiciones nominalesde entrada con un flujo de 44 500 PCMS se puede deter-minar que es de 1 380 hp, con la curva de rendimiento(Fig. 1). Con la ecuación (16) se encuentra:

(HPA) = (+@)($$)(1,380) = 1,310 hp

El procedimiento para el empleo de la figura 2 se deri-va del anterior. En este caso, la presión de descarga conel nuevo caudal de entrada a la temperatura nominal,se obtiene directamente con la curva de rendimiento.Por ejemplo, la presión de descarga con 44 500 PCMSy 90°F es de 20.5 psia (Fig. 2). Se considerará que esanueva presión de descarga es “nominal” y se utilizarála relación ya establecida [Ecuación (9)] con el tin de co-rregir para la nueva temperatura.

Velocidad de rotación

El rendimiento de un compresor centrífugo varía se-gún la velocidad de rotación; si esta variación no es muygrande, por ejemplo, 90% a 105% de la velocidad no-minal, se puede predecir el rendimiento del compresormediante la ley de ventiladores, que expresa que la car-ga adiabática Had varía en proporción al cuadrado de lavelocidad, N?, y que el caudal de entrada Q varía enforma directa con la velocidad N. Si se utilizan los valo-res nominales como referencia, se puede escribir.

Had = (H.3n.m W/Nnom j2 (19)Q = QmWL> (20)

Con las ecuaciones (19) y (20) se puede predecir la ve-locidad requerida para contrarrestar el efecto de loscambios en las condiciones de entrada. El procedimien-to que se describirá puede utilizarse para cualesquieravariaciones en las condiciones de entrada y cualquier ti-po de curva de rendimiento.

Se hará referencia de nuevo al ejemplo anterior rela-cionado con un cambio sólo en la presión de entrada. Lacaída en esta presión ocasionó que la presión de descar-ga se redujera a 20.2 psia. iQué velocidad se requierepara aumentar la presión citada a su valor nominal de20.6 en las condiciones nominales de entrada?

1,a relación de presiones a la velocidad nominal paralas condiciones de entrada en cuestión, se determina conel procedimiento ya establecido. Para este ejemplo, es:

(Y& = 20.2/14.2 = 1.42

La relación requerida de presiones es:

(TpL = 20.6/14.2 = 1.45

Para cualquier conjunto dado de condiciones de en-trada se tiene:

+;-ti/k - 1 - HãdHad - N2

,.ik-l)/k*- 1 -N2P

Entonces, se puede obtener la siguiente ecuación parala velocidad de rotación:

(21)

El compresor, a 4 490 rpm, producirá la carga reque-rida; pero, el aumento en la velocidad alterará el gasto,y el nuevo flujo será:

Q = 42 200(4 49014 350) = 43.560 PCMS

La reducción del flujo en las condiciones nominales, conla nueva velocidad de 4 490 rpm, produciría demasiadacarga.

En la figura 8 se muestra el efecto de un aumento enla velocidad de rotación sobre el gasto de entrada y lacarga. La curva con línea continua representa las condi-ciones nominales. El punto A es el nominal de funciona-miento; en esa figura aparece también la línea para laley de ventiladores. Al seguir esta línea hasta 4 490 rpm,se nota un desplazamiento en el rendimiento hasta elpunto B, que representa la carga deseada en el compre-sor.’ Cuando se reduce el caudal de entrada a las condi-ciones nominales, se tiene el rendimiento en el punto C.

El efecto en el caudal se maneja mejor si se determinael porcentaje de cambio en la carga que ocurre con uncambio en la carga relativa, como sigue:

QrqNmn%Q =Q,su,N,p ’ loo

(42 200)(4 350)%Q = (42 2oo)(4 4go) x 100 = 96.9%

(22)

Con la figura 1, se puede determinar el porcentaje decambio en la carga como resultado de pasar de lOO%Qa 96.9%(2, es decir, flujo de 42 200 PCMS a 100%Q..my de 40 900 PCMS a 96.9%Q,).

Con 42 900 PCMS, H,, = ll 000 ft-lbdlb,,. Con40 900 PCMS H,, = ll 075 ft-lbr/lb,. Entonces,

6 0 CÁLCULOS Y EVALUACIONES

El último paso en el análisis de la variación en la velo-cidad puede parecer un poco difícil con una curva derendimiento trazada contra la presión de descarga.Cuando se utiliza una curva como la de la figura 2, sedebe recordar que para cualquier grupo dado de condi-ciones de entrada

%Had = %(Yp)‘k - 1)

I I \Resumen

Caudal de entrada -

El resultado es el funcionamiento en el punto D (Fig.8) que es el deseado.

311

*

4 35o-rpmCon estos procedimientos, debe ser posible predecir

con exactitud el rendimiento de cualquier compresorcentrífugo de una etapa. Además, se debe poder anali-zar estos compresores para aire de una planta, mediantela aplicación de estas técnicas a cada etapa entre los en-friadores.

El empleo de estas técnicas con compresores centrífu-gos de varios impulsores dará útiles resultados cualitati-vos. Sin embargo, se reducirá la exactitud de los resul-tados en proporción al número de impulsores entere losenfriadores y a las diferencias en los pesos molecularesde los gases que se manejen.

Fig. 8 La velocidad de rotación del compresor El autorinfluye en su rendimiento

Ronald P. Lapina es ingeniero

%Had =ll 075 mecánico principal en Procon, Ix.,llooo x 100 = 100.7% s u b s i d i a r i a d e Procon Internatio-

nal, Inc., 16340 Park 10 Place Dri-ve, Houston, TX 77218 en donde

Ahora se puede modificar la ecuación (2 1) para tener

1/2K, = Nnom

(+yk - l),,/.ik-Wk 1, 1oLu /Irm\ 1 (23)

’ingresó hace un año y está encarga-do de especificar y evaluar maqui-naria. Antes trabajó nueve años cnElliott Co., encargado de la adapta-ci5n de compresores centr í fugosTiene l i cenc ia tura en ineeniería

Interenfriadores vpostenfriadores décompresores: predicciónde funcionamiento encondiciones que no son las

1

de d’iseñoUn método simplificado para calcular el cambio en el funcionamiento de losintercambiadores de calor utilizados con compresores de aire y gas cuando lascondiciones de servicio son diferentes a las del diseño original.

Peter Y. Burke, Sundstrand Fluid Handling

Los interenfriadores y postenfriadores (IE/PE), queson intercambiadores de calor en los sistemas de com-presión de gas, uno de los cuales se ilustra en esta pági-na, controlan la temperatura del gas comprimido quecircula hacia un proceso corriente abajo o a otra etapao paso de compresión. Cuando se utiliza un interenfria-dor antes de un segundo compresor, la disminución dela temperatura del gas antes de que entre al mismo, re-duce los daños mecánicos y habrá una compresión máseficiente.

Un ejemplo de la aplicación de un postenfriador se daen la licuefacción del cloro. El cloro gaseoso, previa-mente desecado, que viene de las celdas electrolíticas,entra en un compresor (Fig. 1) y se preenfría en un in-tercambiador antes de que se licue en un condensadorenfriado por Freon.

Hay tres configuraciones básicas de IE/PE:En el tipo de contra&o, el gas y el líquido enfriador

circulan en sentido opuesto. Este tipo se utiliza en lamayoría de los IE y PE comerciales, porque por lo gene-ral requiere menor área superficial para un flujo dadode calor (Fig. 2).

En el tipo de flujo paralelo, los dos fluidos se muevenen el mismo sentido.

En el tipo deflajk transversal, los fluidos se mueven enángulos rectos entre sí. El diseño y la aplicación de estasconfiguraciones, que varían mucho, se describen en casitodos los libros relacionados con transferencia de calor.

Los fabricantes de interenfriadores y postenfriadorespara compresores de aire y gas tienen procedimientos ydatos patentados para lograr diseños óptimos. Sin em-

bargo, igual que muchos cálculos de ingeniería, ese di-seño óptimo se basa en un solo conjunto de condiciones

,

62 CÁLCULOS Y EVALUACIONES

Cloro del condensador

Cloro del - esecador

Enfriador y purificador

Condensador

Almacenamiento del cloro l íquido

Fig. 1 Postenfriador utilizado para preenfriamiento en el proceso de licuefacción del cloro

de funcionamiento especificadas por el fabricante o elusuario del compresor. Desafortunadamente, las condi-ciones reales de trabajo del IE/PE a menudo no corres-ponden al “punto de diseño”. Las razones son muchas,como cambios ambientales o en la planta, especificacio-nes iniciales incorrectas, cambios en el sistema y reduc-ciones en la eficiencia de funcionamiento.

Manejo de cambios en el rendimiento

El ingeniero de planta, a menudo debe actuar con ra-pidez cuando se topa con cambios inexplicables en elrendimiento del IE/PE o cuando se proponen cambiosen el caudal o en la temperatura en el sistema de aguade enfriamiento de la planta. Una estimación precisa re-queriría calcular el coeficiente global U de transferenciade calor, lo que exige evaluar parámetros como: a) coe-ficiente de película en el lado del gas, b) coeficiente depelícula en el lado de agua, c eficiencia de las aletas, dfactores geométricos y e) conductividad de los tubos.

Aunque los fabricantes de IE/PE tienen los mediospara predecir los cambios en el rendimiento, en muchos

casos una estimación rápida y menos complicada daráresultados aceptables.

El método sugerido para la evaluación se basa en va-rias suposiciones respecto de las aplicaciones del IE/PE,y supone, también, que se conocen las complejidades desu diseño. Tales suposiciones son:n El rendimiento del IE/PE en las condiciones de

diseño se conoce por las predicciones y experimentos delfabricante.

w El coeficiente global, U, de transferencia del ca-lor permanece constante para las condiciones de funcio-namiento de diseño y las nuevas.

w Las condiciones que no son de diseño ocurrenpor desviaciones razonables en los gastos del gas calientey del enfriador, o sean cambios no mayores del 25 %n Los fluidos que entran en el IE/PE no están mez-

clados y recorren trayectorias separadas en tubos o ca-nales.

Base del método

En este método se utilizan las relaciones entre el NUZ a(número de unidades de transferencia) y la efectividaddel intercambiador de calor para predecir el rendimien-to en un punto alterno de funcionamiento al compararel rendimiento real del IE/PE con el de un modelo ideal(de diseño) y determinar cuánto se altera el rendimientodel modelo ideal con los cambios en los parámetros. Losparámetros que interesan suelen ser los caudales del gasy el líquido, y la temperatura de entrada y salida de

os casos en que hay otros parámetros, como la hu-medad relativa y la presión de funcionamiento, que sedesvían de las condiciones de diseño, se debe evaluar suefecto en el rendimiento mediante otros métodos conoci-dos. No obstante, estos parámetros no tendrán un refle-jo importante en el procedimiento que se está descri-

Las relaciones NUT y el intercambiador de calor uti-lizadas por los diseñadores son como sigue, para los trestipos de intercambiadores:

Contraflujo:

Fig. 2 Uno de los tres tipos de intercambiadores esel de contraflujo.

1 _ e-.v”7[l-H)

E = 1 _ &,-“UT(‘-H)

INTERENFRIADORES Y POSTENFRIADORES DE COMPRESORES: PREDICCIÓN DE FUNCIONAMIENTO... 63

Notación

A Área de transferencia de calor, ft’c Coeficiente de capacidad de la corriente, Btu/(h)

CTc Calor específico, Btu/(lb) (‘F)NUT Número de unidades de transferencia, adimen-

sional,

(NUT=g

C* )

R Razón del coeficiente de capacidad adimensionalT Temperatura, “Fu Coeficiente global de transferencia de calor,

Btu/(h)(ft2)(0F)W Caudal de masa, lb/h

cz Efectividad del intercambiador, adimensionalíl NlJT.22

Subíndices

1 Condición de entrada2 Condición de salida.c Gas1 Líquido

Flujo transversal:

E = 1 _ e[[d-RnNav -11 t/wRl(2)

Flujo paralelo.

1 _ .e -Nm-(1 + R)

<=lfR

(3)

en donde:

R = Cg/Cl (4)

y C, = W, x cg, C, = W, x c/> 7 = NUT-.22.La efectividad térmica se representa también por:

Tgl - Tg2

’ = T,, - Tl, (5)

Empleo del procedimiento

Paso 1. Con la aplicación de las condiciones origi-nales de diseño, calcúlense Cpj Cl, p (Ecuación 4) y s(E-cuación 5)

Paso.2. Ahora, con la relación apropiada de efecti-vidad del intercambiador de calor [Ecuaciones (l), (2) o(3)], calcúlese el NUT de diseño.

Paso 3. Una vez calculadas Cs y CI para las nuevascondiciones de funcionamiento, determínese el NUTcon la siguiente relación:

que se obtiene con NUT = UAL, cuando UA se su-pone constante.

Paso 4. Después de volver a calcular R para las nue-vas condiciones, calcírlese la efectividad con la mismaecuación del paso 2.

Paso 5. La nueva efectividad se paede utilizar en laecuación (5), que después se resuelve para la temperatu-ra Tc2 del gas de salida.

Un ejemplo

Para. ilustrar la técnica, se calculará el cambio en elrendimiento (Tg2) en un postenfriador de contraflujo,enfriado por agua, instalado en un compresor de aire.Las condiciones originales de diseño y las nuevas son:

Diseño Nuevas

WI7 53.5 lb/min 62.06 lb/min

w, 8.0 gal/min 6.0 gal/min

Till250°F 275°F

?i! 100°F ?

Tl 60°F 80°F

y Ch = 0.241 Btu/(lb)(‘F para aire; cI = 0.999 Btu/(lb)(‘F) para el agua a 60°F.

Se determinan, los parámetros C, y C, de diseño deacuerdo con el paso 1:

C, = (53.5)(60)(0.241)

C, = 774 Btu/(h)(“F)

Y

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

C, = 4014 Btu/(h)(“F)

Calcúlese Rdzsrño con la ecuación (4):

RdiJtio = 77414014

Rdireñ, = 0.193 *

y hay que encontrar E con la ecuación (5)

E drrrño = 2 5 0 - lOOl250 - 6 0

Edr,rño = 0.79

Dado que el postenfriador es de contraflujo, se utilizala ecuación (1) para determinar JVUT~,,,,~,,:

0.79 =1 _ e-NUT(1-0.193)

1 _ oJg3 e-NUT(1-0.193)

NUTd,,,n, = 1.722

Para el paso 3, se calculan C, y C, para las nuevascondiciones de funcionamiento:

Cg = (62.06)(60)(0.241)C, = 897 Btu/(h)(“F)

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

64 CÁLCULOS Y EVALUACIONES

Ya se puede calcular NUT,,,,, con la ecuación (6) 0.725 = (275 - T,,/275 - 80)

NUTn,,,, = 1.73 x (7741897)NUT,,,,,, = 1.49 Referencias

T92 = 134°F

La R nueva se encuentra con la ecuación (4) y se utili-za en la ecuación (1) para determinar la E nueva:

1. Desmond, R. M., and Karlekar, B. V., “Engineering Heat Transfer,” WestPublishing Co., St. Paul, Minn., 1977.

Y

R"UCW = 89713 010RIU"0 = 0.298

1 _ e-1.4%1-o.298)

E nucua =1 _ ()2g8e-1.4e(‘-0.29f$

E nucon = 0.725

Después se utiliza la hueva en la ecuación (5) quese resuelve para TEZ:

Peter Y. Burke es director de in-geniería en Sundstrand Fluid Han-dling, de Sundstrand Corp., P.O.Box FH, Arvada, CO 80004. Es in-geniero profesional en Nueva Yorky Maryland y trabajó antes comogerente de producto en la divisiónWorthington Engineered Pump, deWorthington Pump Co. Tiene li-cenciatura en ingeniería mecánicapor el de Virginia Polytechnic Insti-tute, así como maestría en la mismarama por el Rensselaer PolytechnicInstitute. Es miembro de la Ameri-can Management Assn.

Eficiencia del compresor:la diferencia está en lad fe iniciónLas eficiencias nominales de los compresores pueden ser tan engañosas como lastasas de interés. Para obtener el máximo por su dinero al adquirir compresores, hayque cerciorarse de que las comparaciones de las eficiencias se hagan sobre lasmismas bases.

Edward R. Lady, Los Alarnos Scientifi Laboratory,University of California

La compresión de aire y otros gases consume unagran cantidad de energía en las industrias de procesosquímicos. En la producción de gases industriales comooxígeno, nitrógeno y helio y en la licuefacción de gas na-tural, la potencia para compresión es de más del 80%de la energía total requerida. Entonces, la eficiencia delcompresor tiene un efecto directo en los costos del pro-ducto.

En este artículo se comparan las eficiencias isotérmi-cas y adiabática, se describe el efecto del interenfria-miento entre las etapas del compresor y se presentanformas convenientes para obtener cifras preliminares dela potencia para compresión.

Compresión isotérmica

La ecuación básica que se utiliza para calcular el tra-bajo de la compresión de gas es un proceso con flujo es-

tacionario, y el flujo en un compresor reciprocante sepuede considerar estacionario, a pesar de las pulsacio-nes de cada carrera de compresión, es:

s

2w= vdp 0)

I

en donde w es el trabajo requerido por Ib mol, u el volu-men mola1 y p la presión.

Para los cálculos preliminares, se puede utilizar laecuación de estado de los gases ideales con el fin de rela-cionar la presión, el volumen y la temperatura

pv=RT (2)

De hecho esta ecuación dará resultados bastante exactoscon presiones inferiores a 10 atm y con temperaturasmuy por arriba de la crítica.

66 CÁLCULOS Y EVALUACIONES

Si se pudiera efectuar la compresión del gas sin fric-ción e isotérmicamente el trabajo requerido para au-mentar la presión de p, a p2 es:

wso = RTI In (pdp,) (3)

en donde R es la constante de los gases, 1.986 Btu/(lbmol) (OR), T, la temperatura inicial, OR, y el trabajose da en Btu/lb mol.

La eficiencia isotérmica de un compresor se define co-mo la razón entre el trabajo calculado con la ecuación(3) y el trabajo real requerido, o sea:

Wo = WiaolWo (4)

En muchos casos, el valor numérico de la eficiencia iso-térmica parecerá ser bajo, por ejemplo 65% y, empero,el trabajo real requerido ser menor que en un compresorcon una eficiencia adiabática del 80%. Se explicará porqué ocurre esta aparente discrepancia.

Compresión adiabática

La compresión adiabática y sin fricción de un gas idealrequiere un trabajo de acuerdo con la expresión:

en donde k es la razón de los calores específicos, C&,y todos los demás términos tienen las definiciones ya ex-presadas.

Fig. 1 El trabajo adiab&ico es mayor que elisotérmico

La eficiencia adiabática se define en forma similar ala eficiencia Gsotérmica:

r).d = w.d/w. (6)

Está claro que las dos definiciones de la eficiencia decompresión varían sólo en el estándar de comparación,es decir, trabajo isotérmico ideal contra trabajo adiabá-tico ideal. En la figura 1 se ilustra la variación en el tra-bajo adiabático ideal como función de la relación depresiones, p,/p, y de la razón k de los calores específi-cos. En todos los casos, este trabajo es mayor que el iso-térmico, indicado con la curva más baja; la razón de loscalores específicos tiene marcada influencia. Los gasesmonoatómicos, como el helio y el argón, tienen k =1.66 y, por ello, el trabajo adiabático de compresión queles corresponde es mucho mayor que el trabajo isotérmi-co. Los gases diatómicos, como el nitrógeno, el oxígeno,el hidrógeno y el aire, tienen k = 1.4. Las moléculas degases más complejos, tienen un valor de k más bajo;1.32 para el metano, por citar un caso.

Como un ejemplo, considérese la compresión de airea 14.0 psia y 80°F, hasta 56 psia. Con la ecuación apli-cable o con la figura 1, con k 1.40 y p2/p, = 4.0, se en-cuentra: w,,, = 1 487 Btullb mol y w,~ = 1 824 Btullbmol.

Si el trabajo real requerido por el compresor es de2 280 Btu/lb mol, la eficiencia del compresor se puedeexpresar como o,,, = (1 487/2 280) (100) = 65% y qnd= (1 824/2 280) (100) = 80%. Ambas definiciones deeficiencia son válidas, aunque por lo general se utilizala eficiencia adiabática cuando no se trata de enfriar elgas durante las etapas o entre éstas.

Relación de eficiencias de trabajo igual

Ya se vio en el ejemplo anterior que, para el mismotrabajo real de compresión, las eficiencias adiabática eisotérmica varían en un factor de 1.23. Con las ecuacio-nes 3 a 6, se tiene el trabajo real igual de compresión,w,, cyando:

La relación de eficiencias de trabajo igual expresada conla ecuación (7) se traza como función de la relación depresiones en la figura 2. Con las mismas condicionesque en el ejemplo anterior: k = 1.4 y p,/p, = 4.0, larelación de eficiencia de trabajo igual es de 1.23.

Para ilustrar el empleo de la relación de eficiencias detrabajo igual, se hará referencia al problema de evalua-ción de cotizaciones de compresores. También en estecaso, se trata de comprimir aire desde 14.0 psia y 80’Fhasta 56 psia. Si un proveedor garantiza una eficienciaadiabática del 80% y otro una eficiencia isotérmica del70 %, esta segunda cotización debe indicar un menor re-quisito de potencia, a pesar de su menor eficiencia. Seencuentra que la relación de eficiencias de trabajo igual

EFICIENCIA DEL COMPRESOR: LA DIFERENCIA ESTA EN LA DEFINICIÓN 67

1.001 2 3 4 5 6 8 10

Relac ión de p res iones , p2/p,

Fig. 2 Relaciones para el trabajo real decompresión

en estas condiciones es de 1.23. La relación entre las efi-ciencias de las cotizaciones es de 1.14. Siempre que larelación real sea menor que la de trabajo igual, el com-presor basado en eficiencia isotérmica requerirá menospotencia. Por arriba de la curva de trabajo igual, elcompresor con eficiencia adiabática requerirá menospotencia.

Compresión de etapas múltiples coninterenfriamiento

Siempre que la relación global de presiones sea mayorde 4.0, se debe pensar en compresor de etapas múltiples

con interenfriamiento, pues se necesita para mantenerla temperatura del gas comprimido a un valor seguro,de unos 365OF en compresores de aire con lubricante dehidrocarburos, así como para reducir la potencia totalnecesaria.

El interenfriamiento ideal reduciría la temperaturaentre etapas a la de succión. El efecto de las etapas coninterenfriamiento se ilustra en la figura 3. El trabajoideal de compresión con flujo estacionario, dado en laecuación (l), está representado por las áreas que estána la izquierda de las curvas. La curva isotérmica repre-senta el trabajo mínimo requerido, mientras que la cur-va adiabática abarca un área mucho mayor. La curvaintermedia con línea a trazos representa compresión endos etapas con interenfriamiento hasta la temperaturade succión de 80°F.

Ahora se considerará un compresor de dos etapas pa-ra comprimir aire a 80°F desde 14.0 psia hasta 140 psiay con interenfriamiento a 80’F. ZSe debe basar la eh-ciencia de ese compresor en las compresiones isotérmicao adiabática ideales, como se indica con las curvas delínea continua de la figura 3? En realidad, hay qur :;e-terminar la eficiencia de las etapas y tener muy pre- ‘ntela eficiencia global.

Debido a que en este ejemplo la relación total de pre-siones es de 10.0, se puede calcular que el trabajo idealde compresión es: w,,, = 2 470 Btu/lb mol y wad =3 480 Btu/lb mol.

Estas cifras se pueden encontrar también en la figu-ra 1. Para cada etapa de compresión, con una relaciónde presiones de 3.16, el trabajo adiabático ideal de com-presión es de 1 460 Btu/lb mol o un total de 2 920 Btu/lbmol para dos etapas. Con el empleo de una eficienciaadiabática realista por etapa de 80%, el trabajo real decompresión es de 2 92010.80 = 3 650 Btullb mol. Ahorase tienen tres eficiencias de compresión, igual de exac-tas, pero que se prestan a confusión.

Eficiencia adiabática del compresor: (3 48013 650) (100) = 95%Eficiencia adiabática por etapa (2 9’2013 650) (100) = 80%

Eficiencia isntérmica del compresor: (2 47013 650) ‘(100) = 68%

Razón de calores específicos: k = 1.40

00 2 4 6 8 10 12 14 16

Vo lumen espec í f i co de l gas , un idades a rb i t ra r ias

Fig. 3 La curva con líneadiscontinua representa lacompresión adiabhtica endos etapas coninterenfriamiento a latemperatura de succión; lacurva con línea continuaindica la compresiónadiabática e isotérmica delos gases

68 CÁLCULOS Y EVALUACIONES

La eficiencia es un término con muchos significados.Se ha visto que un valor numérico más alto de la eficien-cia basado en una definición, en realidad puede repre-sentar menor rendimiento que un valor numérico másbajo basado en otra definición. Las ecuaciones y gráfi-cas de este artículo pueden servir coma repaso para losingenieros especialistas en la materia. Desde luego, nohay duda de que, para un trabajo dado de compresión,el compresor que requiera menos caballaje es el más efi-ciente.

Edward R. Lady es ingeniero vi-sitante en el Laboratorio Científicode los Alarnos, de la Universlty ofCalifornia, con licencia de la Uni-versity of Michigan, en donde esprofesor asociado. El trabajo en quese basa este artículo lo auspició lae n t o n c e s U . S . Atomic E n e r g yCommission.

Tuvo experiencia industrial du-rante 12 años en la Unión Carbidey Air Products and Chemicals Co.Es miembro de ASME y de la Ame-rican Soc. for Engineer ing Educa-

tlon e mgemero registrado en Yennsylvania y Michigan.

$Se puede adaptar uncompresor cenirífugo?iHay en la planta un compresor centrzfugo que se querría utilizar por encima de sucapacidad o presión nominales? En este artículo se halla la forma dedeterminar, si es posible.

Ronald P. Lapina, Elliott Cs.

Los usuarios de compresores a menudo desean obte-ner mayor producción, en forma de mayor capacidad,más aumento en la presión a ambas cosas.

Una forma de obtener un aumento en lz producciónes la compra de equipo nuevo; sin embargo, muchas ve-ces es posible adaptar (es decir, reconstruir) un compre-sor existente para lograr los aumentos deseados. Aun-que el compresor necesite nuevos rotor y componentesinternos estacionarios, por lo general se puede aprove-char la carcasa.

Muchas veces se adaptan los compresores para obte-ner mayor capacidad con sólo un pequeño cambio en losniveles de presión. En estas condiciones, es posible quepueda aprovecharse una buena parte de los componen-tes.

Cuando se piensa en adaptar, siempre hay un proble-ma. No hay modo de cambiar el tamaño de la carcasani la distancia entre los centros de los cojinetes. Tampo-

co se puede cambiar la posición de las boquillas, y sóloun número limitado de impulsores se acomodarán acualquier sección del compresor.

Cuando el fabricante diseña equipo nuevo, empieza“de la nada” y puede trabajar como lo desee para satis-facer las necesidades del proceso. Sin embargo, no pue-de hacerlo cuando se trata de reconstruir un compresorexistente.

Cuando se piensa en adaptar, el ingeniero de proyec-to primero debe estudiar el proceso y determinar el flujorequerido para manejar el aumento programado en Iaproducción. iQué niveles de presión se necesitarán en elcompresor? iCómo influirá el funcionamiento del com-presor en todo el proceso?. Hay que determinar las res-puestas a esas y otras preguntas antes de pensar enadaptar el compresor.

El ingeniero de proyecto puede sufrir una desilusi&.Diseña el proceso, determina la nueva capacidad reque-rida y los niveles asociados de presión a los que esperafuncione el compresor, sólo para encontrarse con que elfabricante hace ver que el compresor no puede llenaresos requisitos. Entonces debe volver a su mesa de tra-bajo y tratar de resolver las preguntas pertinentes hastaque llegue a un grupo de cifras compatibles con el com-presor y el proceso.

El ingeniero de proyecto se puede ahorrar muchotiempo si entiende la posibilidad de adaptación del com-presor. Si pudiera concebir por sí mismo la capacidaddel compresor, podría determinar la probabilidad de lo-grar el aumento programado en la producción, sin con-sultar con el fabricante, hasta obtener un grupo de cifrasviables. Podría ahorrarse días o quizá meses, según seael grado de cambio en el proceso y su relación con la car-

70 CÁLCULOS Y EVALUACIONES

3 0 40 5 0 60 7 0 60 9 0 1 0 0

Fluyo de entrada, 9’0 del nominal

Fig. 1 Rendimiento típico del compresor centrifugo

casa del compresor, y se daría cuenta de que no es posi-ble colocar una clavija cuadrada en un agujero redondo.

En realidad, el ingeniero sólo necesita mínimos cono-cimientos de compresores y dedicar un tiempo mínimoa los cálculos para determinar la factibilidad de adapta-ción de un compresor. Debe tener en cuenta:

1. Capacidad. iPodrá la boquilla de ese tamaño acep-tar el aumento proyectado en el flujo?

2. Caballaje. iPodrán el motor, motorreductor, tur-bina o engranes de la turbina manejar el caballaje adi-cional?

3. Presión. iPuede soportar la carcasa el aumentopretendido en la presión? iTiene característicasaerodinámicas el compresor para esos valores?

4. Velocidad. CPodrá el compresor trabajar a la velo-cidad requerida dentro de los límites de velocidad críticade las normas API (Ameritan Petroleum Institute)?

Ahora se examinarán esas cuatro consideraciones,por orden de importancia.

Factibilidad de adaptación:capacidad

El factor más importante respecto a la capacidad es eltamaño de las boquillas; se debe determinar si este ta-maño permitirá el paso del caudal requerido, con unacaída razonable de presión. Un compresor en uso tieneboquillas de tamaño fijo, y la dimensión geométrica deéstas establece el caudal máximo posible. Por lo tanto,se puede reducir el análisis a la consideración de las ve-locidades de entrada.

Aunque los límites de velocidad de entrada varían se-gún las condiciones, una buena regla empírica para elloses un máximo de 140 ft/s para el aire y gases ligeros.

Debido a la proporcionalidad inversa entre el límitede velocidad de entrada y la raíz cuadrada del peso mo-lecular del gas, por lo general se deben limitar los hidro-carburos más pesados, como el propano (peso molecular= 44.06) a unos 100 ft/s.

La ecuación (1) sirve para determinar la velocidadreal de entrada

F”r = 3.06Q/Dz (1)

Dado que las limitaciones en la velocidad establecenla capacidad máxima, la velocidad máxima de 140 ft/spuede influir en la adaptación del compresor. Con tube-ría de entrada en buenas condiciones geométricas, quizáel ingeniero encuentre que puede lograr velocidades másaltas. La referencia 1 es una guía práctica para la veloci-dad máxima tolerable en la entrada; aunque se escribiócomo orientación de diseño para la tubería de entradaen el compresor, será util para determinar la velocidadmáxima de entrada que puede permitir una boquilla. Setrata de que haya una distribución de flujo lo más uni-forme que se pueda en la boquilla. Consúltese la Ref. 1si se cree que se excederá la velocidad citada.

Los fabricantes a veces entregan compresores con bo-quillas de entrada además de la principal diseñan algu-nos con boquillas de carga lateral, otros con boquillas deenfriamiento interetapas y, finalmente, otros con ambascosas. Utilícense los valores citados de velocidad de en-trada para todas las boquillas de entrada y verifíquenselas velocidades del gas en todas ellas.

Una vez que el ingeniero decide que el compresor ten-drá la capacidad deseada, puede investigar el efecto delaumento sobre el caballaje requerido.

Factibilidad de adaptación:caballaje

El ingeniero debe incluir la potencia requerida comola segunda consideración importante en un análisis defactibilidad de adaptación. Esto se aplica en especial alos compresores con motor eléctrico, porque no se acos-tumbra comprar motores, de mayor tamaño que el re-querido para el equipo original. Pero por lo comúnpueden reconstruir las unidades de engranes y turbinaspara tener mayor capacidad de potencia. Si se utilizanunidades motrices eléctricas, quizá se necesite comprarun motor nuevo, lo cual puede ocasionar problemas conla cimentación.

El compresor requerirá potencia aproximadamenteen proporción al aumento deseado en el flujo en peso.Esto significa que un aumento del 20 % en el flujo en pe-so exigirá un aumento de, cuando menos, al 20% en elcaballaje, o sea 1.2 veces más que la potencia original.Además, el fabricante por lo general sugerirá una dispo-nibilidad de caballaje del 10% adicional, por si llega aocurrir sobrecarga. Por lo tanto, un incremento del20% en el flujo en peso ocasionará un aumento de alre-dedor del 32 % en la potencia requerida [ 1.2 +10 % (1.2) = 1.321, si es que el ingeniero desea un cálcu-lo un poco conservador (Fig. 1). Nótese también que enel caso de un motorreductor, los métodos generales re-quieren un 2% adicional de caballaje para las pérdidasen los engranes.

Si la propulsión no puede entregar el caballaje reque-rido al compresor, entonces hay que comprar una nuevapropulsión o no efectuar el aumento total programadoen la producción hasta que se pueda reducir el flujo enpeso requerido, según sea la capacidad de la propulsión.En los casos en que hay necesidades críticas de potencia,la capacidad de la propulsión será el punto de partidadel análisis de factibilidad de la adaptación.

c.SE PUEDE ADAPTAR UN COMPRESOR CENTRíFUGO? 71

Factibilidad de adaptación: presión

Después, se debe tener en cuenta la presión de laprueba hidrostática. El fabricante del compresor, du-rante la fabricación, hace pruebas hidrostáticas de lacarcasa al 150 % de la presión máxima esperada de fun-cionamiento. La aerodinámica del compresor puede es-tablecer la presión máxima de operación, o bien, quizála establezca el proceso si se utiliza una válvula de desa-hogo en el sistema.

Si los niveles esperados de presión en el nuevo procesosobrepasan la presión máxima indicada en la placa dedatos, hay que hacer una nueva prueba hidrostática.PRECAUCION: A veces, en un compresor que tienedos o más secciones, como los que tienen enfriamientointeretapas, cargas laterales o extracciones, la prueba sedebe hacer por secciones, con la sección de entrada amenor presión que la sección de salida. En tal caso, hayque estudiar ambas secciones para ver si hay la posibili-dad de sobrepasar la presión máxima de funcionamien-to segura en cada sección.

Después, hay que investigar la capacidad aerodiná-mica del compresor para producir la carga requerida. Esmás fácil hacerlo en términos de la carga politrópica,que es la cantidad de trabajo que hace el compresor, yque difiere en la eficiencia politrópica del trabajo de en-trada. En la ecuación (2) se presenta la relación entre lacarga politrópica y la relación deseada de presiones.

Hp = ZRT[n/(n - l)j[rp(n-l)“’ - l] (2)

Aunque la eficiencia politrópica puede variar desde un68 % con impulsor pequeño hasta un 83 % con impulso-res ideales, para un análisis de factibilidad se puede su-poner una eficiencia politrópica del 70%. Si se analizael papel de la eficiencia politrópica en la ecuación (2), se

Notación

a Número de impulsores en el rotor originalb Número de etapas “vacías” en la configuración

originald Diámetro en la punta del impulsor más grande,

inD Diámetro interior de la brida de boquilla, inHPG Caballaje del gasHP Carga politrópica, ft-lb/lb,K Razón de los calores específicos, adimensionalN Velocidad de rotación, rpmn/(n - 1) [K/(K - l)]np9 Caudal o gasto, ft’/min, basado en condiciones

nominales de entrada (presión, temperatura,factor de compresibilidad y peso molecular en laentrada)

iRelación de presiones, Pdcrcnrg/PenlrodnConstante de los gases, 1 545/peso molecular

T Temperatura de entrada, ORu Velocidad mecánica en la punta, ft/sY Velocidad real de entrada, ftlsW Flujo en peso, lb,/minZ Factor de compresibilidad promedio'lP Eficiencia politrópica

encontrará que el error en el multiplicador “n/(n - 1)”tiende a compensar el error en el exponente “(n -l)/n”, con lo que se reduce mucho el error en la cargapolitrópica calculada.

En la ecuación (2) se dan tanto la carga politrópicaoriginal, como la requerida para la adaptación. Con lavelocidad nominal original, conocida, la “Ley de losventiladores” [Ecuación (3)] determina la velocidadaproximada en la adaptación:

La velocidad calculada con la ecuación (3) puede resul-tar muy alta para un funcionamiento seguro (véase el es-tudio acerca de la velocidad de notación en la siguientesección). Sin embargo, el fabricante a veces puede obte-ner mayor carga politrópica con la adición de un impul-sor o el reemplazo de los impulsores instalados por otroscon menor inclinación posterior. El fabricante, a fin decuentas, tendrá que determinar la factibilidad de obte-ner la carga requerida.

El ingeniero de proyecto puede hacer una estimaciónrápida de la capacidad máxima de carga del compresor;si éste tiene una etapa “vacía”, es decir, un espacio sinimpulsor, la ecuación (4) indicará la capacidad máximaaproximada de carga, sin cambio en la velocidad:

HP,.~ = fk+w,K~ + W4 (4)

Se puede aplicar entonces la “Ley de los ventilado-res”, junto con la ecuación (4), para determinar la capa-cidad aproximada de carga politrópica del compresor.Este procedimiento dará una carga politrópica con apro-ximación de un 10% a la capacidad máxima del com-presor.

El procedimiento anterior para estimar la cargapolitrópica, aunque se ha descrito para compresores, depaso recto también funciona en los que tienen cargas la-terales, extracciones 0 enfriamiento interetapas, siem-pre y cuando se utilice la suma de los requisitos de cargade cada sección como la carga total.

Hay que determinar la carga para la sección 1 con ba-se en sus parámetros de funcionamientd, es decir, tem-peratura y presión de entrada, presión de descarga, etc.;luego, la carga para la sección 2 con base en los paráme-tros de funcionamiento de ella y así sucesivamente. Lasuma de todos los requisitos de carga por secciones de-termina la carga total requerida para la adaptación. Sepuede determinar la carga total requerida en el puntonominal original en forma similar y obtener la velocidadaproximada de la adaptación con la ecuación (3), igualque antes.

Queda por analizar un importante efecto de un au-mento en el requisito de carga; es decir, el efecto de lacarga sobre el caballaje requerido. El caballaje es direc-tamente proporcional a la carga politrópica:

(5)

Como se verá, un aumento del 20% en la carga politró-pica requerida aumentará en 20% la potencia requeri-

72 CÁLCULOS Y EVALUACIONES

da, si la eficiencia permanece constante. Por ejemplo, sise combina un aumento del 20% en el flujo en peso conuno de 20% en la carga politrópica, la potencia requeri-da aumentará en 44% (1.20) x 1.20 = 1.44) y se debeaumentar a esa cifra un 10% más de caballaje para lasobrecarga. En su caso, también hay que agregar unapérdida de 2% en los engranes.

Factibilidad de adaptación: velocidad

La consideración lina1 es la velocidad de rotación, yhay que satisfacer dos requisitos principales:

1. La velocidad de rotación debe ser lo bastante bajapara no sobresforzar los impulsores.

2. La velocidad de rotación debe quedar dentro deciertos límites de la primera y segunda velocidades críti-cas del compresor, como se especifica en la Norma API6172.

El primer requisito se concibe mejor desde el punto devista de las limitaciones mecánicas de la velocidad en laspuntas; ésta se puede determinar con:

u = ndN/720 (6)

Los límites mecánicos de velocidad en las puntas varíansegún la fabricación, tamaño, material y tipo deconstrucción del impulsor. Un límite típico podría ser900 ft/s. Cuando se aplica la “ley de los ventiladores”de la ecuación (3), se debe considerar como límite supe-rior la velocidad de rotación que produzca una veloci-dad en las puntas de 900 ft/s, en el impulsor de tamañomás grande, siempre y cuando esta velocidad quededentro de los límites de la Norma API 6172.

El ingeniero de proyecto no sabrá el efecto que tendrála reconstrucción sobre las velocidades críticas del com-presor al efectuar el análisis de factibilidad, excepto talvez si tiene experiencia en ello. Dado que la distanciaentre líneas de los centros de los cojinetes y es lija y lamayor parte de las reconstrucciones se pueden hacer sincambiar cojinetes, se puede suponer en general que noinfluirán en las velocidades críticas, cuando menos enuna primera aproximación.

Problema para ejemplo

Supóngase un compresor centrífugo de “paso recto”para aire seco con las siguientes especificaciones de fá-brica: capacidad de entrada = ll 000 PCMS, tempera-tura de entrada = 90°F, presión nominal de entrada =14.5 psia, presión nominal de descarga = 55 psia, en-trada nominal de potencia = 1 700 hp, velocidad nomi-nal = 8 100 rpm, velocidad continua máxima = 8 500rpm, primera velocidad crítica = 4 800 rpm, peso mo-lecular nominal = 28.97, K = C/CZ, = 1.4, presiónmáxima de descarga = 65 psia.

Los demás datos del compresor indican que la segun-da velocidad crítica = 10 800 rpm y que el diámetro delimpulsor más pequeño es de 22 in. Además, los planosindican que el diámetro de la boquilla de descarga es de20 in.

Lo que se desea con la adaptación es aumentar la ca-pacidad de entrada a 12 300, PCMS y la presión de des-

carga a 60 psia, sin que cambien las demás condicionesde entrada.

1. Calcúlese la velocidad de entrada, con base en elnuevo caudal de entrada, mediante la ecuación (1):

v, = 3.06+= 3.06[+y= 94 ft/s

Dado que es una velocidad aceptable de entrada, es fac-tible la capacidad propuesta.

2. Dado que no han cambiado las condiciones nomi-nales de entrada, el aumento en el flujo en peso será pro-porcional al aumento en el caudal y, por tanto, lapotencia requerida por el cambio en el caudal aumenta-rá en la misma proporción:

HPGadap,ación W+,aucín Qa+tac>ún 12 300

HPG,rigina,=-=-z-c 1.12

w,,i,i”,, Q”rl~l”al 11000

HPGadaptmón =1.12HPGo,,,i,,,= 1.12(1 700) = 1910 hp

Téngase en cuenta que, hasta este momento, la propul-sión deberá producir:

(l.I)(l 910) = 2 100 hp

más un 2% adicional de caballaje si se utiliza una uni-dad de engranes.

3. Dado que la presión máxima de descarga en la pla-ca de especificaciones es 65 psia, no hay que repetir laprueba hidrostática, siempre y cuando el proceso no hagaque se sobrepase el valor de 65 psia.

4. Ahora se puede calcular la carga politrópica apro-ximada para las condiciones originales y en la adapta-ción con la ecuación (2)

Original:

n/(n - 1) = (K/(K - l)j~,, = [(1.4/1.4 - 1)](0.76) = 2.66

HP = ZRT(n/n - l)[(P2/PJ’“-“‘” - 11

= (l.O)(l 545/28.97)(550)(2.66)[(55/14.5)1’2.s6 - 1]

=50700

Adaptación:

HP = (l.O)(l 545/28.97)(550)(2.66)[(60/14.5)l’*.= - l]

= 55000 3

La nueva velocidad requerida se puede determinar conla “ley de los ventiladores”, ecuación (3):

Nadaptación = NO’igina,~HP~dapta<ión/HP~,~;sina,

=8100~55000/50700 =8i401pm

El diámetro del impulsor más pequeño es de 22 in; porlo tanto, según la ecuación (6):

di’u=izi=

WGW8.~) = glo ft,s720 -

La nueva velocidad de rotación produce una velocidadmecánica satisfactoria en las puntas del impulsor. Lanorma API indica que la segunda velocidad crítica debe

¿SE PUEDE ADAPTAR UN COMPRESOR CENTRíFUGO? 73

ser 20% mayor que la máxima de funcionamiento. Enel supuesto de que la nueva velocidad de la adaptacióno sea la máxima para el nuevo proceso, la segunda velo-cidad crítica debe ser, cuando menos:

(1.2)(8 440) = 10 130 rpm

La segunda velocidad crítica de 10 800 rpm es mayorque la requerida; entonces, es factible la velocidad derotación.

5. Ya se puede determinar el aumento total en el ca-ballaje del gas, el cual será proporcional al aumento enla carga politrópica y al flujo en peso, que en este casoes el caudal:

HPGadap,ac,6n %+,arai>r &HPG,,+, = (c, kf==)“r,ql”al

= ($gg)(+g) = 1.21

HPG. .+daptara = (1.21)(1 700) = 2 060 hp

Por lo tanto, la propulsión debe producir:

(1.1)(2 060) = 2 270 hp

más un 2% adicional si se utiliza una unidad de engra-nes.

Dado que la velocidad de entrada, de la presión máxi-ma de funcionamiento y la velocidad de rotacionrequerida están dentro de límites satisfactorios, es facti-ble la adaptación.

Resumen

Se han analizado las cuatro consideraciones de unanálisis de factibilidad de adaptación: 1) capacidad, 2)

caballaje, 3) presión y 4) velocidad. Las boquillas debenser lo bastante grandes para el paso del flujo requeridoo, dicho en otra forma, la capacidad máxima estará li-mitada por el tamaño de la boquilla de entrada. La pro-pulsión deberá producir el caballaje requerido. Lacarcasa deberá soportar los niveles de presión, mecánicay aerodinámicamente. La velocidad requerida debe es-tar dentro de ciertos límites mecánicos y cumplir con losrequisitos de velocidad crítica del API. Si el ingeniero deproyecto está convencido de que puede cumplir con esosrequisitos, entonces puede hacer con mayor confianzauna solicitud de cotización al fabricante.

Referencias

1. Hackel, R. A., and King, R. F., Jr., “CentrifugaI Compressor InletPiping-A Practica1 Guide” CAGI 4, No. 2.

2. “API Standard 617 for Centrifugal Compressors and General ReEnetyServices,” Ameritan Petroleum Inst i tute , Washington, D.C. 3rd ed . ,1973.

El autor

Ronald P. Lapina es ingenierodc aplicaciones en la Elliot Co. Div.de Carrier Corp., Jeannette, Pa15644, cuya responsabilidad princi-pal en la reconstrucción de compre-sores centr í fugos . Antes estuvoempleado en Prat t and WhitneyAircraft en West Pahn Beach, Fla.,en donde intervino en la investiga-ción del enfriamiento de las aspasde turbinas. Tiene licenciatura eningeniería aeroespacial y maestríaen ingeniería mecánica, ambas porla Universidad de Pittsburgh.

Una forma fácil de tomarlas temperaturas decompresión

Bi11 Sisson, Nipak, Inc.

El ingeniero o el operador pueden encontrar con faci-lidad la temperatura del gas de descarga de un compre-sor con este nomograma.

Sólo necesita conocer la presión y la temperatura desucción, la presión de descarga y la razón de los caloresespecíficos para el gas.

La ecuación básica para la temperatura de descargadel compresor es:

en donde: TL

T,

p2p,í-2

T, = T,(&p,)‘“-“‘”

= temperatura absoluta de descarga,OF + 4 6 0

= temperatura absoluta de succión,OF + 4 6 0

= presión de descarga, psia= presión de succión, psia= razón del calor específico a presión

constante al calor específico a vo-lumen constante

= relación de compresión.

La razón de los calores específicos, n, se puede calcu-lar, encontrar en tablas o estimarlo con la gráfica.

Si la presión de succión o descarga del compresorqueda fuera del nomograma, éste todavía se puede utili-zar mediante el cálculo de la relación de compresión quese toma como punto de partida. Hay que tener en cuen-ta que los valores absolutos de temperatura y presión dela ecuación se han convertido a ‘F y psig.

Ejemplo. Se alimenta un compresor con un gas de hi-drocarburo, cuyo peso molecular es de 21 a 60 psig y70’F y se comprime a 350 psig. iCuál es su temperaturade salida del compresor?. Léase n = 1.26 en la gráficadel peso molecular contra n. Conéctese 60 psig de la es-cala P, con 350 de la escala P2 (nótese que estas presio-nes son en psig, no en psia, en la escala) y léase larelación de compresión p,/p,, que es de 4.88; conécteseeste valor con 1.26 de la escala de n; obsérvese la inter-sección en la recta pivote y alinéese esta intersección con70’F de la escala T, para leer 275’F en la escala T2.

UNA FORMA FÁCIL DE TOMAR LAS TEMPERATURAS DE COMPRESIÓN 75

Nomograma para determinar la temperatura de compresión del gas

10080

1.1 10 20 30 40 50 60Peso molecular del gas

Sección IIIControl de oscilaciones

Conceptos básicos sobre el control de oscilaciones en compresorescentrífugosControl mejorado de oscilaciones en compresores centrífugosSistemas de control de oscilaciones en turbocompresoresControl de oscilaciones en compresores centrífugos de etapas múltiples

Conceptos básicos sobre elcontrol de oscilaciones encompresores centrífugosLas oscilaciones son una condición de funcionamiento inestable que ocasionacomportamiento errático del compresor. Se presenta un esquema básico de control deoscilaciones para compresores centrzífugos, junto con sugerencias para hacer frente alas variaciones en las condiciones de funcionamiento y para operar disposiciones convarios compresores.

W.H. White, The Foxboro Co.

Los compresores, al igual que todo el equipo impor-tante para procesos, se deben controlar con la mayor efi-cacia posible para tener un funcionamiento eficiente dela planta. Al idear un sistema de control, los diseñadoresdeben tener en cuenta la forma de evitar una condiciónde funcionamiento inestable llamada oscilación (surgingen inglés).

Dicho con sencillez, la oscilación ocurre cuando elcaudal del compresor se reduce a un punto tan por abajode las condiciones de diseño que se tiene funcionamien-to errático. Entonces, la función del sistema de controlde oscilación es detectar la alteración potencial y com-pensarla en forma automática, al mantener un flujo enel compresor mayor que el de la condición de oscilación.

Antes de entrar en detalles de la acción del sistema,primero hay que entender el fenómeno de la oscilacióndesde el punto de vista de las variables del sistema delcompresor.

Características de las oscilaciones

En la figura 1 aparece una familia típica de curvas ca-racterísticas de un compresor centrífugo de velocidadvariable. Las curvas muestran la carga adiabática comofunción del caudal real de entrada, con una curva carac-terística para cada velocidad de rotación.

Si se supone que el compresor está funcionando en elPunto A de la curva del 100% de velocidad, el flujo deentrada es Q y la carga es L. Si entonces la resistenciade carga externa aumenta en forma gradual y la veloci-

Caudal real de entrada (Q), ft3/min

Fig. 1 Curvas características para compresorescentrífugos típicos, basadas en la ecuación(3)

dad permanece constante, se reduce el flujo y el puntode funcionamiento se moverá hacia la izquierda, a lolargo de la curva del 100% de velocidad. Cuando llegaal Punto B, el flujo se reduce a Q’, y la carga aumentaa L’, que es la máxima carga que puede producir elcompresor a esta velocidad.

En este punto la curva característica es casi plana, yel funcionamiento del compresor se vuelve inestable. ES-

80 CONTROL DE OSCILACIONES

to es lo que se llama oscilación y aparece en forma depulsaciones rápidas en el flujo y la presión de descarga,y ocasiona inversiones de alta frecuencia en el empujeaxial sobre el árbol del compresor. En algunos, laoscilación puede tener suficiente severidad como paraocasionar daños mecánicos. Para evitar este peligro, sedebe planear un sistema de control para que el compre-sor no funcione en esa zona inestable.

Teoría básica del control

En todas las bombas y compresores centrífugos la car-ga producida es proporcional al cuadrado de la veloci-dad, mientras que el gasto es linealmente proporcionala la velocidad. Estas relaciones se describen con lasecuaciones:

Q = CN (1)L= CNz (2)

Al sustituir N, se tiene:

L = CQ% (3)

Esta ecuación se utiliza para calcular la curva parabólicade oscilación que suele suministrar el fabricante.

Dado que no se puede hacer la medición directa de lacarga adiabática, se debe encontrar otra cantidad paraemplearla en su lugar. La que se relaciona con más faci-lidad a la carga es la relación o razón de compresión,R,.

R, = P,IP, ( 4 )

La ecuación (5) se utiliza para relacionar la razón decompresión con la carga adiabática:

R, = (1 + Lm1#~/1,545T,Z,)“” ( 5 )

en donde:

$3 = (K - l)/K

Cuando el compresor maneja gas de una sola compo-sición y la temperatura de succión es casi constante, lascantidades m, 4, T, y Z, son constantes y la ecuación(5) se reduce a:

R, = (1 + CL)"" (6)

Aunque la ecuación (6) indica que la relación entreR, y L no es lineal; cuando se traza esta ecuación paralos gases más comunes, como aire, gas natural, etc., lascurvas se acercan a la recta dentro de los límites norma-les de funcionamiento. Entonces la cantidad (R, - 1)puede sustituir a L, sin producir deformación importan-te en las curvas de oscilación.

La ecuación (3) indica que la relación entre la cargaadiabática y Qz es lineal. La figura 2 es una gráfica deL, y los valores correspondientes de (R, - 1) contraQ* para el mismo intervalo de cargas con gas natural,con el fin de mostrar la magnitud del error introducidoal sustituir L por (R, - 1) en la ecuación (3). Con car-gas más elevadas, aumenta este error y se puede reque-rir un ajuste en el sistema para corregirlo; pero, en lamayor parte de los casos, el error es pequeño y se puedepasar por alto.

Esto permite escribir la ecuación:

R, - 1 = CQ* (7)

La presión diferencial a través del compresor es:

AP = Pz - P, (8)

De la ecuación (4): Pz = P,R,

Notación

c Constante (no necesariamente la misma en todaslas ecuaciones)

h Presión diferencial a través del medidor primariode flujo, in de agua.

K Razón de los calores específicosL Carga adiabática, ft-lb/lb

”Peso molecularVelocidad del compresor, rpm

P Presión, psiaQ Caudal real de entrada, ft”/min4 Relación (razón) de compresiónT Temperatura absoluta, ORV Volumen específico, ft3/lbW Gasto de masa, lb/minZ Factor de supercompresibilidad

Letras griegasA Diferenciald Razón de (K - 1) a K

SubíndicesD De diseño1 Succión2 Descarga

CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE EL CONTROL DE OSCILACIONES EN COMPRESORES CENTRíFUGOS 81

loo I I I100% L = 25.000 ft-lb/lb.100% Rc-1 = 0 .69 I8o t*,I

0 20 40 60 80 100Os, % del intervalo

Fig. 2 El error resultante de reemplazar la cargaadiabática por el factor de relación decompresión es insignificante

Entonces: AP = P,R, - P,

AP = P, (R, - 1) (9)R, - 1 = AP/P, (10)

Al sustituir la ecuación (10) en la ecuación (7) se tiene:

AP/P, = CQz (11)

Para medir Q, se debe tener un aparato primario, quepuede ser un orificio o un tubo Venturi, en el tubo desucción del compresor. Si h representa la presión dife-rencial en este aparato primario, en pulgadas de agua,se puede calcular el gasto o caudal, W, al compresor,con la ecuación

w=cdm (12)v = C(T,IP,) (13)

Q= W V (14)

Al sustituir las ecuaciones (12) y (13) en la (14), se tie-n e :

Q = C m x T,/P,Q=C\/hT;/P; (15)

Si, igual que antes, se supone que la temperatura esconstante, entonces:

Q=CmQ2 = C h/P, (16)

Al sustituir la ecuación (16) en la (ll), se tiene:

AP/P, = C(h/P,)

AP = Ch (17)

La ecuación (17) se utiliza para calcular la curva de osci-lación, que será la ecuación básica para el diseño, y veri-ficar dos aspectos importantes:

1. Hay una relación lineal entre AP y h (Fig. 3) y2. La curva de oscilación no se altera con las variacio-

nes en la presión de succión P,.En la figura 3 se presenta también la línea de control,

desplazada hacia la derecha de la curva de oscilación. Almover la línea de control a la derecha, se reduce la posi-bilidad de llegar a condiciones de oscilación en el casode que una disminución rápida en el flujo ocasione unrebase excesivo a la izquierda de la línea de control. Pe-ro si se coloca la línea de control demasiado lejos haciala derecha, habrá derivación innecesaria del gas y sedesperdiciará energía.

En consecuencia, la ubicación de la línea de controlrepresenta un arreglo basado en las condiciones realesde funcionamiento de cada sistema. Como regla gene-ral, la línea de control está desplazada alrededor de un10% del flujo o un 20% de la presión diferencial. Pero,hay casos en que el compresor debe funcionar cerca dela curva de oscilación, y es necesario reducir este mar-g e n .

Efecto de los cambios de temperatura

En la obtención de la ecuación (17), se supuso que latemperatura de entrada al compresor era constante. Co-mo no siempre ocurre así en la práctica, hay que investi-gar el efecto de los cambios en esta variable, en el com-portamiento del sistema de control.

Para determinar el cambio en AP como resultado delcambio de T,, se empieza con la ecuación (5), que ex-presa la relación entre la razón de compresión (R,) y latemperatura. Si se supone que la carga y la composicióndel gas son constantes, los factores L, m y 4 de la ecua-ción serán constantes. La temperatura puede influir encierto grado en el factor Z,; pero, para esta parte delanálisis, se considerará constante.

La ecuación (5) se reduce a:

. ..&

P

fi0

R, = (1 + C/T,)“@ (18)

5001 1 I n / I II Curva de

Línei de-- - control

h, in de agua

Fig. 3 La línea de control suele estar desplazadaalrededor de 10% de 0 o 20% de AP, desdela curva de oscilación

82 CONTROL DE OSCILACIONES

En la figura 4 aparece una gráfica de esta ecuación parados gases: aire y gas natural, que tienen pesos molecula-res y razones de los calores específicos muy diferentes.Las curvas muestran la magnitud del cambio en la ra-zón de compresión con un cambio de 120°F en la tem-peratura de entrada de un compresor que produce unacarga de 40 000 ft-lb/lb.

En la ecuación (9), en que AP = P, (R, - l), es evi-dente que, para cualquier valor particular de la presiónde succión, P,, AP variará en razón directa con R, - 1,y la forma de las curvas para AP contra T, es la mismaque las de R, contra T,.

Ahora se considerará el efecto de los cambios en lapresión diferencial a través del orificio, h, como resulta-do de las variaciones en la temperatura de succión. Apartir de la ecuación (15),

Q=CmQ* = CWJP,)

h = C(Q*PJTJ (19)

Entonces, para valores específicos de Q y de P,:

h = C/T, (20)

Las curvas de la figura 4 también indican que tantoAP como h varían en razón inversa a la temperatura ab-soluta T, de entrada. Si estos efectos de la temperaturafueran idénticos, ambos lados de la ecuación (17) ten-drían un cambio igual, y el sistema sería autocompensa-dor. Sin embargo, no ocurre así, pues aunque ambasvariables cambien en el mismo sentido, las magnitudesson diferentes, con el resultado de que hay un desplaza-miento en la pendiente de la curva de oscilación.

En la mayor parte de los casos, este problema se pue-de resolver con sólo colocar la línea de control a la dere-cha de la curva de oscilación para la temperatura másalta y aceptar el hecho de que cuando hay temperaturasmínimas, se puede derivar o desviar el gas sin necesi-dad.

“1L

E” 2.50

$ 2.0: O$2 1.5

00 20 4 0 8 0 8 0 1 0 0 1 2 0

Temperatura de entrada, (T,), “F

Fig. 4 Las curvas de t?, y de h varían inversamentecon la temperatura de entrada del gas

Si las variaciones en la temperatura son demasiadograndes o si el compresor debe funcionar cerca de la cur-va de oscilación, será necesario incluir compensación detemperatura en el sistema de control; más adelante sedescriben los instrumentos necesarios.

Cambios en el peso molecular

En casi todos los procesos cada compresor maneja elmismo gas todo el tiempo. Los ejemplos típicos soncompresores para aire, para refrigerante y para gaso-ductos de gas natural. Pero, en ciertas aplicaciones, esposible que el compresor tenga que manejar gases de di-ferentes composiciones.

Dado que una variación en la composición casi siem-pre ocasiona un cambio en el peso molecular, es impor-tante determinar el efecto de este cambio en la curva deoscilación. Dado que esta curva se traza con AP contrah, hay que determinar cómo se altera cada una de estasvariables.

Con referencia de nuevo a la ecuación (5):

R, z (1 + Lmc#1/1,545 T,Z,)“”

para valores fijos de L, T, y Z,, esta ecuación se redu-ce a:

R, = (1 + Cm$)“+ (21)

Esta ecuación indica que, al igual que para la tempera-tura, hay una relación no lineal entre el peso molecularm y la presión diferencial AP a través del compresor. Es-to se complica, además, porque un cambio en el pesomolecular va acompañado por un cambio en la razón Kde los calores específicos y, en consecuencia, en el factor4.

Cuando se manejan hidrocarburos saturados ligeros,como metano, etano y propano y mezclas de los mis-mos, hay una relación definida entre m y K (Fig. 5). Es-to permite calcular con exactitud el cambio en R, y enAP para un cambio dado en m.

Sin embargo, en algunos procesos el compresor po-dría manejar dos o más gases, sin que haya correlaciónentre m y K. Un ejemplo sería un compresor para meta-no que se utiliza cada cierto tiempo para purgar el siste-ma con nitrógeno. En estas condiciones, hay que hacerel cálculo individual de R, y de AP, para determinar lamagnitud y sentido del cambio.

Para calcular el efecto del cambio en m sobre el valorde h, se debe incluir m en la ecuación (15), que se con-vierte en:

Q=Cdm (22)h = C QZP,m/T, (23)

Entonces, para valores específicos de 4, P, y T,,

h = Cm (24)

Al comparar las ecuaciones (21) y (24), se aprecia queel sistema no será exactamente autocompensador conrespecto a los cambios en el peso mo!ecular. Con hidro-

CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE EL CONTROL DE OSCILACIONES EN COMPRESORES CENTRíFUGOS 83

Data Book (Edicih 19661; 1 . 0 1 1 1 I

0 1 0 2 0 3 0 4 0 5 0 6 0Peso molecular (m)

Fig. 5 Hay una relación definida entre el pesomolecular y la razón de los caloresespecíficos en los hidrocarburos m8s ligeros

carburos ligeros, los cambios en m producen cambios enel mismo sentido, pero de diferentes magnitudes, en APy en h. En la figura 6 se ilustra cómo se desplaza la líneade oscilación en su pendiente cuando m cambia de 16 a20.

Empero, no es posible hacer generalizaciones respec-to del efecto global de los cambios en el peso molecular,debido a la influencia del factor de razón de los caloresespecíficos. Como se mencionó, cuando el mismo com-presor maneja dos o más gases que no tienen relación

6 0 II I

Fig. 6

- 0 10 20 3 0 4 0 60 60h, in de agua

El aumento en m desplaza la curva deoscilación hacia la izquierda

Estación deControlador

d erazones oscilaciones

Fig. 7 Sistema b8sico de control de oscilaciones

entre sí, hay que calcular la pendiente de la línea de os-cilación para cada condición, y si hay una divergenciademasiado grande que no se pueda abarcar con una solalínea de control, hay que incluir el ajuste de la pendientesegún se requiera; el cual suele ser manual.

Instrumentos

En la figura 7 se ilustran los instrumentos requeridospara utilizar la ecuación (í7), que pueden ser neumáti-cos o electrónicos. La presión diferencial (AP) se midecon un transmisor de presión diferencial de límites altosel cual envía una señal de salida que se convierte en se-ñal de medición pero el controlador de oscilaciones. .Eltransmisor de flujo está conectado a través de un dispo-sitivo primario, como un orificio o un Venturi en el tubode succión del compresor, y su señal de salida h alimentaa una estación de razones, en donde se multiplica por laconstante C y se convierte en el punto de referencia delcontrolador de oscilaciones.

El controlador de oscilación debe tener, además de lasfunciones proporcional y de reposición, una función an-tifinalización, conocida a veces como característica “do-sificadora”

Para entender la necesidad de una característica “do-sifkadora’ ’ consúltese la figura 8. En condiciones nor-males, el compresor funciona en una zona a cierta dis-tancia de la línea de control. Esto da por resultado undesplazamiento entre la medición y el punto de referen-cia del controlador. En un controlador estándar propor-cional más reposición esto hace que la señal de salidaacabe en su límite alto o bajo.

En esta condición, la banda proporcional y el puntode funcionamiento estarán en lados opuestos del pun-to de referencia o línea de control y no se obtendrá acciónde control hasta que el punto de funcionamiento medidollegue a la línea de control. Si la medición se aproximaa la línea de control con rapidez, la rebasará antes deque el controlador pueda desarrollarse y el compresorpuede tener oscilación.

84 CONTROL DE OSCILACIONES

ziPPQ

ìanda proporcional del

Banda proporcional delcontrolador dosificador

h, in de agua

Fig. 8 El controlador “dosificador” da proteccióncontra finalización

La función antifinalización o “dosificadora” se dis-pone de modo que cuando la salida del controlador llegaa su límite, la carga de reposición se ajusta para despla-zar la banda proporcional hacia el mismo lado de la lí-nea de control en que está la medición (Fig. 8). Enton-ces, si la medición se aproxima con rapidez a la línea decontrol, entra en la banda proporcional y se inicia la ac-ción de control antes de que llegue a la línea de control;con esto se reduce o elimina el rebase. Si el cambio enla medición es lento, es decir no más rapido que la rapi-dez de reposición el controlador funcionará comoinstrumento estándar.

Límites de operación de los instrumentos

El sistema básico de control de oscilación (Fig. 7) in-cluye dos transmisores de presión diferencial: uno quemide la presión diferencial, h, a través del dispositivoprimario de flujo y el otro la presión diferencial, AP, através del compresor.

Si la medición del flujo se utiliza sólo para control deoscilaciones, el dispositivo primario se puede diseñarpara condiciones óptimas; el diseño preferido para flujomáximo es alrededor de un 25 % a un 30 % por arribadel caudal máximo indicado por la curva de oscilación.Para hacer que la pérdida de presión sea lo más baja po-sible, la presión diferencial máxima, h, deberá ser lamás baja que resulte práctica.

Si se utiliza la medición del flujo en el funcionamientonormal del compresor, es probable que el dispositivoprimario se diseñe para un flujo máximo mucho más al-to. Como resultado, el valor de h en la línea de oscila-ción será un porcentaje mucho menor de la escala com-pleta y puede requerir un ajuste indeseablemente alto enla estación de razones. En estas circunstancias, es mejorinstalar un segundo transmisor con límites más bajospara utilizarlo sólo con el sistema contra oscilaciones.

Los cálculos requeridos para establecer los límites deltransmisor AP dependen de las variables utilizadas porel fabricante del compresor para trazar la curva de osci-

lación. Cuando se traza la curva con la presión de des-carga contra el flujo, para una presión dada de succión,una simple sustracción produce la AP máxima en la os-cilación.

Si se traza la curva de oscilación con el empleo de larelación de compresión contra el flujo, puede obtenerseel valor máximo de AP con la ecuación (9). Sin embar-go, si el fabricante ha utilizado la carga adiabática con-tra el flujo para trazar la curva de oscilación, los cálculosse complican un poco, y es necesario utilizar la ecuación(5) para calcular la relación de compresión y, después,la AP con la ecuación (9).

Una vez determinada la AP máxima, se deben esta-blecer los límites del transmisor en intervalo razonablepor encima de este valor, por ejemplo, del 20 al 25%.

Para trazar la curva de oscilación en la forma indica-da en la figura 3, que se expresa con la ecuación (17),se deben seleccionar alrededor de cuatro puntos de lacurva de oscilación del fabricante y calcular los valorescorrespondientes de AP y de h.

Los valores de AP se pueden calcular en la misma for-ma que los límites del transmisor de AP. Para calcularlos valores correspondientes de h, se utiliza la ecuación(15):

Q=Cmh = C Q2P1/Tl (25)

Si se utiliza el subíndice D con el fin de indicar las condi-ciones de diseño para el dispositivo primario de flujo, laecuación de flujo de escala completa es:

h, = C QiPDITD (26)

y al dividir la ecuación (25) entre la ecuación (26), se ob-tiene:

h = Ch,) Q2P1TD/Qf,P~T, (27)

Si la presión y temperatura de flujo son las mismas queen las condiciones de diseño, la ecuación (27) se reducea :

h = h, (Q/QD)* (28)

Los puntos trazados con el empleo de AP y h, por logeneral quedarán muy cerca de una recta. La línea decontrol de la figura 3 se ubica agregando de un 5 a un10 % a los valores de flujo y calculando los valores co-rrespondientes de h. Esto proporciona el margen de se-guridad necesario para mantener el compresor fuera dela zona de oscilación.

Algunos compresores con relaciones de compresiónmuy elevadas, tienen curvas parabólicas de oscilaciónen el extremo inferior, que se enderezan e incluso des-vían a la derecha en el extremo superior. Estas curvas,cuando se vuelven a trazar como AP contra h, es obvioque no producirán una recta. Sin embargo, casi siemprese puede trazar una línea de control que ofrezca protec-ción adecuada dentro de los límites de funcionamientonormal del compresor. Si esta línea de control no pasapor el origen, es necesario agregar polarización entre laestación de razones y el controlador.

CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE EL CONTROL DE OSCILACIONES EN COMPRESORES CENTRíFUGOS 85

Ajuste de las razones Computadora Controladoranalógica de oscilación

Con la línea de control establecida como se ilustra enla figura 3, la pendiente de la recta (factor C de la ecua-ción 17) representa el ajuste de la estación de razones.Al despejar C en la ecuación (17) se obtiene:

C = APlh

Al calcular C, los valores de AP y de h se deben expre-sar en términos del porcentaje de la escala completa desus respectivos transmisores; en seguida aparece unejemplo de este cálculo. Si se supone, como se ilustra enla figura 3, que los transmisores tienen los siguientes in-tervalos:

AP = O-500 psi.h = O-50 in de agua

y si se selecciona un punto arbitrario, A, de la línea decontrol, donde:

Fig. 9 El sistema de control para compensaciónautomhtica de temperatura tiene unacomputadora anal6gica divisora

AP = 300 psi.h = 22 in de agua

entonces: AP = (300/500)100 = 60%

Y h = (22,‘50) 100 = 44%

Con el empleo de estos valores en la ecuación (29), seobtiene:

Aspas de guía de entrada

C= 60/44 = 1.36

y la ecuación se convierte en:

AP = 1.36h

Los compresores centrífugos y axiales de velocidadconstante suelen estar equipados con aspas de guía deentrada ajustables, a fin de controlar el flujo de salida.Además, el compresor axial puede tener aspas del esta-tor ajustables. Al mover estas aspas, además de influiren la salida del compresor, también se cambia la pen-diente de la curva de oscilación. En otras palabras, hayuna línea de oscilación para cada posición de las aspas,al igual que para cada temperatura de entrada.

Compensación automática de temperatura

Como se mencionó, la pendiente de la curva de osci-lación cambia cuando varía la temperatura de entradaal compresor, y cuando estas variaciones son grandes yfrecuentes, y cuando el compresor debe funcionar cercade la curva de oscilación, es aconsejable incluir compen-sación automática de la temperatura en el sistema decontrol de oscilaciones.

Dado que la magnitud de este cambio en la pendientede la línea de oscilación es diferente para cada diseño delcompresor, no se puede expresar con facilidad en formamatemática. Sin embargo, suele ser cierto que, al moverlas aspas en sentido contrario a la rotación, se reducirála pendiente de la línea de oscilación; es decir, se mueveésta hacia la derecha. También suele ser cierto que elcambio en la pendiente no es una función lineal de la po-sición de las aspas.

Para ello se sustituye la estación de razones de ajustemanual (Fig. 7) por una computadora analógica diviso-ra (Fig. 9). Si se utiliza la escala correcta en la computa-dora, se puede resolver la ecuación:

AP = Ch/T, (30)

Esta ecuación indica que la corrección de temperaturaes inversamente proporcional a la primera potencia dela temperatura absoluta. Aunque en teoría esto no esabsolutamente preciso, el error introducido por esta su-posición es insignificante.

Este problema tiene varias soluciones. Si el cambio enla pendiente es razonablemente pequeño, puede ser po-sible utilizar la línea de oscilación para la posición máxi-ma en sentido contrario a la rotación de las aspas y esta-blecer la línea de control en consecuencia (Fig. 3). Conesto, la línea de control queda dentro del lado seguro dela línea de oscilación para todas las posiciones de las as-pas; pero, también aporta un margen de seguridad in-necesariamente amplio cuando se mueven las aspas enel sentido de prerrotación. Esto podría ocasionar la deri-vación del gas en un momento en que no se requiere.Hay que ponderar este inconveniente contra la ventajadel empleo del sencillo sistema de control de la figura 7.

Cuando los cambios más grandes en la temperatura Cuando las aspas se colocan en posición desde una es-ocurren durante periodos largos de tiempo, por ejem- tación manual y tal posición no se cambia con frecuen-plo, una estación del año, los cambios en la pendiente cia, puede ser satisfactorio utilizar el sistema básico dede la línea de control se pueden hacer a mano para que control y hacer el ajuste manual de la estación de razo-el sistema sea lo más sencillo posible (Fig. 7). nes. Para ello se puede suministrar al operador una ta-

86 CONTROL DE OSCILACIONES

bla que indique el ajuste correcto de la razón para cadaposición de las aspas.

Cuando los cambios frecuentes en la posición de lasaspas producen variaciones grandes en la pendiente dela línea de oscilación, por ejemplo, cuando las accionaun controlador, suele ser deseable hacer cambios auto-máticos en el ajuste de la razón. Se puede utilizar un sis-tema similar al de compensación automática de la tem-peratura (Fig. 9). La señal del controlador al accionadorde las aspas es una medición de la posición de éstas y sepuede alimentar a la computadora analógica, en lugarde la medición de temperatura, para modificar el ajustede la razón. Este sistema produce una relación lineal en-tre el ajuste de la razón y la posición de las aspas queno es precisamente correcta, pero el error introducidosuele ser muy pequeño y se puede pasar por alto.

Medición de flujo en el tubo de descarga

En el sistema de control contra oscilaciones basado enla ecuación (17) se utiliza un medidor primario de flujoen el tubo de succión del compresor. Este sistema ofrecela gran ventaja de que es autocompensador respato alos cambios en la presión de succión y, al menos en for-ma parcial, respecto a las variaciones en la temperaturade succión. Estos beneficios no se logran cuando el me-didor de flujo está colocado en el tubo de descarga.

En algunas instalaciones, debido a la configuración otamaño de las tuberías, no es factible colocar el medidorprimario en el tubo de succión. Esto puede ocurrirtambién cuando el compresor funciona con una presiónde succión muy baja y no se puede permitir ninguna caí-da adicional de presión en la tubería. Quizá sea posibleresolver el problema con el empleo del oro de admisióndel compresor como si fuera orificio de medición. Sinembargo, primero hay que determinar que la mediciónsea aplicable, es decir, libre de ruido, repetible y repre-sentativa. También requiere calibración individual.

Si no se puede hacer así, hay que instalar el medidorprimario en el tubo de descarga y hacer los cambios co-rrespondientes en el sistema de control de oscilaciones.Esta modificación consiste en agregar computadorasanalógicas para calcular el valor de h y emplearlo en laecuación (17). Los instrumentos para este cálculo seilustran en forma esquemática en la figura 10.

En condiciones de estado estacionario, el flujo en peso(en lb/min o en pcme) son los mismos en la succión queen la descarga, es decir:

w, = w, (31)

Con el empleo de la ecuación (12), para sustituir a W,se tiene ’ s

c, m = c, mSi los medidores primarios están diseñados para los mis-mos valores máximos de flujo en peso y si se hace que:

entonces: (32)

Con estos valores máximos relativos de h, y h,, es váli-da la misma relación en cualquier punto de la escala, yse puede utilizar la ecuación (32) para calcular h, en to-das las condiciones. Se pueden trazar la curva de oscila-ción y la línea de control en la forma convencional; y elajuste de la estación de razones se puede calcular comose describió.

Aunque la temperatura de entrada puede tener varia-ciones considerables, la relación T,IT, será casi cons-tante en algunas aplicaciones del compresor; pero, re-cuérdese que son temperaturas absolutas.

Si se supone que la relación de temperaturas es cons-tante, la ecuación (32) se reduce a:

h, = Ch, P,/P, (33)

Esto simplifica mucho el sistema de control porque sepueden eliminar los transmisores de temperatura, asícomo dos computadoras analógicas: la que divide T2entre T, y la que multiplica la relación de temperaturaspor la relación de presiones.

Cuando el compresor funciona a velocidad constante,se pueden simplificar más todavía los instrumentos. Enestas condiciones, la relación de compresión es constan-te en el punto de oscilación, y la ecuación (33) se con-vierte en:

h, = Ch, (34)

Esto permite eliminar otras dos computadoras analógi-cas en el sistema de la figura 10 y utilizar el sistema bási-co normal de control, al reemplazar h, con el valor co-rregido de h,.

Compresores en serie

Cuando se conectan dos o más compresores en serie,el empleo del sistema de control de la figura 7 en cadacompresor dará máxima protección contra las oscilacio-nes. Por supuesto, se requiere una válvula de control derecirculación en cada compresor.

En algunos diseños se impulsan dos compresores enserie con el mismo motor primario y, en consecuencia,funcionan a la misma velocidad. A veces se los consideracomo una sola unidad; el fabricante puede suministraruna curva de oscilación para el conjunto, y la instalaciónsuele incluir una sola válvula de control de recircula-ción. Se utiliza el sistema de la figura 7 para el controlde oscilaciones.

Cuando los compresores tienen propulsión indepen-diente de velocidad variable, pero una sola válvula decontrol de recirculación, las oscilaciones se controlancon el sistema neumático de la figura ll. Cada compre-sor tiene su estación de razones y controlador, pero es-tán combinados en un sistema autoselector para permi-tir que cualquiera de los controladores accione la válvu-la común de recirculación, según se requiera.

Si, en ocasiones, sólo va a trabajar un compresor, lasválvulas de tres vías en los tubos de salida del controla-dor se instalan de modo que aseguren un suministro po-sitivo de aire al relevador selector del controlador que

CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE EL CONTROL DE OSCILACIONES EN COMPRESORES CENTRiFUGOS 87

Estacibn

rezones

Cont ro lador

osc i lac iones

Fig. 10 Diagrama de instrumentos requeridoscuando el medidor primario de flujo está enel tubo de descarga del compresorcentrífugo

está funcionando. Si ambos compresores funcionarán almismo tiempo, se pueden eliminar por completo las vál-vulas de tres vías.

Compresores en paralelo

Cuando se operan compresores centrífugos en parale-lo, siempre existe el problema de la división correcta dela carga. La solución es mucho más difícil cuando los

Estac ión Cont ro lador Estac ión Cont ro ladord e d e d e d e

rezones osc i lac iones razones oscilacihMedidaMedida estatestat

xxhh CYICYI APAP

VálvulaVálvulasolenoidesolenoidede 3 vias -de 3 vias -mm20 psi.20 psi.

211psi.&

S e l e c t o rde baja

:ida nMed¡dan establecidaAecida

Wvula decont ro l de

rec i rcu lac ión

Fig. ll Sistema para controlar compresores enserie

Flujo real de entrada ((3, ft3/min

Fig. 12 La distribución de carga en compresores enparalelo puede tener serias alteraciones sifuncionan a diferentes velocidades

compresores tienen características diferentes. Pero,aunque las características sean idénticas, se debe insta-lar algún medio para obtener la distribución deseada dela carga; este control no se describe, excepto en lo quese relaciona con el sistema de control de oscilaciones.

En la figura 12 se ilustra el efecto de un control inade-cuado. Con una presión diferencial de 80 psi, y amboscompresores al 100% de velocidad, la carga se dividepor igual, y el flujo en cada uno es Q,.

Sin embargo, si por alguna razón, como reguladoresde diferentes características, un compresor funciona só-lo al 98% de la velocidad y el otro al 10276, los flujosrespectivos serán & y Q$. Si la diferencia en velocida-des es grande, el flujo en uno de ellos se reducirá al gra-do de ocasionar oscilaciones.

En la figura 12 se puede ver que cuanto más planassean las curvas características, más difícil se vuelve elproblema. Por ello, los compresores centrífugos requie-ren métodos más precisos de distribución de carga quelos de flujo axial, que tienen curvas mucho más pronun-ciadas. Esta susceptibilidad a las oscilaciones exige aúnmás protección positiva para los compresores centrífu-gos cuando trabajan en paralelo.

El sistema de control de la figura 13a permite máximaflexibilidad de operación con mínima vigilancia. Constadel sistema estándar de control de oscilaciones para cadacompresor, que lo protege por completo en todo mo-mento, ya sea que funcione solo o junto con otro. Tam-bién es posible poner en marcha un compresor con elcontrolador de oscilaciones en el modo automáticomientras funciona el otro compresor. Conforme el com-presor que acaba de arrancar se acerca a su velocidad defuncionamiento, el controlador de oscilaciones mantieneabierta la válvula de recirculación lo preciso para que elcompresor trabaje a lo largo de la línea de control y notenga oscilaciones. Este sistema se puede emplear concualquier número de compresores.

En la figura 13b se ilustra un sistema alterno de con-trol de oscilaciones que requiere menos equipo. Tiene

88 CONTROL DE OSCILACIONES

d Estac ión Cont ro ladord e d e

razones osc i lac iones

Medida establecida

Estach Controlador Valvula ded e d e recirculaci6n

nes oscilaciones- - Medida

ula:ula

VhAad e

3tenci4r

$”d e

Ció"

J

b) Estación Controladord e d e

razones oscilaciones

Medida establecida

1manual-1-7 V&lvula

l I d eretencibn

a-i-7&l;ula de

1 selector recirculaci6n c -

d er e t e n c i ó n

Fig. 13 Sistemas alternos de control para compresores centrífugos que funcionan en paralelo

sólo una estación de razones y controlador, un transmi-sor de AP y una sola válvula de control de recirculación.Cuando funcionan ambos compresores, el relevador se-lector de baja selecciona la señal inferior de flujo y la en-vía a la estación de razones. Si funciona uno solo, su se-ñal de flujo se conecta a la estación de razones con uninterruptor selector manual. Esta selección, si se desea,puede ser automática mediante una lógica de relevado-res.

Los ahorros en costos con el uso de este sistema, re-quieren ciertos gastos adicionales. Por ejemplo, cadacompresor debe tener una válvula manual para recircu-lación para el arranque. Cuando funciona un compre-sor, no se puede utilizar esa válvula para arrancar el se-gundo, por lo cual esa operación es manual y sin protec-ción automática contra oscilaciones.

El autor

M.H. White se jubiló después demás de 20 años de servicio en TheFoxboro Co. como consultor de laindustria del petróleo y el gas. Esespecialista en proyecto de instru-mentos para oleoductos y refineríasy tiene título en ingeniería eléctricanor la University of Maryland. An-tes de trabajar en Foxboro, laboróen Atlantic Refining Co.

Participó en la formación de laInstrument Soc ie ty o f America, yfue presidente del comité organiza-dor y consejero. También es miem-bro del Ameritan Petroleum Insti-tute y de la Petroleum ElectricalSupply Assn.

Control mejorado deoscilaciones en

compresores centrífugosLas oscilaciones pueden ocurrir sin que las detecten los sistemas convencionales decontrol, reducir la eficiencia del compresor y del proceso y dañar el compresor. Larecirculacióh. o la purga del exceso de Jujo puede ayudar a evitar algunasoscilacioleh-, pero los costos de energía son muy altos. Se describe un sistema decontrol para las oscilaciones, sin altos costos de energía.

Naum Staroselsky y Lawrence Ladin, Compressor Controls Corp.

El funcionamiento de un compresor centrífugo sepuede volver inestable debido a los cambios en muchascondiciones, como caudal, presión y peso molecular delgas, que ocasionan pulsaciones rápidas en el flujo llama-das oscilaciones (surge en inglés). Ningún sistema estáexento de alteraciones súbitas en un momento u otro.

Se han hecho pruebas de oscilaciones en compresorespara aire, para gas, centrífugos y axiales, a presionesbajas y altas. Variaron la amplitud de la caída en el flujoy la frecuencia de los ciclos de oscilaciones. Sin embar-go, hay ciertos resultados comunes: el cambio en la pre-sión es menor que el cambio en el flujo en todos los casosque se han registrado; el flujo suele caer con gran rapi-dez justo antes de las oscilaciones y luego tiene una caí-da muy pronunciada durante las oscilaciones, hastadonde lo han experimentado los autores; es común untiempo de 0.05 s desde el flujo al valor de referencia,hasta el flujo inverso.

La velocidad de algunas oscilaciones es tal, que lossistemas convencionales de control no pueden detectar-las y mucho menos responder a ellas. Por ello, a menu-do, aunque los registros indiquen que no ha ocurrido os-cilación, al desarmar el compresor se apreciarán los da-ños que causó, que pueden ir desde cambios en losespacios libres, que perjudican la eficiencia, hasta des-trucción de piezas.

El funcionamiento inestable, detectado o no, influyeen la operación del proceso al cual sirve el compresor.

Las oscilaciones, en el caso típico, se evitan al hacerrecircular parte del flujo o purgar el exceso. Es comúnuna recirculación de 30 a 40% del flujo requerido parael proceso. Por ejemplo, se hace con frecuencia en com-

presores para cloro y gases húmedos, entre otros. Porsupuesto, este exceso de flujo consume energía, y no ne-cesariamente evita todas las oscilaciones.

Control mejorado de las oscilaciones

Se describirán una estrategia y un sistema de instru-mentos mejorados para control de oscilaciones. El siste-ma puede controlar incluso las alteraciones muy rápidasy minimizar los disturbios en las operaciones del proce-so. La cantidad de recirculación se reduce mucho y aho-rra importantes cantidades de energía. Asimismo, el sis-tema se presta para calcular el límite de las oscilacionesen las instalaciones.

En los sistemas de control convencionales de circuitocerrado, una vez que empiezan las oscilaciones, ocurrentambién en el sistema de control del compresor, y la úni-ca forma ‘de evitar esto es mediante la cancelación ma-nual; si ocurren oscilaciones, el compresor saldrá en for-ma automática de ellas durante el primer ciclo de lasmismas y, luego, el-sistema de control se repondrán porsí mismo para evitar que se repitan las oscilaciones enel control.

Un error del operador puede hacer que ocurran osci-laciones en los sistemas convencionales, pero se minimi-zan con el sistema descrito. Además, las fluctuacionesen la presión y el caudal del gas comprimido son míni-mas y sólo ocasionan pequeñas alteraciones en el proce-so. Más adelante se explicará cómo se logran estas ven-tajas.

Para desarrollar este sistema de control, primero serelacionarán las oscilaciones con el funcionamiento del

90 CONTROL DE OSCILACIONES

a. L i n e a l i m i t e d ea. L i n e a l i m i t e d e

- - - - -- - - - -

Z o n a d eZ o n a d e recirculaciónrecirculación

-Línea d e contrd d e o s c i l a c i o n e s-Línea d e contrd d e o s c i l a c i o n e s

b .

c o n t r o l e s menor q u e l a d e limite.puede ocurrir oscilación al arranque

L aL a de control de oscilacionesde control de oscilaciones

Le linea de control verticalp r o d u c e d e m a s i a d arecirculación a baja presi6n, yoscilaci6n a alta presibn

4‘B‘B W*W*

W, gasto de masa, pcmeW, gasto de masa, pcme W

Fig. 1 Las curvas características y las líneas de control de oscilaciones definen las regiones de funcionamientodel compresor

compresor, en seguida se determinará dónde empiezanlas oscilaciones y dónde se debe ajustar el sistema decontrol para evitarlas. Después, se comentarán losinstrumentos, las estrategias de control y la calibracióndel equipo. No se incluyen los compresores en serie o enparalelo.

Características de las oscilaciones

En la figura la se muestran las curvas característicasde un compresor centrífugo típico de una etapa. Cadavelocidad de rotación (N,, N2, N3, NJ tiene su propiacurva característica.

Si el compresor funciona a la velocidad NI en el pun-to A (gasto de masa kV,> y se reduce el flujo, ocurriránoscilaciones en W,. La presión ha aumentado de PD, Ahasta Po, B. El punto B se encuentra en la línea límitede oscilación, una línea que ocurre en forma natural yes peculiar para cada configuración del compresor. Lazona a la izquierda de esta línea es la de oscilaciones oinestabilidad, en la cual hay oscilaciones en el flujo y lapresión.

La línea a la derecha de la línea de límite de oscilaciónes la de control de oscilación, la cual es artificial y la es-tablece el ingeniero. Estas líneas son las fronteras de lazona de recirculación, cuando se utiliza ésta o la purgapara evitar oscilaciones. A la derecha de la línea de con-trol está la zona de funcionamiento seguro, en la cual seconsidera innecesaria la recirculación. Para establecer laestrategia de control, primero hay que crear ecuacionesmejoradas para las líneas de control y límite.

Línea límite de oscilaciones

En este caso se formulará una ecuación para la línealímite de oscilaciones en la que no se suponen tempera-tura y peso molecular de entrada constantes; en las

ecuaciones típicas se supone que estos parámetros sonconstantes. Hay que aplicar correcciones cuando cam-bian las condiciones, como se describe en el método deWhite’, que se aplica con amplitud.

La carga de un compresor centrífugo es función de lavelocidad angular, de la velocidad de rotación, del gastovolumétrico en la entrada y del diámetro del impulsor.Con el empleo de una forma de la energía cinética delcompresor expuesta por Davis y Corripio2 y medianteun análisis dimensional, se establece:

&Hyq-+=f

rz,-ND3’

Ma, Re

A la alta velocidad a que funcionan los compresorescentrífugos, la variación en el número de Reynolds, Re,con la velocidad del gas, es insignificante. La variaciónen el número de Mach, Ma, con la velocidad, tambiénes insignificante. Se puede suponer que el número deMach es constante, siempre y cuando la velocidad delgas no se aproxime a la del sonido. Se supondrá que elfuncionamiento es a una velocidad mucho menor a ésta,en la región cercana a las oscilaciones.

Para una configuración dada del compresor y en estascondiciones, si se traza Hp/N2 contra QJN, entonceslas curvas de rendimiento a diferentes velocidades se re-ducirán a una llamada curva universal de rendimienro(Fig. 2). La línea límite de oscilación se reduce a un solopunto: el límite de oscilación; dado que éste es fijo parauna configuración particular, los valores de este puntoson constantes:

CONTROL MEJORADO DE OSCILACIONES EN COMPRESORES CENTRíFUGOS 91

Por lo tanto, las curvas de la línea límite de oscilacio-nes van de acuerdo con la ley de los ventiladores, la cualafirma que el volumen de entrada es proporcional a lavelocidad y la carga es proporcional al cuadrado dela velocidad. El límite de oscilaciones se puede definircon las ecuaciones (2) 0 (3), las cuales se aplican no sóloa los centrífugos de una etapa, sino también a los de eta-pas múltiples sin interenfriadores.

Aunque las ecuaciones (2) y (3) se pueden emplearpara establecer el límite de oscilaciones y la línea límitede las mismas, resulta impráctico porque HP y a de-penden de una medición de peso molecular.

Las variaciones en el peso molecular no se puedenmedir en forma continua a las altas velocidades de loscompresores y, por lo tanto, se deben eliminar de laecuación para la línea de oscilación. Además, HP y Qdependen de las variaciones en la temperatura y presiónde entrada. Se eliminarán el peso molecular y la tempe-ratura en la ecuación para la línea límite de oscilaciones.Se combinan las ecuaciones (2) y (3) para eliminar N

C3HP = Qzs2 (4)

La carga politrópica se expresa con:

CJpmmT, (R,” - 1)HP = -M u

Al sustituir HP en la ecuación (4), se tiene:

W&wnTs @ca - 1)M a = Qa2

El gasto volumétrico es igual al gasto de masa divididoentre la densidad:

Q,=W= C6Wdensidad (P,M/z, r,>

, Límite de os‘cilaciones

(7)

c2 0sÑ

Fig. 2 La curva universal de rendimiento reduce lalínea límite de oscilaciones a un solo punto

Al sustituir QI en la ecuación (6), se tiene

C,Zprom PC” - 1) = wy4$u 8

Con el empleo de una ecuación para el flujo de gas a tra-vés de un orificio en la succión del compresor,

la ecuación (8) se convierte en:

92 CONTROL DE OSCILACIONES

R,-1

Fig. 3 Aproximación (R’i’)i con una funciónlineal

0 bien, en

(11)

La ecuación (ll) se puede escribir para el lado de ladescarga del compresor. Dado que el gasto de masa encualquier instante en el compresor es el mismo en lasucción y en la descarga, la ecuación (9) se puede escri-b i r :

W= C*J--= csJ--

0 como

La ecuación (ll) se convierte en:

c Z,,, Z,T,P,’ (RC - 1)

lo Z,2T,P, u = APcw,d

(12)

(13)

(14)

Si se supone que los cambios en la compresibilidadson pequeños, entonces Z,,o,,, = Z, = Z,. Se puede ob-tener una aproximación al término (R,” - l)/a con unafunción lineal (Fig. 3). Si R, es menor de 2.5, se puedeutilizar la aproximación C,,(R, - 1). Las ecuaciones(ll) y (14) se convierten en:

Clsg(Pd - P,) = C,,~AP, = APor,* (16)d . 3 d a

La ecuación (15) es la misma desarrollada por Whi-te’. Sin embargo, llegó al mismo resultado al suponerque la temperatura y el peso molecular de entrada eranconstantes, pero después lo corrigió. En este artículo seha indicado que esas correcciones no son necesarias.Como lo menciona White, la línea límite de oscilacionesno se altera con las variaciones en la presión de succión.

Si R, es mayor de 2.5, se puede lograr la aproxima-ción a (R,” - l)/a con C,,(AP, - 1) + a y la línea límitede oscilaciones se convierte en:

CldPC + a2c = AL,aCuando los cambios en la presión de entrada son insig-nificantes:

~15~ + bl = AP0r.aen donde 6, es una constante.

Se debe tener en cuenta que las ecuaciones anterioresse aplican a compresores centrífugos sin interenfriado-res; si los tienen, es necesario considerar cada seccióncomo un compresor separado o utilizar una aproxima-ción que considere la unidad como un todo.

Se recomiendan las ecuaciones (15), (17) y (18) paracalcular la línea límite de oscilaciones, pues son las quetienen el mínimo número de variables y todas se puedenmedir con facilidad. A veces, la línea límite de oscilacio-nes se obtiene con la ecuación (3). Si se hace así, es nece-sario pasar por alto las variaciones en el peso molecular,lo cual podría ocasionar inexactitudes, incluso en com-presores de aire, por las variaciones en la humedad delaire ambíente.

Línea de control de oscilaciones

Las tres formas comunes de la línea de control de os-cilaciones se ilustran en la figura 1. La posición óptimade esta línea es paralela a la límite de oscilaciones (Fig.la). Para minimizar la recirculación, la línea de controlde oscilaciones se debe poner lo más cerca que se puedade la límite de oscilaciones. Si se sitúa la línea de controlcon una pendiente menor que la de límite (Fig. Ib),puede haber exceso de recirculación con altas presionesy oscilaciones con bajas presiones durante el paro y elarranque. El tercer método es seleccionar un flujo volu-métrico mínimo seguro y establecer una línea de controlvertical (Fig. lc). Esto puede ocasionar exceso de recircu-lacíón con bajas presiones y oscilaciones con altas pre-

CONTROL MEJORADO DE OSCILACIONES EN COMPRESORES CENTRíFUGOS 93

Transmisor neumát i co 16 in H,O Tll 1 I I Il Il I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I

Transm iso r de s i l i c i o d i f und ido 20 in Hz0

I I I 1 I I I 1 I I ll11 LA I I I 1 I 1 I I I I 1 I I I 1 1 I 1 I5 4 ” ” 3

0.L2 1 0

11 , , , , 1 1 , , , , 1 , , l , , , 1, , , II l I I 1,

tT iempo , s

Osc i l ac i ón

Fig. 4 La oscilación, detectada con un transmisor de silicio difundido, ocurre con demasiada rapidez para untransmisor neumhtico

Osc i l ac i ónII

100%

0

TI I I I I I I I I I I I I IA-III I I I I I-I I I 1 l

I i/

-_-__-_-__--_---_-__------------

1

AP--. t“,,I

0L 11 I I II I I I I 14 1 I I II 1, I II I I I II t II II

0 5.0 10.0 15.0 20.0 25.0 30.0T iempo , s

Fig. 5 El flujo cae en forma abrupta antes de que empiece la oscilación y luego se invierte con rapidez

94 CONTROL DE OSCILACIONES

siones. En muchos sistemas se mide el flujo en la descar-ga sin corrección alguna por las condiciones de succión;no se recomienda, porque se produce máxima recircula-ción con mínima protección contra oscilaciones.

Si se desea mantener la línea de control paralela a lalímite iqué tan cercanas entre sí deben estar?

Esto depende de la exactitud con que se establezca lalínea de control de oscilaciones y el grado en que ésta décuenta de los cambios en la temperatura y presión de en-trada y en el peso molecular.

La eficacia del sistema contra oscilaciones para mane-jar las alteraciones también es crítica para la ubicaciónde la línea de control. Esta eficacia depende de la estra-tegia de control seleccionada y de la naturaleza del siste-ma contra oscilaciones, de sus transmisores, controladory válvula contra oscilaciones.

Se puede utilizar la ecuación (15) para establecer la lí-nea de control de oscilaciones equidistante de la línea lí-mite. La línea de control está desplazada a la derecha encierta cantidad fija, 6,:

Cl,APc f be = APO,,, (19)

La ecuación (19) se aplica cuando R, es menor de2.5; para ese valor o mayores, se puede utilizar la ecua-ción (17). La línea de control está desplaza en ciertacantidad fija, b,:

C,,AP, + a& + b, = AP,,, (20)

Instrumentos y válvulas

iQué tan rápido debe ser el sistema contra oscilacio-nes para detectar la arremetida de una oscilación y dete-nerla en forma eficaz?

rli,;-,

A menudo se piensa que no es necesaria una respues-ta muy rápida; también hay quienes creen que no es ne-cesaria la protección contra trastornos grandes. Sin em-bargo, los trastornos rápidos y grandes no son raros, ysus causas pueden ser válvulas de retención trabadas,errores del operador y el paro del equipo de proceso porel disparo rápido de sistemas de protección.

Se ha encontrado que los ciclos de las oscilacionespueden ocurrir con más rapidez de lo que se cree y quemuchas veces no se detectan. Esto se debe a que los con-troladores neumáticos convencionales son demasiadolentos para detectar este fenómeno; sólo los transmisoresrápidos pueden hacer frente a las altas velocidades de lostransistorios de los compresores. Se sugiere el empleo deun transmisor electrónico de silicio difundido. Tambiénse sugieren los transmisores de diferenciales de presióncon un retardo o demora no mayor de 0.035 s para man-tener el control de oscilaciones y calibrar la línea límitede oscilaciones. También los registradores (utilizadospara calibrar y probar el sistema contra oscilaciones) de-ben tener una velocidad de graficado no menor de 25mm/s.

En la figura 4 se compara la respuesta de un transmi-sor de silicio difundido con la de un dispositivo neumáti-co. Se midió la diferencial de presión en un Venturi. Laoscilación empezó a alrededor de 3.2 s y el transmisorneumático fue muy lento y no la detectó.

La lentitud de la mayor parte de los transmisores y re-gistradores es la razón por la cual las gráficas no indicanoscilaciones; empero, el inspeccionar el compresor, seencuentran variaciones en los espacios libres y daños enel impulsor, sellos o cojinetes. Esas oscilaciones que nose detectan alterarán el compresor en forma gradual yreducirán su eficiencia. Algunos transmisores electróni-cos tienen amortiguación y son demasiado lentos parausarse con este fin; otros no son estables a altas veloci-dades.

-1 h--Placa de

c7Actuador

Controlador deoscilaciones Controlador

---. Sistema de control d e l proceso

Fig.6a Sistema bhsico para control contraoscilaciones aisladas y del proceso puedeproducir oscilaciones

Fig. 6b Sistema integrado de control del proceso ycontra oscilaciones, con dos dispositivos deprotección contra oscilaciones

CONTROL MEJORADO DE OSCILACIONES EN COMPRESORES CENTRíFUGOS 95

En la figura 5 se ilustra la rapidez con la que puedeempezar la oscilación. Se hicieron pruebas en un com-presor centrífugo para aire de alimentación de un altohorno. La oscilación ocurrió alrededor de 14 s. A veces,hay oscilación incipiente, y el flujo cae con rapidez antesde que empiece la oscilación; cuando empieza, el flujotiene una caída abrupta, normalmente desde un valordel punto de referencia hasta una inversión de flujo enalrededor de 0.05 s, sin que importen la presión o la ve-locidad del compresor (Fig. 4).

Válvula y controlador antioscilaciones

La válvula de control de oscilaciones debe ser grandey de acción rápida para que sea eficaz. Deberá permitirla recirculación del 100% del caudal de diseño.

Cuando se reduce el flujo, y el funcionamiento seacerca al punto de oscilación, es necesario producir unaumento rápido en el flujo, y la velocidad con que sepueda aumentar depende del tiempo de respuesta y deltamaño de la válvula. Cuando más grande sea la válvu-la, mayor será el efecto de su apertura. Debe poderrecircular todo el caudal, porque a veces ocurre obstruc-ción completa del sistema y hay que recircular todo elflujo.

Las pruebas en el campo indican que el tiempo totalde carrera de la válvula antioscilaciones debe ser de 0.5a 1.5 s. Las válvulas modernas pueden cumplir con eserequisito; en las más antiguas se pueden emplear refor-zadores para que trabajen con más rapidez. Los reforza-dores aumentan el tiempo de respuesta, al incrementarla señal neumática que va al actuador de la válvula.

iPor qué debe tener el transmisor un tiempo máximode respuesta de 0.035 s, mientras que el de la válvula esde 1.5 s? La línea de control de oscilaciones se establececerca de la línea límite de oscilaciones, la distancia típicaes de un 15% del flujo de diseño. Por tanto, una carreraparcial de la válvula será suficiente para detener el mo-vimiento hacia la oscilación; la apertura adicional devol-verá el punto de funcionamiento a la línea de control deoscilaciones.

El controlador también debe ser rápido. Los controla-dores neumáticos son muy lentos y poco confiables paraevitar las oscilaciones; hay que tomar ciertas precaucio-nes para emplear controladores digitales. Como los con-troladores reciben información en secuencia en cada ci-clo de control, el tiempo de barrido quizá no sea lo bas-tante corto para detectar los transitorios típicos de losciclos de oscilaciones del compresor. Los microproce-sadores deben tener un tiempo de barrido de menos de0.1 s.

Control: ciclo aislado antioscilaciones

Primero, se comentará el sistema de control de oscila-ciones, sin considerar su interacción con el controladordel proceso y, después, se integrarán los dos sistemas.Para desarrollar el sistema de control, se estudiarán pri-mero dos sistemas típicos: un controlador proporcionalmás reposición y un controlador con relevador (encendi-do-apagado).

Considérese un controlador electrónico, analógico,contra oscilaciones, que tiene respuesta proporcional másreposición, con un dispositivo antifinalización (Fig. 6a).

El dispositivo antifinahzación es necesario por la na-turaleza de las funciones proporcional y reposición.Normalmente, el compresor funciona en una zona acierta distancia de la línea de control, lo cual produce undesplazamiento entre la medición y el punto de referen-cia del controlador. Como resultado, la señal de salidaacaba en su límite alto o bajo.

La banda proporcional y el punto de funcionamientoestarán en lados opuestos del punto de referencia o líneade control; no se alterará el control hasta que el puntode funcionamiento medido llegue a la línea de control.Si la medición se aproxima con rapidez a la línea de con-trol, puede ocurrir oscilación, porque la rebasará antesde que el controlador se pueda desarrollar.

La antifinalización ajusta la carga de reposición paradesplazar la banda proporcional hacia el mismo lado dela línea de control en que se encuentra la medición,cuando el controlador llega a su límite de salida. Enton-ces, si hay acercamiento con rapidez a la línea de con-trol, la medición entra en la banda proporcional y em-pieza el control antes de que el valor llegue a la línea decontrol. Con esto se reduce el rebase.

No se recomienda un control derivativo, porque pue-de abrir la válvula antioscilación lejos de la línea de con-trol de oscilaciones del compresor y producir oscilacio-nes en el sistema. Las oscilaciones rápidas en el flujo, in-cluso en la zona de funcionamiento seguro, puedenhacer que se abra la válvula, debido a la naturaleza dela respuesta derivativa.

La velocidad de respuesta de este controlador depen-de de la anchura de la banda proporcional y del tiempode reposición; ambos parámetros influyen en la estabili-dad del sistema. Si se reduce la banda proporcional o seaumenta el tiempo de reposición, se aumenta la veloci-dad de respuesta del controlador; pero más allá de ciertopunto, se alterará la estabilidad del sistema; todos lossistemas de control de circuito cerrado tienen un límitede estabilidad.

La velocidad de respuesta de un controlador antiosci-laciones está limitada principalmente por la inercia delcompresor y sus redes de los transmisores y de la válvulaantioscilaciones y su actuador.

Cuanto más lentos sean estos componentes, más lentodebe ajustarse el controlador. La inercia del compresory de sus tuberías no se puede cambiar, pero la inerciadel transmisor y de la válvula y su actuador se puedenreducir con la selección de elementos más rápidos.

Cuando ya se tienen los transmisores y válvula antios-cilación rápidos, se ajustan el nivel de la banda propor-cional y el tiempo de reposición con base en los paráme-tros del compresor y sus tuberías, los cuales incluyen elvolumen del sistema, la longitud de los tubos y la inerciadel compresor. Esta limitación es común en todos loscircuitos cerrados de control con retroalimentación. Porlo tanto, el control modulado responde bien a los tras-tornos lentos y resulta eficaz. Sin embargo, la válvula nose puede abrir con rapidez cuando hay trastornos rápi-dos, debido a las limitaciones de estabilidad del sistema.

96 CONTROL DE OSCILACIONES

Ahora considérese el empleo de un relevador para elcontrol, el cual es parte de un sistema de circuito abier-to, que abre la válvula antioscilaciones a un nivel prede-terminado después de que el punto de funcionamientodel compresor llega a la línea de control de oscilaciones.La salida del relevador se puede cambiar de mínima amáxima, a cualquier velocidad, sin alterar la estabilidaddel sistema. Esto se debe a que 1) el relevador es paraencender y apagar y no hay límite para la velocidad conque se puede encender y apagar y 2) el sistema es de cir-cuito abierto y el sistema de control no puede sufrir osci-laciones.

Sin embargo, el sistema de relevador tiene algunasdesventajas en los controladores de oscilaciones. Su va-lor de salida, ajustado en fábrica, puede ser menor omayor que el requerido para la protección. Si es menor,el punto de funcionamiento del compresor cruzará ellímite de oscilaciones; si es mayor, el compresor funcio-nará con gran cantidad de recircuiación o purga cuandose abre la válvula antioscilación. Además, el operadorno puede tener la certeza de cuándo reponer el releva-dor, sin poner en peligro el compresor.

El estudio del sistema de circuito cerrado en compara-ción con el de circuito abierto, dio por resultado un sis-tema patentado en que se combinan las ventajas de losdos y se aminoran las desventajas.

En la figura 7 se ilustra el controlador con entradaspara la ecuación (18), una forma de línea de control deoscilaciones. La entrada correspondiente a AP pasa porun ajustador de escala (1) y una unidad sumadora (2),que la transforman en la forma requerida:

k,AP, + b, (21)

S u m a d o r

Fig. 7 El sistema de control de oscilaciones las En este caso, es necesario mover hacia la derecha ladetiene en su primer ciclo y puede manejar línea de control de oscilaciones, lo cual se hace con eltrastornos grandes y pequeíios (7); éste, al igual que el (5), resta una cantidad fija (dJ

en donde k, es la pendiente de línea límite de oscilacio-nes y b, es la distancia normal entre esa línea y la decontrol de oscilaciones.

En el controlador (3) proporcional más reposición secompara ,el valor de k,AP, + b, con AP,,, ,; si este últi-mo valor es mayor, entonces la salida del controlador seajusta en cero.

Cuando AP,,, I es menor que la señal dada por laecuación (2 l), el controlador empieza a producir una se-ñal que aumenta hasta que k,AP, + 6, se vuelve iguala APo,, I.

Como resultado, el punto de funcionamiento del com-presor se restaurará hasta la línea de control de oscila-ciones. Este sistema trabajará bien si las perturbacionesson pequeñas y lentas, pero no puede abrir la válvulaantioscilaciones con suficiente rapidez para evitar la os-cilación cuando las perturbaciones son grandes o rápi-das.

Para manejar perturbaciones grandes, se reduce la sa-lida del sumador (2) en una cantidad fija, d,, que en elcaso típico se ajusta en la mitad del valor de b,. Estaadición la hace el sumador en el elemento (5). El compa-rador en el elemento (5) compara el valor de AP,,, , conk,AP, + 6, - d,; si aquel valor es menor, se envía unaseñal al generador de curvas, y la salida de éste sigue laforma indicada en la figura 7, aumenta en forma casiinstantánea y luego se reduce exponencialmente hastacero. Esta señal va a un sumador (4), que cancela la se-ñal que viene del controlador (3) proporcional más

. .,reposicron.Por lo tanto, para trastornos lentos, la válvula se abri-

rá con lentitud por la acción del controlador (3); cuandohay trastornos rápidos, el controlador (5) abrirá la vál-vula con rapidez y cancelará la respuesta lenta del con-trolador.

La salida del controlador (5) se reduce en forma expo-nencial y permite que el elemento de proporcional másreposición tome el control. Por lo tanto, se restaura elpunto de funcionamiento hasta la línea de control de os-cilaciones como en cualquier otro sistema de circuito ce-rrado. Después de que la salida del (5) se reduce a cero,el (6) repone en forma automática el sistema de cancela-ción.

Las pruebas de campo han demostrado que si la líneade control de oscilaciones se coloca a una distancia sufi-ciente de la línea límite de oscuaciones, entonces la com-binación de la respuesta proporcional más reposicióncon la señal de cancelación del relevador es suficientepara evitar las oscilaciones.

Sin embargo, si la línea de control de oscilaciones estádemasiado cerca de la línea límite, el punto de funciona-miento del compresor puede cruzar la línea límite antesde que aparezca la señal de cancelación. Como resulta-do, pueden empezar las oscilaciones que ocasionaránuna disminución instantánea en el flujo. En estas cir-cunstancias, se aumenta la desviación del punto de fun-cionamiento del compresor respecto de la línea de con-trol de oscilaciones.

--/CONTROL MEJORADO DE OSCILACIONES EN COMPRESORES CENTRíFUGOS 97

T i e m p o , s

Control aislado. La vhlvula antioscilación seabre cuando se baja el punto de referenciade la velocidad

de la señal que viene del (2) y compara la suma contraAPor, 1; si la suma es mayor que éste, entonces se sumauna polarización 6, preseleccionada:

k#‘, + b, + b, = AP,,, (22)

La polarización 6, mueve la línea de control de oscila-ciones a la derecha.

Estos tres elementos (3, 5 y 7) pueden detener las osci-laciones durante el primer ciclo y mantener el punto de

funcionamiento a una distancia segura de la línea límitede oscilaciones, aunque el consumo de gas se reduzca acero. Este sistema protege al compresor contra condicio-nes cambiantes de funcionamiento y no sólo en las de di-seño. El botón de reposición (8) sirve para restablecer lalínea de control de oscilaciones en su posición original.

Los resultados de las pruebas de este sistema se ilus-tran en la figura 8. En este caso, en vez de utilizar unaválvula de mariposa, se controló el compresor con uncambio en su velocidad. El punto de referencia de la ve-locidad de la figura 8 es un registro de la forma en queel controlador del proceso cambia el punto de referenciadel regulador de velocidad. La acción del sistema antios-cilaciones se ve en la gráfica de la salida del controladorde oscilaciones. La parte horizontal corresponde a laposición de cierre de la válvula, y la línea con pendientenegativa a la apertura de la válvula por el controla-dor proporcional más reposición (3, Fig. 7); la caídavertical, a la acción del controlador de cancelación (5,Fig. 7).

Interacción con el control del proceso

En la figura 6b se ilustra un sistema de control delproceso, que consta de transmisor de presión, controla-dor de presión y válvula de mariposa con actuador.

El controlador del proceso, cuando cierra la válvulade mariposa, obliga a que el punto de funcionamientodel compresor se mueva hacia la oscilación. Si este pun-to cruza la línea de control de oscilaciones, el controla-dor de oscilaciones abrirá la válvula.

Con ambos sistemas de control la desviación del pun-to de funcionamiento del compresor respecto de la líneade control de oscilaciones, depende de la rapidez de res-puesta del controlador de oscilaciones, del controladordel proceso y de los tiempos muertos de la válvula demariposa y su actuador.

Si el controlador del proceso es más rápido que el con-trolador de oscilaciones, entonces esta diferencia puedeentorpecer el control de oscilaciones. El tiempo muertode la válvula puede agravar este problema. Hasta el mo-mento en que la salida del controlador de oscilacionescontrarreste el tiempo muerto, el controlador del proce-so puede empujar el punto de funcionamiento del com-presor más allá de la línea límite de oscilaciones.

Esta interacción entre un sistema aislado de controlde oscilaciones y el controlador del proceso, ocurre nosólo con el control de la presión de descarga, sino tam-bién con el control de la presión y flujo de succión.

Sistema integrado

El rendimiento del sistema se puede mejorar si elcircuito aislado contra oscilaciones se cambia por unsistema integrado de protección y control del proceso(Fig. 6b).

En este sistema, la válvula de mariposa se controlacon la salida del sumador. Esto se aplica por igual a uncompresor que tiene control variable de velocidad. Lasalida de este dispositivo depende de la salida del contro-lador de oscilaciones y del controlador del proceso. El

98 CONTROL DE OSCILACIONES

25

‘ñakLa

llllllllllTTlll0 IIIIIIIIIIIIIII

F loos

s.E2F22

B0E I I I I I I I I I I I I I I Iz 0 ~~~~~~~~~~~~~~~

s

0 5 1 0 1 5

Tiempo, s

Sistema integrado. Comphrese la salida delcontrolador de oscilaciones y el punto dereferencia de la velocidad con los de lafigura 8.

punto de funcionamiento, una vez que llegue a la líneade control de oscilaciones, seguirá a ésta, en vez de lalínea de presión constante.

Con el control integrado del proceso y la proteccióncontra oscilaciones, se minimizará el efecto del tiempomuerto de la válvula antioscilaciones, pues se utilizandos dispositivos para proteger al compresor contra lasoscilaciones: la válvula antioscilaciones y la de maripo-sa. Los resultados de las pruebas del sistema integrado

en un compresor de velocidad variable aparecen en la fi-gura 9.

Ajustes y pruebas del equipo

La línea límite de oscilaciones se puede ubicar conprecisión, porque el sistema de control detiene las oscila-ciones durante su primer ciclo.

Para calibrar la línea límite de oscilaciones, la pen-diente k,, de la línea de control de oscilaciones se ajustaen cero, para evitar la respuesta del controlador propor-cional más reposición. La distancia entre las líneas lími-te y de control de oscilaciones, b,, se ajusta a un 15%del caudal, y 6, se ajusta en un 75%. Esto se debe aque la línea de control es vertical, y un valor de b, =15 % inducirá oscilaciones. La distancia entre la línea decontrol de oscilaciones y la línea de control, d,, del rele-vador cancelador antloscilaciones se ajusta en cero, paraque la cancelación empiece de inmediato. El nivel de laseñal de cancelación que abre la válvula antioscilaciónse debe ajustar en un 100% ; el tiempo de decremento

360

t‘uicl

’ 320 -mL - - - - -z%

7l

4 280 -c

:O8B

Linea de control deOSCilaCioneS

(con 40% de purga)

/

240

A = Punto inicial defuncionamiento

A = Nuevo punto de

Curvas caracterlsticas -t, ipara dos posiciones

de la válvula de1,;

*JImariposa .--

(utilizada para el control delfuncionamiento PWXlSO)

200

018

l 1 I I9 1 0 l l 1 2 x 1 0

Gasto de masa, W, pcme

Fig. 10 Un controlador de oscilación mejorado yla recirculación reducida disminuyen loscostos de operación

CONTROL MEJORADO DE OSCIWWONES EN COMPRESORES CENTRíFUGOS 99

exponencial no debe ser menor de 3 minutos; esto ase-gura que la válvula se mantenga abierta.

Si se cierra por completo el tubo de descarga del com-presor, se inducirán oscilaciones. Al comienzo del pri-mer ciclo de oscilaciones, el relevador de cancelaciónantioscilaciones abre la válvula antioscilaciones con lamáxima velocidad. Al mismo tiempo el comparador (7,Fig. 7) mueve la línea de control de oscilaciones a la de-recha, lo cual hace que la distancia, 6, + b,, entre laslíneas de control y límite de oscilaciones sea igual al90 % , con lo cual se queda fuera de la zona de oscilacio-nes. Esto mantendrá abierta la válvula y se detendránlas oscilaciones. Las salidas de los transmisores, AP, yAPor, s> se obtendrán en el momento en que ocurra laoscilación.

La razón AP,, ,/AP, produce k,. Si la línea de controlno es recta, se puede repetir esta prueba para generardiferentes valores de k,.

El ajuste d, depende de la velocidad de respuesta dela parte proporcional más reposición del controlador an-tioscilaciones. Si se cierra con lentitud el tubo de descar-ga, el relevador de cancelación no debe funcionar. Laexperiencia indica que d, puede ser de entre un 2% yun 5% de AP,,, I.

La distancia, b,, entre la línea límite y la de controlde oscilaciones se selecciona de modo que las alteracio-nes más severas, por ejemplo, el cierre completo y lomás rápido que sea posible del tubo de descarga, no oca-sione oscilaciones. Esta distancia puede ser pequeña,porque el controlador contra oscilaciones mejorado fun-ciona a una velocidad muy alta. En la mayor parte delos casos, b, se ajusta entre un 5% y un 10% de APo,> I.La selección cuidadosa de k, y b, reducirá el consumode energía en cualquier compresor que funcione con re-circulación 0 purgá.

0.5r

I I10,000 11,000

Gasto de masa, W, pcme

Fig. ll La disminución en la potencia especificarequerida para el compresor refleja menosrecirculación

Ejemplo del ahorro de energía

Un compresor de aire de 4 000 hp funcionaba con unapurga constante de 40% (Fig. 10). La potencia específi-ca requerida se indica en la figura ll. El caudal era de9 000 pcme a 310 psi.

El compresor tenía un sistema neumático de controlde oscilaciones instalado en la fábrica. Además de lapurga constante, ocurrían daños frecuentes y había quereacondicionarlo dos veces al año. El sistema de controlaquí descrito tuvo un costo de alrededor de 15 000 dóla-res; más o menos la mitad fue para instrumentos y laotra mitad, para la instalación. Después de instalarlo, secerró la válvula antioscilaciones y la recirculación semantuvo al mínimo; no se necesitó un reforzador parala válvula.

En el supuesto de funcionamiento por un año, secalculan los ahorros en los costos de la energía, a un pre-cio de la electricidad de 0.024 dólares/kWh.

kWAhorros = 0.746 -

hPx 8 760a;o x

(0.4225 hp- 0.3825) -$0.024

pcmeX kwh X 9 400pcme

= $59 OOO/año

Referencias

1. White, M. H., Surge Control for Centrifuga1 Compresaora, Chan. Erg.,Vol. 79. No. 29. Dec. 25. 1972. D. 54., ,.

2. Davia, Frank G., and Conipio, Armando, Dynamic Simulation of Variable“Instromentation in the Chemical and

1974, Instrument Soc. of America, p. 15.

Los autores

Naum Staroselsky es director deingeniería en Compressors ControlsCorp . , P .O. Box 1936 , Des Moi -nes, IA 50306. Diseña controlado-res y sistemas de control automáticopara turbocompresores. Tiene doc-torado en ingeniería mecánica porel Instituto Politécnico de Leningra-do. Tiene siete patentes de EstadosUnidos a su favor y ha impartidocursos de teoría de control patroci-nados por Instrument Soc. of Ame-rica. Las instalaciones de control desus patentes se emplean en plantas

químicas, petroquímicas y acerías. Ha diseñado numerosas instalacio-nes en E.U. y tiene bastantes patentes de la URSS. Es miembro deISA y de ASME.

Lawrence Ladin es gerente ad-ministrativo de Compressor Con-trols Corp. , y pres idente de sucompañía matriz Ladin Industries,Inc. Hace muchos años que se en-carga de ventas, diseño y comercia-lización en Ladin. Tiene licencia-turas en matemáticas y en químicapor la University of Minnesota y esmiembro de ISA.

Sistemas de control deoscilaciones enturbocompresoresElJujo y la caída de presión en un compresor son las variables que debemonitorear un sistema de control para evitar el funcionamiento en condiciones deoscilación.

1John R. Gaston, Dresser Clark Div., Dresser Industries, Inc.

Las oscilaciones (surge en inglés) son una condición deinestabilidad y de pulsaciones que ocurre en cualquierturbocompresor, de flujo radial o axial, al que se haceoperar en forma incorrecta.

Si el caudal (es decir, la capacidad) del compresor sereduce por una restricción en su sistema de entrada o dedescarga, aumentará la relación de compresión, Pdp,del gas.

Si la restricción es lo bastante grande, disminuirá elflujo, y la relación (razón) de compresión aumentaráhasta un punto en que ocurre un flujo inverso momentá-neo dentro del compresor, que se llama oscilación, lacual se suele notar por un estampido fuerte, vibracionesen las tuberías y pulsaciones en la presión. La región deinestabilidad (oscilación) se indica en las curvas de ren-dimiento de los turbocompresores en la figura 1, y es to-da la zona a la izquierda de las líneas de oscilación.

La oscilación suave, por lo general no dañará el com-presor, pero hay que evitar que éste funcione en esascondiciones. La oscilación violenta puede ocasionar fa-Ila en los cojinetes de empuje lo que, a su vez, provocarároce y daños serios en los componentes internos. El so-brecalentamiento debido a oscilación prolongada tam-bién ocasiona daños.

Se debe utilizar un sistema de control que impida lasoscilaciones y que mantenga un flujo mínimo en el com-presor, en un valor seguro y lejos de la capacidad en laque ocurren las oscilaciones. Para ello, se permite querecircule cierta cantidad de gas por una válvula antiosci-laciones y un tubo para recirculación, desde la descargahasta la entrada del compresor. Cuando se maneja aire,y en ocasiones, con otros gases libres de contaminantes,como el oxígeno y el nitrógeno, la válvula antioscilacio-nes descarga el gas en la atmósfera para evitar las oscila-ciones.

En la figura 2 se ilustran los puntos B y C, de oscila-ción y de control respectivamente, y los puntos A y Dde operación del proceso con 100% de presión de des-carga. El control antioscilaciones mantiene un 80% deflujo en el compresor, aunque el proceso requiera menosdel 80 % Por ejemplo, si el proceso sólo requiere 60 %de flujo (punto A), el control antioscilaciones mantieneun flujo del 20% en el tubo de recirculación. Por lo tan-to, el flujo en el compresor es igual al flujo para el proce-so (60 %) más el flujo de recirculación (20 %), o sea 80 %(Fig. 3). El flujo de recirculación será de cero cuando elproceso utiliza 80% o más del flujo.

Para poder comprender, ajustar y utilizar un sistemade control de oscilaciones es esencial conocer las caracte-rísticas del compresor y el efecto de las condiciones va-riables en el gas. Por ello, en el análisis que sigue seincluirán:

H La ley de los ventiladores.n El sistema original de control.H El sistema alterno de control.n La configuración de la línea de control, para que

concuerde con la línea de oscilaciones.n El efecto de las condiciones variables en el gas.Se analizarán los compresores de flujo centrífugo y de

flujo axial (el término turbocompresor se aplica a am-bos). Se utilizan símbolos neumáticos en las ilustracio-nes, aunque para implantar el sistema de control sepueden emplear instrumentos neumáticos, electrónicoso microprocesadores. Aunque los conceptos que se desa-rrollan se refieren a compresores de velocidad variable, tam-bién se aplican para compresores de velocidad constante.

La ley de los ventiladores

La ley de los ventiladores expresa que: u) la capacidades proporcional a la velocidad de rotación, 6) la carga es

SISTEMAS DE CONTROL DE OSCILACIONES EN TURBOCOMPRESORES 101

proporcional al cuadrado de la velocidad de rotación yc) la potencia requerida es proporcional a la velocidad derotación elevada al cubo.

La ley de los ventiladores se califica como tal, por 10que sigue. Un ventilador es un compresor de baja carga,que generalmente maneja aire. Con la pequeña cargaproducida por un ventilador, los efectos de la relación devolúmenes son muy pequeños y se puede obtener granexactitud por el enfoque dimensional en que se basa lacitada ley. La exactitud de la ley disminuye cuando seaumentan la carga, el peso molecular del gas y la incli-nación inversa creciente de los álabes del impulsor.

La ley de los ventiladores se indica mediante la línea1 (Fig. 1). El caudal de entrada (capacidad) es del 90%al 90 % de velocidad, y la presión diferencial es del 8 1% ,de acuerdo con los enunciados u) y b) de la ley de losventiladores. También se ilustran los mismos efectos al70 % de velocidad y capacidad y con presión diferencialdel 49 % . El término “carga”, que se menciona en la leyde los ventiladores, es la presión diferencial, Pd - P,.

El sistema original de control

El sistema original (Fig. 4) es muy sencillo y eficaz.’Su denominación de “Flujo/Delta P” indica que la ac-ción de control se basa en las mediciones del flujo de en-trada en el compresor y la presión diferencial. Aunquelos instrumentos no son complejos, no es fácil apreciarel funcionamiento del sistema de control, porque sucomportamiento depende de una combinación de cier-tas características del compresor centrífugo y del ele-mento de flujo diferencial. El sistema se basa en una lí-nea de oscilaciones del compresor, que se configura deacuerdo con la ley de los ventiladores. El elemento deflujo produce una señal diferencial proporcional al flujoelevado al cuadrado.

La acción de control se basa en dos mediciones dife-renciales de presión. Una es la diferencial, h, producidapor un elemento de flujo en el tubo de entrada en elcompresor; la otra, es la diferencial AP, producida porel compresor. La variable AP es la diferencia entre laspresiones de descarga y entrada del compresor y, a ve-ces, se la llama aumento de presión o Pd - P,.

Fig. 1 Configuraciones típicas de las lineas deoscilaciones de turbocompresorés

, Punto de control

Fig. 2 Condiciones de operación Y Control de uncompresor con control de oscilaciones

102 CONTROL DE OSCILACIONES

Una señal producida por h o por AP se puede transmi-tir a la entrada de medición del controlador, y la segundaseñal a la conexión para el punto de referencia. Para ladescripción que sigue, el punto de referencia se produciráa partir de la medición de AP, es decir, Pd - P,.

La diferencial h es proporcional al flujo elevado alcuadrado, es decir %h = lOO(% de flujo/lOO)*. Por lotanto, con 90% de flujo, %h = 100(90/100)2 = Sl%,etc.

Si se tiene en cuenta esta función de flujo al cuadradoy se examina la línea 1 de oscilaciones de la figura 1, seencontrará que con cada velocidad de funcionamiento,los valores de h y AP son iguales. Por lo tanto, por cadapunto de referencia AP aplicado, se controlaría el flujoal valor correcto.

(Nota: La línea de oscilaciones se utiliza como una lí-nea supuesta de control para facilitar las explicaciones.En la práctica, la línea de control está desplazada alre-dedor de un 10% a un 15% hacia la derecha, para darun margen de seguridad necesario.)

Dado que la función del controlador es mantener unarelación “medición = punto de referencia”, las curvaslinealizadas de oscilaciones y de control se pueden defi-nir con:

h = AP (1)En la gráfica lineal de la figura 5 se muestra esta rela-

ción. En lugar de valores en porcentaje, se utilizan uni-dades dimensionales reales para facilitar la explicaciónde una constante g de ganancia. Esta constante se debeagregar a la ecuación (1) para calibrar el sistema deacuerdo con la cobertura del transmisor. Entonces:

h = g(AP) (2)Las coberturas del transmisor (que en este artículo se

indican en presiones absolutas, salvo que se indique queson manométricas) son:

AP = 0 a 1000 kPah = O a 100mbar

La línea 1 de control (Fig. 5) está ubicada para darun margen de seguridad de un 10 % . Dado que la oscila-ción ocurre con h = 36 mbar, se calcula que la carga di-ferencial en el punto de control es:

h, = h,[(h/h,>(1.1>2] (3)Entonces, para las condiciones de la figura 5 se obtie-

n e :

h c = 100[(36/100)(1.1)2] = 43.56 mbar

en donde h, es la carga diferencial con máxima salidadel transmisor.

La constante g de ganancia se establece con:

VS,,g = AP/s,

Al sustituir en la ecuación (4), se puede encontrar quela ganancia en este ejemplo es:

43.56/100 = o.545

g = 800/1000 *

Fig. 3 Flujo en un compresor con control deoscilaciones

El controlador (Fig. 4) tiene un ajuste de la razón delpunto de ajuste, que multiplica la señal AP por la cons-tante g. Esta razón es ajustable en el intervalo de 0.3 a3.0; en este ejemplo, se establecería en 0.545.

La línea 1 de control y la línea de oscilaciones conver-gen a AP y h igual a cero (Fig. 5). Por lo tanto, el mar-gen de seguridad (en términos de unidades de flujo) sereduce en proporción directa a AP conforme se disminu-ye la velocidad. Muchas líneas de oscilación del compre-sor no siguen una relación lineal h contra AP, y el mar-gen de seguridad con AP baja será mucho menor que elilustrado. Con AP alta, podrían llegar a cruzarse las lí-neas de control y de oscilaciones. Esto se puede evitarcon el empleo de una ganancia más baja y la adición deuna polarización, como se indica con la línea 2 de con-trol de la figura 5. Esto mejora el margen de seguridadcon AP baja, pero introduce cierto error cuando varía lapresión de entrada. Más adelante se comentará con ma-yor amplitud.

Un sistema alterno de control

El sistema alterno de control (Fig. 6) tiene algunasventajas entre las cuales están: u) interfase operador-control mejorada y b) adición conveniente de factores decorrección, si se necesitan, para 7;, P,, etc.

La interfase operador-control se mejora debido a lasunidades utilizadas en el cuadrante del controlador, la

Fig. 4 Sistema original de control de oscilacionesde flujo/presión diferencial

SISTEMAS DE CONTROL DE OSCILACIONES EN TURBOCOMPRESORES 103

Fig. 5 Las curvas de oscilaciones y controllinealizadas permiten calibrar el sistema paraajustarse a la cobertura del transmisor

calibración y el método utilizado para calcular el puntode funcionamiento del compresor. Considérense los si-guientes datos de rendimiento del compresor y del siste-ma de control, con base en la figura 7:

AP, kPa Flujo, m3/h

Punto de diseño del compresor 800 8 000Punto de oscilación del

compresor 800 6 000Límites de medición 0 a 1 000 0 a 10 000Graduaciones en el cuadrante

del controlador n.a. 0 a 10(raíz cuadrada)

Leyenda en el controlador: “m3/h = R x 1 000”

n.a. significa que no es aplicable

Mientras se opera en las condiciones de entrada de di-seño (Fig. 7), el controlador indicará los siguientes valo-res en todos los puntos a lo largo de cualquier línea dadade operación:

Fig. 6 Sistema alterno de control de flujo/presióndiferencial

Línea: A B OscilaciónValor: 6.6 7.0 6.0

Dos de los beneficios para el operador del sistema al-terno, en comparación con el sistema original, son:

1. Referencia del punto de oscilación.Sistema alterno: E’l punto de referencia es constante, por

ejemplo, 6.6. Se puede marcar una línea roja en elcuadrante del controlador que sirva de advertencia deque habrá oscilación cuando haya una indicación espe-cífica, por ejemplo 6.0.

Sistema original: El punto de referencia varía de acuer-do con AP. Para saber cuándo hay que esperar la oscila-ción, el operador debe observar dos indicadores en vezde uno. Dado que el punto de oscilación varía con AP,tiene que consultar una tabla o una gráfica de AP, con-tra el flujo esperado en la oscilación. Por ejemplo:

AP, kPaPunto esperado de

oscilación, m3/h

1 000 6 700800 6 000600 5 200400 4 300200 3 200

2. Cambio en el punto de referencia.Sistema alterno: El valor de un cambio en el punto de

referencia en unidades reales de flujo se observa con fa-cilidad. Por ejemplo, la diferencia entre 7.0 y 6.6 o entre6.6 y la oscilación (Fig. 7).

Sistema original: Si se requiere cambiar el punto de re-ferencia, habrá que determinar el flujo equivalente a uncambio dado en la razón del punto de referencia me-diante alguno de los siguientes: a) un método de tanteos,b) calcular un valor o c) consultar el cálculo original delsistema.

Con referencia a las figuras 6 y 7 se explicará cómofunciona y cómo se calibra el sistema. Los principios pa-ra la medición son los mismos que con el sistema origi-nal (Fig. 4). Sin embargo, las dos señales, h y AP, lasrecibe un relevador sumador, UY, que resuelve la ecua-ción (5). Ei relevador transmite al controlador una señalque representa el punto de funcionamiento del compre-sor .

O=A -gB+K (5)

en donde: 0 = salida, A = señal de flujo = %h/lOO o(Q/Q,,J2, B = señal de aumento de presión (Pd - PJ =AP/S&,, K = polarización y g = ganancia.

Una reducción en h o un aumento en PP mueve elpunto de funcionamiento del compresor hacia la oscila-ción, La ecuación (5) indica que la señal de salida, 0,transmitida por el relevador sumador, UY, cambiará enla misma intensidad y en el mismo sentido que la señalde flujo, A, que recibe. Por lo tanto, cualquier disminu-ción en el flujo aparece como señal decreciente para elcontrolador. La señal de entrada al controlador también

104 CONTROL DE OSCILACIONES

debe disminuir cuando aumenta AP. La señal AP, B, esinvertida por UY para satisfacer este requisito. Por tan-to la señal al controlador se reducirá conforme el puntode funcionamiento del compresor se mueve hacia la os-cilación, sin que importe que ese cambio ocurra comoresultado de reducción en el flujo, mayor aumento depresión o combinación de estas situaciones.

La señal de AP se multiplica por el factor g de ganan-cia. Este ajuste altera la pendiente de la línea de controlpara que concuerde con la de la línea de oscilaciones.Un ajuste incrementado de ganancia reducirá la pen-diente.

El relevador sumador también incluye una polariza-ción K de salida. Este se coloca de modo que se indiqueel gasto verdadero en el cuadrante del controlador,cuando el compresor funciona en las condiciones de di-seño de flujo de entrada y aumento de presión. Se pue-den aplicar factores de corrección para calcular el flujoverdadero en otras condiciones de funcionamiento, co-mo se explicará más adelante.

Los valores de ganancia y polarización se determinana partir de los datos en dos puntos de calibración (Fig.7) y se seleccionan para producir la línea de control de-seada. Estos datos se presentan en la tabla 1, y con ellosse calculan la ganancia y la polarización para el ejemplo,c o m o :

s = (4 - 4w1 - 4!) (6)g = (0.4356 - 0.2304)/(0.800 - 0.400) = 0.513

K = gB, (‘1K = 0.513(0.800) = 0.410

Al sustituir estos valores en la ecuación (5), se en-cuentra:

0 = A - 0.513B’+ 0.410 (8)

Tabla I Puntos de calibración para ganancia ypolarización

Se han utilizado relevadores sumadores neumáticosde diversas marcas para la aplicación UY; casi todos losfabricantes de instrumentos hacen sumadores electróni-cos apropiados, y la mayor parte de éstos tienen variasentradas (hasta 5). En la mayor parte de las aplicacionesno se necesitan correcciones de las variaciones en T,,PS, etc. Si se van a necesitar, se pueden incluir ‘en elcálculo del punto de funcionamiento del compresor, conel empleo del sumador electrónico de entradas múlti-ples, como se describirá más adelante.

Configúrese la línea de controlcon la de oscilaciones

Una de las ventajas que se aducen para el sistema deflujo/presión diferencial es que las mediciones linealesde P y h producen una línea de control con la forma dela línea de oscilaciones del compresor; lo que se cumple

Fig. 7 El sistema alterno produce canibio en el punto de ajuste en unidades reales de flujo

SISTEMAS DE CONTROL DE OSCILACIONES EN TURBOCOMPRESORES 105

para muchos compresores que tienen líneas parabólicasde oscilaciones como la 1 de la figura 1. Sin embargo,muchos compresores centrífugos no tienen este tipo delínea y, por ello, no se logran estas ventajas en muchasaplicaciones. La forma de la línea de oscilaciones 2 dela figura 1 es típica para la mayor parte de los compreso-res de flujo axial y para muchos centrífugos. Con esaslíneas de oscilaciones, la línea de control del tipo de flu-jo/presión diferencial obviamente es inadecuada, y estodeja dos opciones:

Opción 1: Utilícese el sistema básico de flujo-presióndiferencial y establézcase la línea de control según se re-quiera para tener márgenes de seguridad adecuados conlas velocidades y presiones mínimas y máximas.

Opción 2: Utilícese un sistema modificado que produz-ca una línea de control que más o menos concuerde conla forma de la línea de oscilaciones.

La opción 1 daría por resultado un excesivo margende seguridad e ineficiencia cuando se trabaje con bajacapacidad y el aumento de presión nominal. Por lo tan-to, la opción 2 parece ser la elección atinada, aunque nosiempre ocurre así. El ‘que sea o no la preferible dependede las exigencias del proceso.

La opción 2 es un sistema complejo que sólo se debeutilizar si realmente se necesita. Si el proceso trabaja al100 % de la capacidad, excepto durante los periodos cor-tos de arranques y alteraciones en el proceso, difícilmen-te se justifica un sistema de control más complejo ycostoso que mejore la eficiencia de operación con capa-cidad reducida.

Para tomar una decisión adecuada sobre los requisi-tos del sistema de control, hay que evaluar las caracte-rísticas del compresor y del proceso. El objetivo debe serel empleo del sistema de control de oscilaciones más sen-cillo, pero que ofrezca protección y eficiencia de funcio-namiento adecuadas para el compresor. Muchas vecesel sistema básico de flujo/presión diferencial permitirálograr este objetivo, aunque la configuración de laslíneas de control y de oscilaciones pueda diferir.

Si la evaluación del compresor y del proceso indicaque se necesita una configuración mejorada de la líneade control, entonces resulta práctico un sistema modifi-

Fig. 8 Lineas de oscilaciones y de control de uncompresor de flujo axial de velocidadvariable

cado de ‘flujo/presión diferencial. La línea de control sepuede configurar según se desee empleando un caracte-rizador de señales para modificar la señal AP. Sin em-bargo, hay otros métodos más deseables que el delcaracterizador de señales que tiene calibraciones de pen-diente múltiple y punto de interrupción que no sonestándar. Los relevadores de raíz cuadrada y deelevación al cuadrado, todos con calibración estándar defábrica, se han utilizado con éxito en el sistema alternode control para mejorar la configuración de la línea decontrol. A continuación se presentan ejemplos que ayu-darán a entender las técnicas.

Ejemplos ilustrativos de las opciones

Ejemplo 1. La línea de oscilaciones de la figura 8 co-rresponde a un compresor de flujo axial, de velocidad

Fig. 9 Los relevadores de raíz cuadrada y deelevación al cuadrado mejoran laconfiguración de la línea de control delcompresor

106 CONTROL DE OSCILACIONES

Fig. 10 Lineas de control y de oscilaciones de uncompresor centrifugo de velocidad variable

variable. La línea de control se produjo con instrumen-tos electrónicos, dispuestos como se ilustra en la figura9a, para resolver la ecuación (9):

0 = A - B + 2(D - 0.5) + 0.738 (9)

El funcionamiento normal fue en un amplio intervalode condiciones de presión y de flujo. Los requisitos deaumento de presión variaron entre alrededor de 400 y1 300 kPa, y el flujo fue desde un mínimo de 7 hasta unmáximo de 54 kg/s. Se configuró la línea de control paraacoplarla a la línea cóncava de oscilaciones, al linealizarla señal h de flujo y al elevar al cuadrado la señal AP deaumento en la presión. Una tercera entrada al releva-dor sumador corrigió el cálculo del punto de funciona-miento, respecto a las variaciones en la temperatura deentrada.

La línea de control (Fig. 8) se trazó a partir de datosreales de campo. El sistema de control de oscilacionesestableció los puntos de funcionamiento conforme se au-mentó la velocidad del compresor de 80% hasta 100 % ,en incrementos del 5 % . Con un aumento de presión de1 290 kPa, el control se transfirió a un controlador depresión de descarga.

Ejemplo 2. La línea de oscilaciones de la figura 10 co-rresponde a un compresor centrífugo de velocidad va-riable que maneja dióxido de carbono gaseoso. La líneade control se produjo con instrumentos neumáticos, dis-puestos como se indica en la figura 9b. La informaciónasí obtenida se utilizó para resolver la ecuación (10):

0 = A - 0.9B + 0.223 (10)

Ejemplo 3. El compresor es de flujo axial, de velocidadconstante, con aspas de entrada de ángulo variable pararegular la capacidad. La línea de control (Fig. 11) seprodujo con instrumentos neumáticos, dispuestos comose indica en la figura 9c, con cuya información se resol-vió la ecuación (ll). 0

0 = A - 0.67(C - 0.56) (11)

Este compresor se utiliza en un proceso continuo quetrabaja la mayor parte del tiempo al 100% de capaci-dad. Por lo tanto, no se necesitó un sistema más comple-jo para acoplar la línea de control a la configuración dela línea de oscilaciones. Sin embargo, se mejoró el aco-plamiento con la adición de un sencillo extractor de raízcuadrada; en otra forma la curvatura de la línea de con-trol habría sido opuesta a la de la línea de oscilaciones.Asimismo se pudo haber eliminado el error por tempe-ratura, pero no se justificó en virtud de las condicionesnormales de f~lnrinnñmiento. al 100% de capacidad.

MS = Margen de seguridad,15 000 m3/h a Ts = 32°C

‘“qg;$&

)D Condiciones de diseíio

Fig. ll Características y condiciones de diseño de un compresor de aire de flujo axial

SISTEMAS DE CONTROL DE OSCILACIONES EN TURBOCOMPRESORES 107

Efecto de condicionesvariables en el gas

Las ubicaciones de las líneas de oscilación y controlson influidas por variaciones en la temperatura, T, enel peso molecular PM y en el factor de compresibilidad2. Las dos líneas se desplazan en el mismo sentido, conlo cual el sistema tiende a ser autocorrector, tanto en elsistema de control original como en el alterno. Sin em-bargo, el efecto de autocompensación es parcial porquelas variaciones en el gas producen un efecto no lineal enel aumento de presión, AP, pero un efecto lineal en ladiferencial, h, que produce el elemento de flujo. Ade-más, los cambios en la presión de entrada pueden causarun desplazamiento en la línea de control. Esto dependede la calibración del sistema, y se explicará en formabreve.

Se deben evaluar las variaciones en las condicionesdel gas en cada aplicación para determinar el error re-sultante en el control. El cálculo de la línea de oscilacio-nes es complejo, y lo debe hacer el fabricante delcompresor. Se debe trazar una línea de oscilaciones paralas condiciones de operación más fuera de las de diseñoque se operen. Luego, se debe calcular el efecto sobre elflujo controlado y situarlo sobre la curva de rendimientodel compresor en condiciones fuera de diseño para mos-trar el error neto en el control. En las figuras ll y 12 seilustra un ejemplo de este procedimiento.

La diferencia entre las figuras ll y 12 muestra losresultados de un cambio extremoso en la temperaturade entrada (AT = 64%). El margen de seguridad de15 000 m3/h (Fig. ll) en condiciones de diseño (32%)aumentó a 19 000 m3/h (Fig. 12), con una temperaturade entrada de -32%.

Se utilizaron los datos de un cálculo de un compresorpara trazar la línea de oscilaciones (Fig. 2) para las con-diciones de.baja temperatura. La ecuación (12), que es

la básica para el caudal, se transformó en la (13), paracalcular la línea de control.

Q=WVF (12)

Q- ctK$y + g(F - 41- J-yLg

(13)en donde Q = flujo, m3/h; g = ganancia = 0.67; K,= constante de calibración = 0.56; K2 = S& =(500)(97) = 48 500 y:

C’ = 131551.37

Con el empleo de la ecuación (13), se puede calcularel flujo controlado contra AP para un punto de referen-cia dado del controlador, Q@, con cualquier valor dePM, T,, P, y 2,. La cantidad entre corchetes de la ecua-ción (13) es básicamente la ecuación del relevador suma-dor, (1 l), reordenadas para despejar A, que es igual ala raíz cuadrada de h, (del extractor de raíz cuadrada).

La ecuación (12) es la base para desarrollar cualquierecuación y evaluar las condiciones de funcionamientofuera de diseño. Sin embargo, la cantidad entre corche-tes de la ecuación (13) se debe adaptar para el sistemaparticular de control y para la ecuación del relevador su-mador. Si se utilizase la ecuación (8) para calcular el va-lor de h, el resultado se escribiría como:

MS = Margen be seguridad,

Fis.’ 12 Desplazamiento 4de flujo axial

P M 28.97 Iv,:?

le la linea de oscilaciones y control de baja temperatura para un compresor de aire

108 CONTROL DE OSCILACIONES

en donde: & = 10 000 m3/h; g = 0.513, K = 0.410 y:

(17X400)(8.3145)(32 + 273.15)(0.999)

C’-= 16 379.36

En este caso, la presión diferencial, AP, se calculacon :

AP = P,(R, - 1)

en donde P, = presión de entrada, absoluta; y R, =relación de compresión.

Se utiliza el término para la relación de compresión,porque la mayor parte de las curvas de rendimiento delcompresor con presión variable de entrada se trazan co-mo “R, contra caudal”, con lo cual la curva de rendi-miento y la ecuación son válidas para cualquier presiónde entrada. Dado que AP varía directamente con P,, laecuación (14) permite el cálculo de la AP correcta parael valor de R, tomado de la curva de rendimiento delcompresor.

Aunque la ecuación (14) es un tanto compleja, inclu-ye todas las variables que influyen en la línea de control.Una calculadora programable es conveniente para laevaluación. Por ejemplo, se pueden utilizar los valoresextremos esperados de T, o de P, en la ecuación (14)para evaluar la magnitud del error, con el fin de deter-‘minar si se necesitan factores de corrección en el sistemareal de control.

Factoresecuación 8

ue influyen en lae control

Se acaba de describir cómo influyen las condiciones“fuera de diseño” en la línea de control. El cálculo paramostrar el efecto sobre la línea de oscilaciones del com-presor es muy complejo y lo debe hacer el fabricante.Sin embargo, se darán las ecuaciones (15) hasta (18) pa-ra ilustrar la influencia de todos los factores que se refle-jan en cualquier lado de la ecuación (l), que es laecuación simple del control.

Al reordenar la ecuación (12), se obtiene la (15), queindica que h varía en proporción directa a la densidaddel gas:

h = p(Q/C’)2 (15)

o bien:

Las ecuaciones (16) y (17) indican que el cambio enel lado del compresor de la ecuación, AP, tiene una va-riación no lineal con la densidad.

AP = Pd - P, = P, (R, - 1) (16)

Ap = (PM)H,@ - 1) + 1 @“-‘)

KC$,,VO, Thp 1 (17)

Con el empleo de todos los factores de las ecuaciones(15) y (16) y la inclusión de la ganancia g y la polariza-ción K, la ecuación (1) se convierte en:

gpI l

w?wp(~ - 1) + l Bwk-1) _ l + K (18)K&mm Thp 1 1

Debido a que muchos de los factores aparecen en losdos miembros de la ecuación, el sistema es parcialmenteautocompensador respecto a los cambios en las condi-ciones del gas. La polarización, K, se puede omitir paraun compresor de baja relación, que comprima un gas li-gero, y que tolere la convergencia de las líneas de con-trol y de oscilaciones en h = 0 y AP = 0. Esto eliminapor completo los errores en la presión de entrada, por-que sin K en la ecuación (18), se cancelan los términosP,.

Polarización en los sistemas de control

La polarización, K, se utiliza siempre en el sistema al-terno de control, pero se puede emplear en el original sies necesario. La diferencia entre emplear o no la polari-zación se ilustra con las líneas de control de las figuras1 y 5 y con los procedimientos de calibración ya descri-tos para cada sistema.

Sin la polarización, la ecuación (4) se utilizó paracalcular que la ganancia, g, era de 0.545. En el sistemaalterno, se utilizó la ecuación (6) para calcular g como0.513. El punto A,, B, es el mismo punto de calibra-ción para las ecuaciones (4) y (6). El otro punto, el A,,B,, se seleccionó para la ecuación (6) con el fin de quela línea de control fuera paralela a la línea de oscilacio-nes, en lugar de permitir la convergencia de ellas en ce-ro, cuando no se utiliza la polarización.

La adición de la polarización tiene la ventaja de man-tener un margen de seguridad igual; pero, puede intro-ducir cierto error cuando varía la presión de entrada.

Se utilizó la ecuación (14) para evaluar la magnituddel error con el 50% de la presión de entrada de diseño.El cálculo indicó que con una presión de entrada de 200kPa, el sistema controlaría en 6 788 m3/h en lugar deen el punto de referencia de 6 600 m3/h. Por lo tanto,con la presión de entrada reducida (200 kPa), el margennormal de seguridad del 10% aumenta hasta alrededorde 13%~~ es decir:

[(6 600 - 6 OOO)/S OOO]lOO = 10%

[(6 788 - 6000)/6000]100 = 13.1%

El margen de seguridad se reduciría con una presiónde entrada más alta que la de diseño; sin embargo, espoco probable la operación con una presión mucho másalta que la normal. Las bajas presiones en la entrada soncomunes durante el arranque y el paro de compresoresde carcasas múltiples, pero como el error está dé1 ladoseguro en la baja presión, se puede pasar por alto sin pe-ligro.

SISTEMAS DE CONTROL DE OSCILACIONES EN TURBOCOMPRESORES 109

Eliminación del error

En la mayor parte de los casos el error en la presiónde entrada ocasionado al utilizar polarización y ganan-cia más baja es insignificante. Si es necesario, se puedeeliminar el error con el empleo de la presión de entradaal compresor como señal de entrada al relevador suma-dor; en éste se utilizarían las tres entradas para resolver:

0 = A - gbB - gcC + K (19)

en donde A = señal de flujo, %h/lOO; B = señal AP,Yo AP/S,,; C = presión de entrada, %P/S, y K = po-larización.

Con el empleo de’los mismos puntos de calibración dela tabla 1 (que se repiten en seguida), se pueden calcularlos valores de gb, gcC, K y gC con:

Señal Punto 1 Punto 2A 0.4356 0.2304B 0.800 0.400

Al sustituir los valores apropiados en la ecuación (6),se calcula gb como:

gb =0.4356 - 0.23040.800 - 0.400

= 0.513

Para acabar de resolver la ecuación (19) para esteejemplo, se utilizarán las siguientes ecuaciones y se ha-rán las sustituciones necesarias en cada una:

gcc = 2(0.5A, - 0.5gbB,) (20)gcc = 2[0.5(0.4356) - 0.5(0.513)(0.800)] = 0.0252

K = gbB, + gcC (21)K = (0.513)(0.800) + 0.0252 = 0.4356

gc = (gcc)(S,J~P:l (22)gc = (0.0252)(600)/400 = 0.0378

La señal C de presión de entrada de la ecuación (19)debe representar presión absoluta; se puede utilizar untransmisor calibrado en unidades absolutas. Si se utilizaun transmisor de presión manométrica, se debe conver-tir la señal en el relevador sumador, mediante la adiciónde una polarización que represente la presión atmosféri-ca. En este caso, reemplazaría la entrada C por (C + c),en donde c es la polarización atmosférica. En el supuestode una presión barométrica de 101.325 kPa y una cober-tura del transmisor de presión de 600 kPa, se evalúa ccon :

c = P&lSp*c = 101.325/600 = 0.169

(23)

Se puede utilizar la ecuación (24) para calcular el flujocontrolado:

en donde Q = flujo controlado, m3/h; C’ = 16 379.36;Q,,, = 10 000 m3/h; gb = 0.513; gc = 0.0378; R, = re-lación de compresión (obtenida con la curva del compre-sor); S,, = cobertura, AP = 1 000; S,, = cobertura,presión de entrada = 600 kPa; P,+,,, = presión de en-trada, manométrica; K = 0.4356; K, = 8.3145 y c =0.169.

Conclusión

El sistema original de control flujo/presión diferenciales muy eficaz para compresores que tienen una línea deoscilaciones conformada de acuerdo con la ley de losventiladores. En muchos compresores que no tienen esetipo de línea, se puede mejorar el sistema básico con laadición de instrumentos estándar para producir unalínea de control de la misma configuración que la líneade oscilaciones.

El sistema alterno es mejor para el operador porquele da información que se puede relacionar en forma di-recta con la curva de rendimiento del compresor. Si senecesita, se puede agregar compensación para la presióny temperatura de entrada, o para esta última.

El concepto original se desarrolló para compresoresde velocidad variable, pero también es práctico para los develocidad constante. Hay que evaluar todas las apli-caciones del proceso y del compresor para determinarlos requisitos de control, y se debe utilizar el sistema decontrol de oscilaciones más sencillo posible que satisfagalas necesidades reales.

Referencias

1 . Turbocompresor Antisurge Control, Application Enginering Data Ooo-25,The Foxboro Co., Foxboro, Mass., June 1965.

2. “Compressed Air and Gas Handbook,” Compmswd Air and Gas Inatitute,Cleveland, 1973.

3 . Instrumenting & Controlling Ccntrifu al Comprawrs, in “Pmceedinga ofthe Fiftccnth Annual ISA Chemical & B etmleum Instrumentation Sympo-sium,” Val. 10, Instrument Soc. of America, Ruearch Trianglc Park. N.C.,1974.

4. Spink, L. K., “Principlea and Ractice of Flow Meter Engin&ng,” 9th ed.,Tbe Foxboro Co., Fo&xo, Masa., 1967.

El autor

John R. Gaston es ingeniero dediseño en Dresser Clark Div., Dres-ser Industria, Inc., P. 0. Box 560,Olean, NY 14760, en donde ingresóen1956ydesde1967 sehaencarga-do de la ingeniería de aplicación ydiseño de sistemas de control paraturbocompresores. Es miembro deInstrument Soc. o f America, AS-ME y National Management Assn.

Control de oscilaciones enC

e

omprtapas

esores cenmúltiples

trífugós de

Se describe una estrategia de control que da por resultado una curva de oscilaciónlinealizada. No hay que compensar el punto de referencia para los cambios detemperatura.

David F. Baker, Consultor

Se han formulado diversas estrategias para el controlde oscilaciones en los compresores.‘-3 Sin embargo, enesos métodos se utilizan ecuaciones con exponentes noenteros y pueden ser engorrosos. Se describirá una es-trategia de control para compresores de velocidad cons-tante cuyo resultado es una sencilla ecuación lineal parala línea de oscilaciones.

Para plantear esta ecuación, se demostrará que loscambios en la temperatura tienen un efecto insignifican-te en la ubicación de la línea de oscilaciones. Por lo tan-to, no se requiere una complicada computadora delpunto de referencia para el control de las oscilaciones;sólo se necesitan.dos transmisores; uno para medir lapresión de descarga y otro para medir PP a través de unelemento de flujo de descarga. El sistema resultante,además de ser lineal, no requiere compensación.

La estrategia de control que se describirá tiene otraventaja. Cuando hay alteración seria, accionará la vál-vula de recirculación para abrirla muy al principio dela alteración. En los sistemas convencionales nada ocu-rre hasta que es inminente la oscilación. Si la alteracióntiene suficiente severidad, el sistema no tiene tiempo pa-ra responder y no se evitan las oscilaciones. También sedescribirá un método para que el sistema de control de-tecte que hay una oscilación inminente con alteracionesseveras, sin que importe que esté funcionando el com-presor a lo largo de su curva característica.

Se describirá la ubicación de la línea de oscilacionesy la selección de los aparatos básicos para el control.Hay otros aspectos en el control de oscilaciones que nose mencionarán, como las alteraciones rápidas que raravez se detectan, la velocidad y el tipo de instrumentosy la integración del sistema de control de oscilaciones

con el de control del proceso. Antes de describir la estra-tegia, se hará una breve definición de las oscilaciones.

Definición de las oscilaciones

Las oscilaciones (surge en inglés) son una condición deinestabilidad en la cual se invierte momentáneamente elflujo. Se puede explicar examinando las curvas caracte-rísticas de un compresor, que se ilustran en ia figura 1

/ /#/-- referencia bntrolJ de

Fig. 1 Las curvas caracteristicas y de puntos dereferencia definen las zonas defuncionamiento del compresor

CONTROL DE OSCILACIONES EN COMPRESORES CENTRíFUGOS DE ETAPAS MÚLTIPLES

Fig. 2 Un transmisor de presión diferencial, colocado despuk de la última etapa de un compresor, asegurael control

para un compresor de una etapa. Hay una curva carac-terística (N,, N2, N3, N+) para cada velocidad.

La línea de límite de oscilaciones indica dónde empie-zan. A la derecha de esa línea está la del punto de refe-rencia (o de control), que establece el ingeniero. Estalínea define dos zonas: una a la izquierda, en la cual senecesitan recirculación y purga para impedir las oscila-ciones, y una a la derecha, en la cual no se necesita larecirculación, o sea la zona de funcionamiento seguro.

Las oscilaciones ocurrirían, por ejemplo, a la veloci-dad N, si el caudal se redujera de & a QB, con un au-mento consecuente en la presión de descarga, de PA aPb.

La teoría clásica de las oscilaciones expresa que ocu-rrirán en una etapa a lo largo de una línea definida pordos relaciones:

Q = cdv (1)L = CON2 (2)

Estas ecuaciones son para compresores de una o demúltiples etapas sin interenfriadores. Los valores de C,en las ecuaciones (1) y (2) son diferentes. En este comen-

c a l o r e s específ icos, k = 1.67

Fig. 3 El cambio de la temperatura de entrada en laúltima etapa no ocasiona problemas defuncionamiento

tario, los valores de C a menudo varían de una ecuacióna otra. Sin embargo, para evitar el empleo de subíndicesadicionales, esos valores de C no se diferencian.

Estas relaciones son parte de las leyes de afinidad o delos ventiladores y, por supuesto, requieren se definanvalores específicos de las dos constantes para la línea deoscilaciones. Las ecuaciones (1) y (2) se vuelven menosexactas cuando las condiciones varían en relación conlas de diseño y el gas se desvía del comportamientoideal .

Por lo general, las pruebas de campo para localizarun punto cerca del intervalo intermedio de funciona-miento producen una línea de oscilaciones de gran exac-titud. El intervalo intermedio está a la mitad de loslímites de presión de funcionamiento; por ejemplo, si uncompresor tiene un intervalo de 100 a 150 psi, es prefe-rible hacer las pruebas a 125 psi. Hay que repetir laspruebas periódicamente para comprobar si hay despla-zamiento de la línea de oscilaciones por desgaste ocorrosión, y quizá haya necesidad de volver a calibrarla línea del punto de referencia.

El algoritmo

El primer paso para implantar un sistema de controlde oscilaciones es decidir cómo se combinarán las ecua-ciones (1) y (2) en un algoritmo que se acomode más alsistema de compresión. En cualquier sistema de controlse deben tener en cuenta el costo de las mediciones delproceso, la configuración de las tuberías y los paráme-tros de funcionamiento.

Al analizar estos factores, se encuentra que la AP, me-dida a través de un elemento de flujo, en vez de la pre-sión de descarga, es una variable excelente para medirlas oscilaciones, debido a la configuración de la curvade funcionamiento conforme se aproxima la situación deoscilaciones. Cerca de las oscilaciones, el cambio en lapresión es poco importante, pero el cambio en AP esconsiderable.

Sin embargo, la adición de un elemento de flujo con-sume más energía. Por supuesto, un medidor de flujo enla corriente de gas producirá una pérdida de presión. Laforma más económica para medir AP es poner un ele-lento de flujo con baja pérdida en la descarga de la últi-la etapa.

112 CONTROL DE OSCILACIONES

Es preferible medir AP en la última etapa para deter-minar las oscilaciones en cualquier etapa. Las etapas deun compresor están en serie, y la oscilación en cualquierpunto invertirá el flujo del gas en ese punto. El resultadosuele ser una inversión casi instantánea en todas las eta-pas. Más adelante se describirán algunas desventajasdel empleo de este método de medición.

Para obtener la protección contra las oscilaciones, seestablece una línea de puntos de referencia con un flujo10 % mayor que el valor que corresponde a las oscilacio-nes a la presión de descarga de diseño. La línea de pun-tos de referencia se establece paralela a la de oscilaciones(Fis. 1). La distancia entre ellas puede ser mayor o me-nor del 10 % , según el proceso, el compresor y las carac-terísticas de control individuales. El 10 % se convierte enun 21% de AP a través del elemento de flujo, debido ala relación de raíz cuadrada entre el flujo y h:

Q = f(h)l’2 (3)Q* = l.lQO = f(1.21/2,)“2 (4)

Considérese una unidad de tres etapas con interen-friadores (Fis. 2). El compresor se impulsa con motoreléctrico de velocidad constante. Hay una válvula decontrol de entrada para regular la carga del compresory una válvula de recirculación accionada por el sistemade control antioscilaciones. El elemento de flujo se insta-la entre la última etapa y el interenfriador y, por ello,necesita soportar temperaturas hasta de 300°F.

Para desarrollar el algoritmo, hay que ampliar lasecuaciones (1) y (2) a fin de producir una sola expresiónpara la línea de oscilaciones, que incluya parámetrosmedidos con facilidad y exactitud. El flujo y la cargareales se definen con:

.

Dado que el funcionamiento se lleva a cabo a veloci-dad constante, se pueden simplificar las ecuaciones (5)y (6) si se hacen Q( = J2r.J y L( = L3) iguales a cons-tantes. El flujo de entrada en la tercera etapa se debe ex-presar como función del parámetro del elemento de flu-jo de descarga; para ello se aplica la ley de los gasesideales:

1x3 ID3

Al sustituir Qa? de la ecuación (5) en la (7), reorde-nar y hacer la expresión resultante igual a una cons-tante:

Q+ cefpD3 Ti3 hD,:Z

p’s, TD,M= c*3

o bien

h _ CQ3,MPST,303, -

% “D, TS3

Se utiliza la ecuación (6) con L, = C,, para eliminarPS3 y se utiliza. la relación temperatura/presión para lacompresión politrópica a fin de eliminar TD3:

1 -l/c#J (10)T =T!%

03g PI83

Se eliminan PS3 y TD3 de la ecuación (9) con el empleode las ecuaciones (10) y (ll):

h 03 =

&-z)

T (;-1) pD3(12) -

s3+ Cu,M+

15452

Ahora se aplicarán algunas suposiciones comunes, osea que M, Z y 4 son constantes cuando hay oscilacio-nes, dentro de los límites generales de funcionamiento,lo cual simplifica más la ecuación. Primero, se definirándos términos nuevos:

(9 Sea C,, = +$.??

CL&@Y sea C”3 = 15452

CONTROL DE OSCILACIONES EN COMPRESORES CENTRíFUGOS DE ETAPAS MÚLTIPLES 113

Razón de los calores específicos, k = 1.4, T,s~ = 56OR ~ p

1500

Razón da los calores específicos, k = 1.67, TSSd = 66OR

1 I I I I l500 520 540 AC 580 6 0 0 6 2 0

en la. o 2a. etapas, R

y 2a. etapas varían respecto de los valoresde diseño, se desplaza el margen deseguridad

Fig. 5 Este sistema mantiene el control de lasoscilaciones sin compensación detemperatura

_I_“~ ,~,lly,l I- _ “.- - -I .-” -Fig. 6 Una situación en Ia cual la acción correctora

es lo bastante rhpida para impedir lasoscilaciones

Entonces la ecuación (12) se convierte en:

hD3 = c,, [Ts w

(T, + C,,)W 1 PO3(13)

La curva de oscilaciones es lineal. Se expresa comouna relación directa entre la diferencial en el elementode flujo de descarga y la presión de descarga, siemprey cuando la temperatura en la tercera etapa sea cons-tante.

Variación en la temperatura

Sin embargo, la temperatura de entrada no siemprees constante. Un cambio pequeño en la temperatura oflujo del agua de enfriamiento o en la capacidad detransferencia de calor del interenfriador alterará la tem-peratura de entrada de la tercera etapa. Pero ies esto unproblema?

No lo es. La expresión entre corchetes de la ecuación(13) varía muy poco en un amplio intervalo de tempera-turas. Por ejemplo, supóngase que Tr3d = 560 R, la re-lación de presión en la tercera etapa es de 2.0 y 4 =0.33. Entonces, C,, = 143.9. El valor de la expresiónentre corchetes de la ecuación (13) es de 0.0005613. Sila temperatura fuera a varias k60°F, este valor cambia-ría de 0.0005561 para el caso de baja temperatura hasta0.0005609 para la alta temperatura. Éste es un despla-

Fig. 7 Se agrega un Iimitador de velocidad, ypolarización para proveer un algoritmo“previsor”

114 CONTROL DE OSCILACIONES

zamiento máximo de -0.926% en el valor, y aumentael margen de seguridad. La línea de puntos de referen-cia se basa en la línea de oscilaciones con temperaturade diseño y no se desplazará con la temperatura.

Para que este efecto sea más significativo en laprotección contra oscilaciones, supóngase una tempera-tura de entrada de diseño de 100°F y un margen de se-guridad de 10% del flujo con oscilación a la presión dedescarga de diseño. De acuerdo con las ecuaciones (10)y (13), en la figura 3 se muestra el cambio en el margende seguridad conforme la temperatura de entrada cam-bia de 40 a 100’F. Esto se hace para gases con razonesde los calores específicos, k, de 1.4 y 1.67 y para relacio-nes de compresión, r,, por etapa de 1.5, 2.0 y 2.5. Sesupone que la eficiencia politrópica es de 75 % constan-te, y se supone que la presión de descarga es constanteen el valor de diseño.

En la figura 3 se muestra que el margen de seguridadpuede aumentar o disminuir con los cambios de tempe-ratura, según sea la combinación de valores de diseño dela temperatura, 4, de entrada y de la relación de presiónen la oscilación. Incluso así, las grandes variaciones detemperatura que se ilustran se presentarán rara 0 nin-guna vez, y la disminución máxima en el margen de se-guridad será menor de 8%.

Algunas de las curvas de la figura 3 indican que casino hay variación en el margen de seguridad con la tem-peratura de entrada. En un sistema dado, se puede en-contrar con cuáles variaciones de la temperatura deentrada no habrá desplazamiento en la línea de oscila-ciones.

Para encontrar esa temperatura, hay que derivar laecuación (12) con respecto a Ts3 y hacer los resultadosiguales a cero:

Tno = (YO - 1) 4 - 2 TS3d( ) (14)

El valor de 6 se toma a lo largo de la línea de oscila-ciones. T,, es igual a la temperatura de entrada cuan-do dh/dT,, = 0.

El valor de Tso (Fig. 3), para r, = 2.0, es de 550/R.Una temperatura de diseño igual o cercana al valor deT,, esencialmente no producirá desplazamiento en lalínea de oscilaciones con grandes cambios de tempera-tura.

La ecuación final para las oscilaciones, por lo tan-to, es:

h03 = wmOscilaciones en otras etapas

(15)

Hasta ahora, sólo se han comentado las oscilacionesen la última etapa. iQué pasa si ocurren primero enotra etapa?

En el caso ideal, no debe haber problema. Durantelas pruebas de campo de compresores se observan losvalores de h,, y de PD3 a la primera señal de oscilacio-nes, sin que importe la etapa en que ocurran. Después,se calibra el sistema para quedar lejos de esta condición.Se logrará protección contra oscilaciones siempre y

cuando sigan ocurriendo primero en la misma ubicaciónen todo el intervalo (rango) de funcionamiento. Las os-cilaciones suelen ocurrir en la misma ubicación fki-ca, por ejemplo en un álabe particular en determinadaetapa.

Lo anterior podrá no ser cierto durante funciona-miento intensamente transitorio. Si hay una diferenciarelativamente grande en el volumen entre las etapas, de-bido a interenfriadores grandes, el flujo instantáneopodría ser alto en una etapa, mientras se “llena” (au-menta la presión) en el interenfriador, y ser bajo enotra, cuando se “vacía” (descarga la presión).

Fuera de recomendar que el margen de seguridad sehaga suficientemente amplio, no se comentará laprotección para este tipo de situación. Sin embargo, senecesita un sistema separado de paro de emergencia ode recirculación de emergencia accionado con rapidezpor las oscilaciones, si es que éstas no se pueden detenercon la modificación del sistema de control antes descri-ta.

Otra preocupación es un cambio en las condicionesen otras etapas. Ya que se ha supuesto que la velocidad,peso molecular, razón de los calores específicos, com-presibilidad y eficiencia politrópica son constantes den-tro de los límites normales de funcionamiento en lasoscilaciones , ;qué ocurre si cambian la presión y tempe-ratura de entrada en las dos primeras etapas?

Los cambios en la presión de entrada no producenefecto en la pendiente de la línea de oscilaciones. En laecuación (10) se indica que la relación de presiones encualquier etapa es constante en las oscilaciones, siemprey cuando la temperatura de entrada en esa etapa seaconstante. Cuando cambia la presión de entrada, la pre-sión de descarga varía en una cantidad proporcional, locual mantiene la validez de la ecuación (15).

La única variable que se debe observar es la tempera-tura de entrada en la primera y segunda etapas. Unarazón es que la capacidad de transferencia de calor delos intercambiadores no permitirá que un cambio en latemperatura, por ejemplo, en la primera etapa, pase engrado importante a la tercera etapa. Un aumento de10’F en T,, puede aumentar Ts2 en 2’F y T,en unacantidad no mensurable. Esto elimina la posibilidad decualquier compensación “natural” en la tercera etapa.Dado que T, casi no cambia, el elemento de flujo des-pués de la tercera etapa no detecta problema, aunquepueda afectarse la línea de oscilaciones de la primeraetapa.

Otra razón es que los cambios en la temperatura deentrada harán variar la relación de presiones a la cualocurren las oscilaciones en una etapa. Se ha probadoque las alteraciones en Ts tienen muy poco efecto en lapendiente de la línea de oscilaciones. Esto se debe sóloa que el elemento de flujo detecta esa variación y anulasu efecto con la reducción de h,, en la misma propor-ción en que se reduce la presión de descarga.

La determinación del efecto de las diferencias en latemperatura de entrada a las dos primeras etapas sepuede hacer al expresar la línea de oscilaciones de estasetapas en términos de h,, y de PD3. Las suposicionesserán las mismas que antes y, además, se supone que to-

CONTROL DE OSCILACIONES EN COMPRESORES CENTRíFUGOS DE ETAPAS MÚLTIPLES 115

Punto de“ajuste alcontrolador

Iseguimiento de VPI

Linea de oscilaciones

Posible fr&tm de VPsin punto de referencia de

Fig. 8 El sistema de control de la figura 7 impide las oscilaciones durante las alteraciones serias

das las temperaturas de entrada son constantes, exceptoen la etapa que se investiga.

Se supondrá además que las relaciones de presiones através de las etapas que no se están investigando perma-necen constantes, aunque estas etapas no necesariamen-te permanezcan sobre sus propias líneas de oscilaciones.Se considera que estas pequeñas desviaciones de todosmodos permitirán una ilustración clara del movimientode la línea de oscilaciones de la etapa que se investiga.

Línea de oscilaciones de la segunda etapa

Con el flujo real constante durante las oscilaciones, sevuelve a escribir la ecuación (9) para la segunda etapa:

h CQ& PS2 TDS-~--O3 - CdZ PD3 TL

o bien

h 03 (16)

Con la carga constante durante las oscilaciones, sevuelve a escribir la ecuación (10) para la segunda etapa:

-l/rp

p, = pD2 1 ‘1 ;ay; zs? 1

o bien

PS2 = PD2[I + $yl’” (17)

Se hacen las siguientes suposiciones:1. PD2 = PS3 (caída insignificante de presión en el in-

terenfriador)

constante (con T, constante) =

3. TD3 = constante = C,,.

Al combinar las ecuaciones (16) y (17) con las suposi-ciones:

Línea de oscilaciones de la primera etapa

(19)

(20)

Las suposiciones son las mismas que antes y, además:

constante (con r, constante) = C,*

Al combinar las ecuaciones (19) y (20) con las suposicio-nes, se tiene:

2Se alterará en forma importante un margen de segu-ridad preestablecido con una variación en la temperatu-ra de entrada en las dos primeras etapas? En el supuestode que la presión de descarga sea constante en el puntode diseño, como se hizo para la tercera etapa, Ias ecua-ciones (18) y (21) indican que las variaciones en la tem-peratura de entrada no producen cambios importantesen h,,. El término (T$ o T&) de la temperatura ele-vada al cuadrado disminuye h,, cuando aumenta latemperatura, en tanto que el término entre corchetesla aumenta.

116 CONTROL DE OSCILACIONES

Para determinar el desplazamiento real en el margende seguridad, éste se traza contra la temperatura de en-trada (Fig. 4). Se suponen una eficiencia politrópica del75% y un margen de seguridad del 18% del margende seguridad de flujo, con una temperatura de entra-da de diseño de 100’F.

En este caso, hay mayor variación en el margen de se-guridad que la indicada en la figura 3. Las bajas relacio-nes de presiones tienen la máxima pendiente. Cadacurva tiene un margen de seguridad creciente, segúnaumenta la temperatura de entrada. Por lo general, losproblemas con los interenfriadores son obstrucción, pér-dida de flujo de agua y alta temperatura de ésta, todolo cual tiende a aumentar la temperatura de entrada ala siguiente etapa.

El margen mayor de seguridad se puede explicar si seestudia la entrada de una de las etapas de corriente arri-ba en dos condiciones, a lo largo de la línea de oscilacio-nes: temperatura de entrada baja o alta, ambas conpresión y temperatura de descarga constantes en la últi-ma etapa. Las condiciones, en ambos casos, son las mis-mas en la última etapa.

El flujo real de entrada es función de la velocidadmolecular (el movimiento promedio de avance de las mo-léculas) hacia la entrada. El flujo real es el mismo paratemperaturas bajas y altas; esto debe ser cierto, porqueel funcionamiento todavía es a lo largo de la línea deoscilaciones y da por resultado la misma velocidad mo-lecular. El único cambio es que hay menos moléculaspor unidad de tiempo, o sea que cambia la densidad.

Esto significa que hay menos moléculas que pasen porel tubo de flujo por unidad de tiempo, con las mismaspresión y temperatura. El resultado es una presión dife-rencial más baja en el tubo, con lo cual la línea de oscila-ciones se desplaza hacia la izquierda, sólo en esta etapa.

En el ejemplo que se presenta, el margen de seguri-dad del sistema de control de oscilaciones se conservarásin compensación de temperatura. Esto no ocurre de ne-cesidad en sistemas con temperaturas de entrada quepuedan bajar mucho respecto de los valores de diseño,como en las operaciones criogénicas.

La computadora del punto de referencia de este ejem-plo se ilustra en la figura 5. La unidad de ganancia ajus-ta la señal del transmisor de presión para que se acoplea la pendiente de la línea de oscilacione’s. La unidad depolarización compensa el hecho de que normalmente seutiliza un transmisor de presión manométrica, y se re-quiere un ajuste a la presión absoluta. La unidad tam-bién suministra el margen de seguridad requerido entrelas líneas de oscilaciones y de puntos de referencia.

Alteraciones importantes

Un compresor que funciona en su punto de diseño omás allá del mismo, no necesita de inmediato un sistemade control de oscilaciones. Pero, si se cierra una válvulade descarga o se reduce el flujo de succión, los controlesdeben actuar en forma casi instantánea. Cuando ocurreuna de estas alteraciones, sería absurdo esperar hastaque la variable del proceso sea igual al punto de referen-cia, para efectuar una acción correctora.

En la figura 6 se ilustra una situación que sería de es-perar en la que la acción correctora fue lo bastante rápi-da para impedir las oscilaciones en el compresor. Si laalteración hubiera sido más severa, con seguridad la va-riable del proceso habría cruzado la línea de oscilacio-nes. Esto se debe a que no ocurrirá acción alguna, en elsupuesto de que no haya finalización de la reposición loque empeoraría las cosas, hasta que se llegue al puntoA. Esto da un tiempo relativamente corto para que res-ponda el sistema. Por lo tanto, se necesita un margen deseguridad de un tamaño antieconómico.

Si se pudiera utilizar temporalmente el punto B, sepodría reducir el margen de seguridad. Para lograr estealgoritmo “previsor”, se agregan un limitador de velo-cidad y una polarización al circuito de control de oscila-ciones (Fig. 7) para tener un “muy amplio” control.Durante el funcionamiento de estado estacionario, elcontrolador detectará en forma continua un punto de re-ferencia por abajo de su variable de proceso, que seráigual a la polarización negativa. Este valor se ajusta losuficientemente elevado para que los cambios esperadosen el funcionamiento o el ruido de baja frecuencia nohagan que se abra la válvula de recirculación.

El límite de velocidad sólo necesita funcionar duranteuna caída rápida en la variable de proceso. En la figura8 se ilustra la acción del algoritmo. El límite de veloci-dad se ajusta inicialmente en el caudal máximo de re-ducción esperado en el proceso, y debe quedar dentro dela capacidad de respuesta del controlador. En las prue-bas de campo con el se ajustan los valores finales del li-mitador de velocidad y del nivel de polarizaciónnegativa que aseguren una interferencia mínima con elfuncionamiento normal, a la vez que un control establedurante las alteraciones.

Referencias

1. White, M. H., Surge control for centrifugal compressors, Chcm. Eng., Val. 79,No. 29, Dec. 25, 197’2, p. 54.

2. Warnock, J. D., Methods for control of centrifuga1 and reciprocating com-

bresson, Proceedings, 27th Annual Symposium on Instrumentation for therocess Industriq Texas A&M University, College Station, Tex., Jan. 19-

21, 1972, p. 66.3. Staroselsky, Naum and Ladin, Lawrence, Impmved surge control for cen-

trifugal compressots, Chcm. Erg., Vd. 86, No. ll, May 21, 1979, p. 175.

El autor

Soc. o f America.

David F. Baker tiene su domici-lio en 21 Parkside Ave., Buffalo,NY 14214. Trabajó cuatro años enel Compresor Controls de Dept. deAllis-Chalmers y ahora es consultorindependiente, L i n d e Div., d eUnion C a r b i d e , T o n a w a n d a , N . Y .Tiene título de ingeniero naval de laState University of New York Ma-ritime School y maestría en Econo-mía por la State University of NewYork en Buffalo. Es ingeniero oro-fesional en New York,- Pennsyiva-nia, N e w J e r s e y y C a l i f o r n i a , ymiembro activo de la Instrument

Sección IVOperación y mantenimiento

Operación segura de compresores para oxígenoLubricación de compresores de aireSelección y mantenimiento de bielas de compresores reciprocantesGuía para compresores sin problemas.

Operación segurade compresores paraoxígenoCuando bastan las marcas de los dedos en un cilindro para ocasionar un violentoincendio ;qué caracterhticas especiales de diseño, precauciones en la fabricación yprocedimientos de mantenimiento se requieren para operar con seguridad loscompresores para oxígeno?

William M. Kauflmann, Ingeniero consultor

Los ingenieros y supervisores de operación de com- supervisores sienten la tentación de acelerar el trabajo ypresores para oxígeno casi siempre conocen las precau- abreviar los procedimientos y precauciones, aparente-ciones de seguridad necesarias. Sin embargo, como los mente tediosos, que siempre recomiendan los fabricantescompresores son la esencia de las operaciones con oxíge- para dar servicio de compresores para oxígeno.no, su reacondicionamiento se suele hacer hasta que es- El cambio continuo de personal de operaciones y lastán a punto de hacerse pedazos. En este caso, algunos rotaciones de montadores y mecánicos también crean si-

120 OPERACIÓN Y MANTENIMIENTO

tuaciones que redundan en peligrosas despreocupacio-nes por las normas de seguridad establecidas.

El equipo para oxígeno no se debe tratar a la ligera.Aunque el oxígeno está en el aire que se respira y en elagua que se bebe, en su forma pura es un oxidante po-tencialmente violento. En casi todos los países, las auto-ridades de seguridad industrial han expedido reglamen-tos muy estrictos para el manejo de oxígeno, que siem-pre se deben tener presentes.

Una vez, el técnico de un fabricante llegó a una plan-ta para supervisar la operación de volver a armar uncompresor para oxígeno y se encontró con que los ope-rarios instalaban el pistón con las manos desnudas. Co-mo nadie hizo caso de sus protestas, se fue de la planta.A los pocos días, avisaron por telegrama a su oficina queel compresor se había quemado e inutilizado por com-pleto. La grasa de los dedos en el pistón había contami-nado el cilindro lo suficiente para ocasionar la ignición.

Mantenimiento y operación seguros

Los ingenieros y el personal de mantenimiento no só-lo deben conocer las precauciones para el mantenimien-to y operación del compresor, sino también las indica-ciones acerca de la seguridad del mismo, desde el puntode vista del diseño y, de la fabricación, que incluye elfabricante.

En concreto, se deben contestar las siguientes pregun-tas específicas:

w iQué características de diseño y fabricación quecontribuyen a la operación segura y confiable del com-presor debe conocer en especial el personal de operacióny mantenimiento?n iQué deben conocer los supervisores para lograr

un funcionamiento eficiente y seguro de los compreso-res?n iQué tipo de programa de reparación ayudará en

la operación segura y eficiente del compresor?En este artículo se describen un programa y procedi-

mientos de reparación para el arranque y operación se-guros. Incluye la preparación del reacondicionamiento,el procedimiento de inspección y el calendario de traba-jo, detección y evaluación de contaminantes, procedi-miento para el montaje y arranque y funcionamiento delcompresor.

Diseño para seguridad

Los compresores para oxígeno se diferencian de losotros porque tienen las siguientes características princi-pales: 1) componentes sin lubricación, que incluyen ani-llos de pistón, anillos selladores y empaquetaduras debiela de TFE (tetrafluoroetileno o Teflón); 2) carcasaagrandada con una sección de empaquetadura sellada ycon respiradero y con dobles anillos de control de aceite;3) conjuntos de válvulas especiales sin lubricación; 4)descargadores de diafragma ajustado de TFE y 5) reves-timiento liso de TFE para los cilindros.

Los cilindros de los compresores para oxígeno están di-señados para trabajar con componentes de materiales au-tolubricantes, como TFE con relleno de fibra de vidrio.

Válvula coninsertos especialespara compresoresno lubricados

Cilindro y cabezascon camisas de agua

de TFE e n e l

Espaciador degran long i tud - - - - -

Arnillos methlicos

-- Desviador d e

Fig. 1 Componentes internos de un compresor paraoxígeno no lubricado

Para protección adicional, el cilindro está separadotambién de la carcasa o cuerpo por medio de un espacia-dor de gran longitud. Además, un desviador o arrojadorde aceite, montado en la biela, desvía los contaminantesque pudieran pasar por los anillos de control de aceiteen el “ Carter’ ’ (Fig. 1). El espaciador tiene suficientelongitud para que el desviador de aceite pueda tener sucarrera completa en la carcasa. Para seguridad adicio-nal, se utiliza espaciador doble con desviador de aceite.

Los acabados de superficies son más finos y las tole-rancias más precisas que en los compresores lubricados,porque de lo contrario las superficies pareadas de losmateriales autolubricantes no pueden sellar las peque-ñas fugas ocasionadas por su extrusión. Las paredes delos cilindros se pulen hasta lograr un acabado de 10 a 20micropulgadas y, después, se revisten con TFE para te-ner una superficie compatible para desgaste.

Para impedir la herrumbre de los cilindros, se les apli-ca una capa de fosfato de manganeso, que penetra en elhierro y lo hace inmune a la oxidación. Las bielas suelentener superficie endurecida en la zona de la empaqueta-dura, con una dureza nominal de 55 Rockwell C y estánpulimentadas hasta lograr un acabado de 8 a 15 micro-pulgadas.

Anillos de pistón

Los anillos de pistón casi siempre son de TFE con re-lleno de fibra de vidrio. Se tiende a emplear anillos dedesgaste, de una sola pieza. Hay dos tipos de estos ani-llos de uso más común, a los que con toda propiedad seconoce con el sobrenombre de “ligas”. Un tipo se en-sancha con un mandril cónico y se fuerza sobre el pistóny hacia su ranura. Si está bien instalado, se contrae ajus-tando perfectamente en la ranura, en una hora o menos.El segundo tipo, ya ensanchado en un mandril de diá-metro interior un poco mayor que el del pistón, se pre-siona hacia afuera del mandril sobre el pistón y hacia laranura; si se contrae con mucha lentitud, se le puedeaplicar calor.

La configuración de anillos de pistón no lubricadosque más se utiliza es el de una pieza de corte en escalón.

OPERACl6N SEGURA DE COMPRESORES PARA OXíGENO 121

Fig. 2 Las vhlvulas tienen botones de TFE en losextremos

Se suele utilizar en servicio para oxígeno por la facilidadde instalación, bajo costo y la sencillez en el reemplazode piezas. Debido a que no se requieren anillos con ex-pansor, se elimina la posibilidad de contacto de metalcon metal, en caso de desgaste excesivo del propio ani-llo. Para presiones superiores a 1 500 psi, hay diseñosespeciales que equilibran la presión y dan mayor dura-ción a los anillos.

Válvulas y descargadores

Las válvulas para compresores no lubricados tienenbotones o protuberancias reemplazables de TFE en losextremos de las tiras. Los asientos y protectores de vál-vulas, de succión y descarga, también tienen tratamien-to químico para resistir la oxidación (Fig. 2).

El control de carga en los compresores de oxígeno selogra con descargadores externos de diafragma, queconstan de un retén accionado por resorte que impideque las tiras o lengüetas asienten durante la descarga.Los componentes deslizantes de los actuadores están co-locados en camisas de TFE, que los lubrican.

La cubierta del diafragma externo está montada enci-ma del descargador, y el vástago tiene empaquetadurade TFE. Dado que el casquillo del sello está abierto a laatmósfera, se puede inspeccionar con facilidad con elcompresor en marcha.

Protección para seguridad en la fábrica

La clave para el funcionamiento seguro está en el“cuarto limpio” del fabricante. Aquí, todas las piezasdel compresor que harán contacto con el oxígeno se la-van con una solución detergente especial, se inspeccio-nan, se ensamblan y se les ponen envolturas protectoras.Se aplica un anticorrosivo en los cilindros, orificios y con-ductos, y las aberturas se sellan y los barrenos se prote-gen con un papel especial inhibidor de vapores.

La protección a veces se amplía a una doble envolturade las piezas con el papel inhibidor de vapores y envol-viendo todo con polietileno, que se sujeta con cinta im-permeable especial para se.rvicio con oxígeno.

Antes del embarque, se aplica en los cilindros y aber-turas un polvo especial inhibidor de vapores, que impi-de la acumulación y condensación de humedad.

Instalación para seguridad

Durante la instalación del compresor en la planta serequiere estricta limpieza. A las piezas que estarán encontacto con el oxígeno se les debe quitar con chorro dearena toda la escoria de soldadura, incrustaciones yotras sustancias perjudiciales. La limpieza con ácido pa-ra eliminar la herrumbre debe ir seguida de la inmersiónen un tanque lavador para quitar la pintura u otros re-cubrimientos.

Después de limpiar con ácido y fosfatar, todas las pie-zas se deben secar y cubrir con un revestimientoprotector. Las aberturas con bridas se deben cerrar conjuntas gruesas. Se debe marcar cada tubo y recipientede presión entregado por el fabricante, para indicar queestá limpio y protegido para el servicio con oxígeno. Lasindicaciones no se deben quitar hasta que se haga la últi-ma conexión.

Los interenfriadores, postenfriadores y las tuberías en-tre etapas se deben manejar en forma similar.

Preparativos sin pasar poralto procedimientos

Se requiere más tiempo para el servicio y reparacióncorrectos de un compresor de oxígeno que para uno deaire, por ejemplo, excepción hecha del depósito de acei-te (“carter”), que se maneja en la forma usual; porqueel engrane que hay en el depósito no hace contacto conel oxígeno, y por ello tiene lubricación.

Sin embargo, hay que aplicar procedimientos espe-ciales al desarmar los cilindros y desmontar los pistones,bielas, válvulas y descargadores.

Antes de empezar a desarmar las piezas críticas, sedebe tener preparado y a la mano lo siguiente:n Los bancos de trabajo deben estar limpios y cu-

biertos con papel especial inhibidor de vapores, sujetocon cinta adhesiva para servicio con oxígeno.n Se deben tener dos tanques con solución inhibida

de 1 , 1 ,l-tricloretano para enjuagues separados. Tam-bién se debe tener un tanque con líquido especial paraexamen con luz negra en busca de contaminación.n Hay que lavar las herramientas con cuidado en

esos tanques y ponerlas en un lugar limpio. Antes deutilizarlas, se deben examinar con la luz negra para versi tienen contaminación y repetir la operación varias ve-ces durante el trabajo.n Todas las piezas del compresor que estarán en

contacto con el oxígeno sólo las deben manejar opera-rios con guantes blancos de lona de algodón, bien lim-pios, en especial después de que las piezas se han lavadoy mientras las instalan.n Los obreros de mantenimiento deben usar siem-

pre ropa limpia, que no tenga grasa ni aceite.w Se debe contar con luz negra de 3 200 a 3 800

angstrom para examinar las piezas después de lim-piarlas.n Hay que tener nitrógeno seco para sopletear y se-

car las piezas. Nunca se debe utilizar el aire comprimidode la planta para estos fines.

122 OPERACIÓN Y MANTENIMIENTO

Inspecciones durantelas reparaciones

La inspección sistemática es obligatoria antes delmontaje de los cilindros y sus piezas correlativas y des-pués de él. Es indispensable una luz negra de 3 200 a3 800 angstrum para buscar si hay contaminación; indi-cará si hay contaminación por hidrocarburos o mugre,porque se verá un manchón fluorescente. Hay que lim-piar esas piezas hasta que desaparezca la fluorescencia.

También hay que examinar periódicamente el líquidolimpiador; para ello se pone una muestra en un papel se-cante y se examina con la luz negra. Si hay más de 100ppm de contaminantes, habrá fluorescencia en el líqui-do y se debe reemplazar.

Mientras se arma el compresor, hay que examinar laspiezas y las herramientas con luz negra; si hay contami-nación, hay que lavarlas y frotarlas con un cepillo debronce o de acero inoxidable, nunca de cerdas de mate-rial sintético. En el recuadro se indican los pasos típicospara la reparación de un compresor.

El arranque es crítico

El arranque de los compresores para oxígeno normal-mente se hace con nitrógeno seco; nunca se debe emplearel aire atmosférico. El nitrógeno no sólo debe estar seco,sino que también se habrá comprimido en un compresorque tampoco necesite lubricación, para eliminar la posi-bilidad de contaminación por hidrocarburos.

Durante el arranque, las válvulas superior e inferiordeben sacarse de cada cilindro. Deben llenarse tambiénlas camisas de agua y después cerrar la llave. En seguidadebe girarse el compresor a mano varias veces. Hay queverificar el tipo y nivel de aceite en el depósito.

Antes de arrancar el compresor, hay que comprobarque las válvulas de succión y descarga hayan quedadobien instaladas, pues, de lo contrario, ocurrirán pérdidade capacidad y serios daños. Además, hay que compro-bar que los tornillos prisioneros de las válvulas esténapretados y que las juntas de asientos y tapas de válvu-las estén bien colocadas.

Acciónese el interruptor de arranque presionandoel botón momentáneamente y con rapidez, y obsérvese elsentido de rotación del motor. Si está correcto, repítaseel procedimiento anterior, cuéntese hasta tres y opríma-se el botón de paro. Todo este tiempo obsérvese el ma-nómetro del aceite. Cuando se detenga el compresor, elmanómetro debe tener lectura; si es así, arranque denuevo el compresor. Si se utiliza motor sincrónico, com-prúebese que el excitador esté conectado en el momentoen que se sincroniza. Hay que comprobar que se aplicael amperaje de CC apropiado al campo a través de deriva-ciones fijas o un control manual de reóstato. Hay queconsultar la placa de identificación del motor para deter-minar el voltaje y amperaje de ca y los de CC requeridospor el mismo.

Manténgase el compresor en marcha por cinco minu-tos y obsérvense todos los manómetros; luego, accióneseel interruptor de paro por baja presión de aceite para de-tenerlo. Esta prueba determina si las conexiones de ese

Operaciones de reacondicionamiento del compresorpara oxígeno

0 Desmontar válvulas, tapas y juntas; protegerlascontra la mugre y la humedad.

0 Cubrir todas las aberturas del tubo del descargadorcon cinta especial.

0 Desmontar y marcar los tubos para agua.0 Desmontar la cabeza de los cilindros.0 Abrir la carcasa para alcanzar la biela y la cruceta.0 Medir la distancia entre la biela y la cruceta, y la

holgura de la guía de la cruceta; no es necesariomedir si la biela está sujeta en una brida atornilladaen la cruceta.

0 Aflojar las tuercas de la cruceta y desmontar la bielay el pistón.

0 Quitar la empaquetadura, las cubiertas y los anillosde control de aceite.

0 Inspeccionar y medir el interior del cilindro.0 Examinar si hay desgaste en las ranuras del pistón

y si hay holgura en los extremos de los anillos.0 Comprobar si la biela tiene desviación y si hay des-

gaste en las empaquetaduras.0 Reparar las válvulas y reemplazar las piezas gasta-

das

circuito están correctas. Además, examínense si hay ca-lentamiento anormal de los cojinetes y bielas.

Vuélvase a poner en marcha el compresor y téngaseen marcha por 10 minutos; verifíquense nuevamente losinterruptores de paro antes mencionados. Si todo pareceestar correcto, vuélvase a poner en marcha durante 20minutos; y repítanse las comprobaciones de paro y ca-lentamiento. Si las temperaturas son aceptables, téngaseen marcha por una hora, y repítanse las comprobacio-nes de paro y calentamiento.

La temperatura de la biela no debe ser mayor de140°F; suelen funcionar calientes en empaquetadura sinlubricación. Por ahora, las camisas de agua se sentiránalgo calientes al tocarlas; hay que ajustar el flujo, segúnse requiera, hasta que empiece a aumentar la presión.

Si el compresor es de dos etapas, hay que instalar eneste momento las válvulas de la primera etapa y poneren marcha una vez más el compresor. Después de queha habido expulsión en la segunda etapa durante 10 mi-nutos, hay que parar el compresor e instalar las válvulasde la segunda etapa.

Ahora hay que abrir la derivación de descarga final ala primera etapa y dejar entrar el nitrógeno seco. Enton-ces hay que poner nuevamente en marcha el compresory dejar que circule el nitrógeno en todo el circuito alre-dedor de dos horas o hasta que la presión aumente hasta10 psi aproximadamente. Párese el compresor con losdispositivos automáticos y repítase la comprobación decalentamiento.

Por último, póngase en marcha el compresor e inície-se el cierre de la derivación de la válvula de succión paraelevar la presión. Déjese entrar más nitrógeno paramantener una presión de succión de 2 a 6 psi. Despuésde comprobar las condiciones de funcionamiento, au-méntese la carga al 10% por hora de la descarga final

y, al mismo tiempo, manténgase la presión correcta desucción.

Una vez que se obtiene la carga correcta en la descar-ga final y que el compresor funciona bien, accione losdescargadores y cárguelo y descárguelo para verificar elfuncionamiento de estos. Compruébese que la presióninteretapas es correcta, en los de etapas múltiples.

Ajústese el flujo de agua en las camisas, de modo quela temperatura de salida en la etapa final sea entre 110y 115°F; la temperatura del aceite debe ser entre 120 y140’F. Una vez que se tiene un funcionamiento satisfac-torio con el nitrógeno seco, se puede empezar a introdu-cir oxígeno en el compresor.

Es importante seguir vigilando todos los datos de fun-cionamiento, en especial las presiones y temperaturasdel agua y del aceite, y en los interenfriadores y la des-carga final.

Mantenimiento continuo para seguridad

Una vez que se ha puesto a funcionar el compresor,hay que seguir un estricto programa de mantenimientopreventivo. Los representantes técnicos de los fabrican-tes, especializados en reacondicionar compresores paraoxígeno, muchas veces adiestran al personal de la plantaen los métodos de mantenimiento. Una importante ayu-da para el mantenimiento, a la cual no siempre se prestamucha atención, son los manuales de operación y man-tenimiento que publica el fabricante.

El funcionamiento seguro del compresor exige vigi-lancia y mantenimiento cuidadoso. Han ocurrido incen-dios de compresores porque las válvulas o los anillos deempaquetadura no estaban bien montados o instalados.Los aparatos de seguridad que no funcionan, tambiénprovocarán que ocurran serios daños; hay que probarloscon cierta frecuencia para asegurarse de su funciona-miento adecuado.

Durante el funcionamiento normal hay que vigilar losiguiente: flujo del agua de enfriamiento, nivel, presióny temperatura del aceite, funcionamiento de los contro-les y presión de control, presiones y temperaturas desucción y descarga, ruidos anormales y carga y tempera-tura del motor.

Si se cuenta con una luz negra portátil, el examen dela biela entre la carcasa y el cilindro indicará la presen-cia de contaminantes en el espaciador, como los que seocasionarían por desgaste de los anillos de control deaceite. Estas inspecciones se deben programar a interva-los fijos y en horarios convenientes.

Se han producido incendios debidos a puntos calien-tes en los cilindros cuando los conductos del agua en lascamisas se obstruyen con lodo o incrustaciones. Hayque inspeccionar las camisas, los enfriadores y el sistemade enfriamiento de la empaquetadura cada vez que serepare el compresor. Las superficies limpias permitiránun funcionamiento más seguro y temperaturas más ba-jas. Es indispensable utilizar agua tratada para impedirlas incrustaciones y sedimentos.

Es indispensable un registro diario del funcionamien-to del compresor, en especial de los de etapas múltiples,para un mantenimiento eficiente. Se debe registrar,

OPERACIÓN SEGURA DE COMPRESORES PARA OXíGENO Ii?3

Fig. 3 Estación cential de control para mayorseguridad

cuando menos, lo siguiente: 1) temperaturas y presionesde succión, descarga y entre etapas; 2) temperaturas delagua de las camisas de entrada, salida y entre etapas; 3)temperatura y presión del aceite para lubricar los cojine-tes; 4) carga, amperaje y voltaje del motor; 5) tempera-tura ambiente; 6) hora y fecha.

Con ese registro, el supervisor puede observar cam-bios en la presión o temperatura que indican un malfuncionamiento del sistema. La corrección rápida evita-rá problemas serios más tarde.

Hay que seguir haciendo inspecciones frecuentes dela parte abierta de la carcasa entre el cilindro y el depósi-to de aceite, con una luz negra, para ver si hay contami-nación o arrastre de aceite del depósito.

Dispositivos de seguridad y alarma

Los controles de seguridad de los compresores suelenestar en una estación central, y permiten determinarcon rapidez una falla y el lugar en que ocurre. Tambiénpueden poner a funcionar sistemas de alarma y de parode emergencia. Se pueden utilizar detectores para hacersonar una alarma y encender una luz ámbar; si continúala falla, suena otra vez la alarma, se enciende una luzroja y se para automáticamente el compresor. Otros de-tectores para situaciones más críticas pueden hacer S~O-nar una alarma, encender una luz roja y hacer el paroinmediato del compresor (Fig. 3).

Los controles para las siguientes emergencias produ-cen el paro del compresor con cierta demora, después deque se produce la alarma: temperatura excesiva del gasentre etapas, bajo nivel de aceite en el depósito, altastemperatura o presión del gas en la descarga final y tem-peratura excesiva del aceite.

Por lo general, se utilizan alarma y paro inmediato enlos siguientes casos: caída de la presión de aceite, vibra-ciones excesivas y falta de flujo de agua de enfriamiento.

124 0PERACIC)N Y MANTENIMIENTO

El autor

Lubricación decompresores de aireEl empleo del lubricante correcto para los compresores de aire garantiza una mayorduración y un funcionamiento libre de problemas.

R. G. Winters, Ingersoll-Rand Co.

El sistema de lubricación de un compresor es un as-pecto decisivo para su funcionamiento. Sirve para redu-cir la fricción, transferir el calor al sistema de enfria-miento, sellar contra escapes de aire y arrastrar cuerposextraños.

Los sistemas de lubricación de los compresores de airepor lo común deben efectuar esas importantes funcionesen atmósferas con contaminantes sólidos o con vaporescorrosivos que atraviesan el filtro de admisión de aire yllegan a la cámara de compresión.

Además, los compresores modernos son mucho máspequeños y funcionan a velocidades que todavía no hacemuchos años parecían imposibles de lograr, lo cual haceque la lubricación sea más crítica.

El compresor compacto de aire centrífugo, con engra-naje integral, se utiliza cada vez más. El sistema de lu-bricación debe servir para piñones que funcionan avelocidades de 30 000 a 50 000 rpm.

Hay también compresores de espiral rotatoria inun-dados con aceite, los cuales presentan otras exigencias,porque el aceite y el aire pasan juntos por el ciclo decompresión, y el aceite arrastra el polvo y los contami-nantes que atraviesan el filtro de admisión de aire.

Los proveedores de lubricantes han tenido que intro-ducir productos más elaborados para satisfacer las nece-sidades de los compresores, que funcionan en condicio-nes ambientales cada vez más adversas. La industria delos lubricantes no sólo ha creado nuevos productos parallenar esos requisitos, sino en realidad también ha podi-do alargar los intervalos para cambio de aceite, en lamayor parte de los casos.

Problemas con la lubricación

Hay que tener en cuenta muchos factores cuando losproveedores visitan la planta para sugerir el lubricanteadecuado para un compresor en particular. Los factoresmás importantes son: temperatura del aire de entrada,contaminación atmosférica, condensación, temperaturade funcionamiento y temperatura y presión de descarga.

La contaminación del aire de entrada influye muchoen el desgaste del compresor, en la oxidación del aceitey en los depósitos en las válvulas de descarga. En los úl-timos años ha aumentado en forma sorprendente la can-tidad de contaminantes industriales en el aire quemuchas veces no tienen olor y son invisibles. Hasta enel día más despejado penetran cantidades importantesde vapores y humos nocivos en el filtro de admisión deaire del compresor, en una planta industrial típica. Valela pena mencionar que el cuerpo humano puede tolerarmejor la contaminación atmosférica que un compresor.

Rara vez ocurre condensación durante el funciona-miento normal de un compresor. Pero, cuando la hume-dad relativa del aire es elevada y la temperatura delcilindro durante la carrera de succión es menor que ladel aire, habrá condensaci6n. Por ejemplo, para evitarla condensación, las paredes del cilindro en la primeraetapa de un compresor de dos etapas se deben mantenera unos 100’F cuando la temperatura del aire de entradaes de 80°F. El operador poco experimentado que dejapasar demasiada agua fría por las camisas de enfria-miento, puede hacer que se condense el agua en los ci-lindros y lave la película de aceite. Esto hace que se

126 OPERACIÓN Y MANTENIMIENTO

forme herrumbre que, a su vez, ocasiona abrasión du-rante el funcionamiento.

Las altas temperaturas de funcionamiento reducen laviscosidad del aceite y, por lo tanto, el espesor de la pelícu-la. Esta reducción en la película puede, en ciertas condi-ciones, permitir que haya contacto de metal con metal.Por ello es muy importante el índice de viscosidad delaceite. El funcionamiento prolongado a temperaturasentre 140 y 160°F aumenta la rapidez de oxidación delaceite, y ésta puede convertir un aceite delgado en unamasa espesa, carbonosa y pegajosa en un tiempo más omenos corto. Por ello, hay que hacer siempre los cam-bios de aceite a los intervalos recomendados.

La temperatura de descarga del aire se refleja en for-ma directa en la cantidad de depósitos en las válvulas dedescarga y en la tubería de corriente abajo. Esas altastemperaturas producen oxidación rápida dei aceite, ylos residuos se sedimentan en las válvulas. Esta acumu-lación, con el tiempo, impide el movimiento normal delas válvulas y permite que haya fugas. Después, el aireprecalentado o vuelto a comprimir aumenta más la tem-peratura de descarga, acelera la oxidación y hace que seformen más depósitos. Este ciclo puede ocasionar fallade los componentes y, en casos serios, que haya puntoscalientes incandescentes.

Otra advertencia: si alguien afirma que tiene el aceiteideal para todos los compresores reciprocantes, hay queponerlo en tela de duda. Un compresor reciprocantede una etapa tiene una temperatura teórica de descarga de400 a 450’F; uno de dos etapas, de entre 250 y 300°F.Algunos compresores reciprocantes tienen lubricaciónpor salpicado; otros lubricación a presión. Algunos tie-nen enfriamiento por aire; otros, por agua. En algunosse utiliza un solo tipo de aceite para todas las piezas mo-vibles; en otros, se requiere aceites diferentes para los ci-lindros y el mecanismo. Hay muchas variables.

Compresores de espiral rotatoria

Los compresores de espiral rotatoria inundados conaceite tienen otros requisitos que los reciprocantes. De-bido a que el aire y la humedad succionados en la entra-da se mueven junto con el aceite y se separan despuésdel ciclo de compresión, el aceite debe tener buenas ca-racterísticas de separación de agua. Como el aceite seenfría en forma continua en estos compresores. La tem-peratura interna se puede mantener muy baja; sin em-bargo, es peligroso porque, como se dijo, la condensa-ción es un serio peligro. Por ello, los fabricantes reco-miendan mantener la temperatura del aire de descargaentre 170 y 200’F. Para algunos operadores, es difícilaceptar este concepto de aumentar intencionalmente latemperatura de descarga de un compresor de espiral re-duciendo el enfriamiento del aceite, pero debe insistirseen ello para evitar la condensación y los consecuentesdaños a los cojinetes.

Tipos de aceites lubricantes

La mayor parte de los lubricantes recomendados co-mo de alta calidad provienen de crudos de los llamados

tipo Pennsylvania, de yacimientos de Pennsylvania yzonas de Ohio y Virginia Occidental, y son únicos y ex-celentes para aplicaciones en automóviles en EstadosUnidos; son petróleos parafínicos, en contraste con losque se producen en otros yacimientos de ese país queson nafténicos. Sin embargo, los lubricantes con baseparafínica forman un residuo duro semejante al barnizcuando se utilizan en cilindros de compresión; los nafté-nitos forman un residuo carbonoso, ligero y fofo, que sepuede eliminar con más facilidad.

Los depósitos en las válvulas de descarga pueden serel principal problema en algunos compresores recipro-cantes. Si ocurren, hay que utilizar aceite nafténico y re-ducir al mínimo la temperatura de descarga. Si elcompresor de aire también tiene que funcionar en con-diciones de alta humedad, altas temperaturas ambientey en servicio intermitente, entonces pueden ocurrir lacondensación y la pegadura resultante de válvulas o ani-llos. Un aceite con base nafténica, compuesto o coninhibidores de corrosión, es el más adecuado cuando setienen condiciones de condensación en aquellos casos enlos que los depósitos en las válvulas son un problema im-portante de lubricación.

Los aceites parafínicos se pueden emplear en compre-sores en los que no hay el problema de depósitos en lasválvulas. Resisten el adelgazamiento mejor de los nafté-nitos simples cuando aumenta la temperatura; es decir,,tienen mejor índice de viscosidad

La protección de los cojinetes es una de las funcionesprincipales del lubricante, y su periodo crítico es cuandoempieza la falla de cojinetes. Las superficies de lds coji-netes durante los periodos críticos se vuelven irregularesy ocurren altas presiones localizadas. Con las presionesaltas, los aceites nafténicos se vuelven más viscosos, yesto produce un medio eficaz para soportar el metal delos cojinetes hasta que su superficie sea lisa y la carga sedistribuya con uniformidad.

Compresor compacto con sistema de lubricación apresión

LUBRICACIÓN DE COMPRESORES DE AIRE 127

Compresor de espiral rotatoria inundado con aceite

Engrane principal y piñones del compresor centrífugo

Los lubricantes sintéticos se crearon para resolver losdos problemas más comunes de los usuarios de aceitesde petróleo: depósitos carbonosos que requieren limpie-za frecuente de válvulas, y el peligro de incendio.

Peligro de incendio

En cualquier compresor de aire hay el llamado“triángulo de fuego”: oxígeno, combustible y una fuen-te de ignición. El aire aporta el oxígeno y los aceites depetróleo constituyen el combustible. Las temperaturasnormales de descarga nunca son lo bastante altas parainiciar un incendio u ocasionar una explosión. La tem-peratura de inflamación de la mayor parte de los lubri-cantes para cilindros es más alta que las temperaturasnormales de funcionamiento del compresor.

Sin embargo, los depósitos carbonosos de los aceitesse acumulan en las válvulas, las cabezas (culatas) y lastuberías de descarga. Como se dijo, esto puede causarfugas por las válvulas de descarga se desvía aire calientey sigue aumentando la temperatura hasta el grado quepuede ocurrir la autoignición. Esta, casi siempre, es elresultado de mantenimiento inadecuado, como son ale-tas sucias en los compresores enfriados por aire, interen-friadores sucios, camisas de agua obstruidas, válvulasrotas 0 con fugas y similares. Por lo tanto, los mejoresaceites se deben utilizar en cantidades limitadas. Hayque mantener limpio el compresor, inspeccionar las vál-vulas con frecuencia y eliminar las incrustaciones en lascamisas de agua de enfriamiento.

Los lubricantes sintéticos de ésteres de fosfato se desa-rrollaron para minimizar los incendios en los compreso-res. Tienen cualidades de resistencia al fuego, distintasen el sentido de que su punto de autoignición es alrede-dor de un 50 76 más alto que el de la mayor parte delos aceites de petróleo y tienen excelente resistencia de pe-lícula.

Los sintéticos tienen algunas desventajas. Sus índicesde viscosidad por lo general no son tan altos como los

de los aceites de petróleo, y son más susceptibles a la ac-ción del agua cuando se produce condensación. Son mu-cho más costosos que los de petróleo y por lo común larapidez de alimentación a los cilindros debe ser sustan-cialmente mayor. Además, los sintéticos son disolventesmuy fuertes, pueden remover toda la pintura en los con-ductos para aire, que llegará a las válvulas, obstruirá lostubos para aceite, emuciará los interenfriadores y cau-sará estragos dentro del compresor.

Este tipo de lubricantes sintéticos ataca el material delas juntas, y hay que descargar los vapores de modo queno lleguen al motor eléctrico, pues pueden destruir elaislamiento. Antes de utilizar un lubricante sintético deéster de fosfato, hay que consultar con el fabricante delcompresor. ,

Los lubricantes a base de diésteres, aunque no ofre-cen la misma protección contra las explosiones que losde ésteres de fostato, tienen muchas otras propiedadesventajosas, en particular que los intervalos para el cam-bio son mucho más largos. También existen los conside-rados “ superaceites” que son de petróleo con aditivos.Duran más que los de estándar de general, y su costo esalgo menor que el de los sintéticos.

iCuál tipo de aceite es mejor? .

Lo siguiente es seleccionar el aceite adecuado para lasnecesidades que se tengan.

Considérense en primer lugar el compresor centrífu-go; quizá sea el que menos exigencias presenta respectoa la lubricación. Recuérdese que en virtud de que elcompresor de aire es sin lubricación, no hay aceite en lascámaras de compresión; la lubricación es sólo para elengranaje de impulsión.

En este caso, la exigencia es mantener buena resisten-cia de la película bajo carga, con inhibidores para evitarel herrumbre, la formación de lodos y la espuma.

Por otro lado, los compresores de espiral inundadoscon aceite son muy sensibles a la calidad y a la condicióndel aceite. No hay altas temperaturas a las que se expon-gan pero el aceite está repetidas veces expuesto al aire

128 OPERACIÓN Y MANTENIMIENTO

que se comprime y a los contaminantes que atraviesanel filtro de admisión. Dado que una parte del aceite queinunda la cámara de compresión se deriva para que va-ya a los cojinetes, la humedad que se colecta en la uni-dad puede ser crítica para la duración de éstos.

Como los operadores no siempre tienen presentes lospeligros de la condensación-contaminación o de la de-gradación del aceite en los compresores de espiral inun-dados con aceite, algunos fabricantes ofrecen unprograma de muestreo del lubricante y recomiendanutilizarlo. Se envían muestras del aceite al fabricante, yéste envía un análisis al usuario. Esto sirve para que elusuario mantenga una observación adecuada y le per-mite programar una verificación de mantenimiento an-tes de que ocurra una falla de cojinetes.

Debido a las muy altas temperaturas, a veces de 300a 400°F, en los compresores de pistón, la lubricación escrítica. La selección de lubricantes sintéticos o de petró-leo con aditivos, en comparación con los convenciona-les, suele ser cuestión de costos; es decir, de determinarsi sus ventajas de larga duración compensan el precio.

Ajuste de la alimentación de aceite

Los lubricadores para los cilindros de los compresoresde pistón tienen ajuste para las velocidades de alimenta-ción. Las gotas de aceite se pueden contar con facilidadcuando pasan por una mirilla. La pregunta más fre-cuente es: icuántas gotas por minuto se deben emplear?Se ha tratado de relacionar el número de gotas por mi-nuto con el diámetro del cilindro, la velocidad del pis-tón, etc. Pero este método puede ser peligroso, pues lacantidad correcta de aceite para un compresor puede serdemasiada o muy poca para otro.

Los compresores nuevos se deben someter a asenta-miento inicial con una cantidad de aceite tres o cuatroveces mayor que la normal durante las primeras 500 ho-

ras de operación, y se debe emplear aceite para cilindrosque sea dos números SAE más grueso que el normal,hasta que el pistón y el cilindro tengan “brillo de espe-jo”. Este asentamiento se debe efectuar sólo con aceitesa base de petróleo, aunque después se vaya a cambiarpor un lubricante sintético para cilindros.

Después se debe reducir la alimentación del lubrica-dor en pasos pequeños; hay que parar el compresor einspeccionar el cilindro después de unas cuantas horasde operación en cada paso, hasta que la superficie supe-rior interna sólo tenga una ligera película de aceite. Loscharcos de aceite en el fondo del cilindro indican excesode alimentación; los puntos secos en la parte superior in-dican carencia. El operador experimentado sabe que elajuste preciso del lubricador es cuestión de práctica, másque una ciencia.

El aceite lubricante es vital para el compresor. Hayque seleccionarlo y utilizarlo en la forma recomendada.Hay que estudiar los manuales de operación del fabri-cante y los libros como el “Maintenance of Reciproca-ting Compressors” y el “Compressed Air and GasData” y solicitar el asesoramiento del proveedor deaceite.

El autor

Robert . G. Winters es gerentede ventas de compresores del AirCom~ressor G r o u p d e Ingersoll-Rand Co. , Woodcl i f f Lake , NJ07675, en donde ingresó en 1950 yh a ocuoado d i v e r s o s puestos conresponsabilidad c a d a v e z m a y o r .En 1975 fue nombrado gerente re-gional de ventas y ocupó su puestoactual en 1978. Tiene título de inge-niero mecánico por la UniversitfofPennsylvania y ha hecho estudiosde posgrado en la New York Uni-versity.

Selección y mantenimientode bielas de compresoresreciprocantesInformación para selección de material, acabados, diseños de las roscas, ajuste en elpistón, revestimientos y desviación de la biela, puntos importantes para la selección.Se incluyen sugerencias que ayudarán al usuario a evitar la rotura de bielas.

Jim Messer, Dresser Industries, Inc.

Las bielas, que son una pieza crítica en cualquiercompresor reciprocante, se deben diseñar para máximaseguridad y larga duración. (Algunos ingenieros creenque las bielas se diseñan intencionalmente para que seanel “eslabón más débil”, en el compresor, pero no esasí.)

Se describen algunos factores para la selección y man-tenimiento de las bielas de compresores reciprocantes.

Selección de materialespara atmósferas de gas

La biela debe ser compatible con la atmósfera de gasen que trabajará. Además, hay que diseñarlas para re-sistir el desgaste; por lo cual hay que llegar a un términomedio satisfactorio para el cliente y el fabricante. Losmateriales más comunes para bielas y. sus propiedadesse describen a continuación y se resumen en la tabla 1.

SAE 4140, con tratamiento térmico. Es el material quemás se utiliza para las bielas de compresores. Se le pue-de aplicar un tratamiento térmico para darle máximaresistencia y se endurece fácilmente por inducción en lasuperficie para mayor resistencia al desgaste. sin embar-go, el SAE 4140 no es adecuado para atmósferas corrosi-vas. Además, como se oxida con facilidad, no se debeemplear en compresores sin lubricación. Se comportamejor con lubricación en atmósferas no corrosivas, co-mo gas natural dulce, aire o nitrógeno.

Acero SAE 4140 recocido. Aunque tiene mayor resisten-cia al ataque del sulfuro de hidrógeno en atmósferas degas agrio, las bielas suaves recocidas no se desgastanbien. Aunque es posible que no se rompan, probable-mente requerirán servicio a intervalos más cortos.

Para mejorar esta situación, se pueden ordenar con lasuperficie endurecida por inducción; pero esto tiende aanular el propósito original del material blando. Por lotanto, se necesitan bielas de sobremedida, más costosas,para mantener baja la intensidad de los esfuerzos y conpoca ganancia en resistencia a la corrosión. Hay queevitar el empleo de bielas de acero SAE 4140 recocido.

Acero inoxidable 17-4ph. Es un acero inoxidable mar-tensítico de endurecimiento por precipitación que,cuando se somete a tratamiento térmico para darle lacondición de H-900, es el material más fuerte en la ac-tualidad. Se endurece con facilidad y por completo a

130 OPERACIÓN Y MANTENIMIENTO

Tabla I Materiales de uso común para las bielas

SAE 4140,con tratamiento

tkrmicoSAE 4140,recocido

Aceroinoxidable

17-4 PH, contratamiento

thmico

SAE 0620.con tratamiento

t6rmicoMonelK-500

Resistencia final ala tracción, psi

Resistencia decedencia mínima, psi

Límite de aguantepara diseño, psi

Dureza, Rockwell CNúcleoSuperf icie

Requiere revestimientoRevestimiento

recomendado

Esfuerzo máximo permisiblede diseño, psi

Carga máxima permisibleen el perno con:

120,000 95 000

100 000 60 000

55 000 40 000

40 máx 22 máx50 mín 50 mín

N o N o- -

8.500 6 0 0 0

100% 30%de la nominal de reducción

200,000

185.000

75 000

4 0 4 54 0 4 5

No-

10:000

100%de la nominal

115000

70,000

50,000

22 mBx22 máx

S íColmonoy

7500

15%de reducción

1 401000

100 000

43.000

30 mhx30 máx

siC a r b u r o L i n d e

LW-16.500

25%de reducción

una dureza Rockwell C de 40 a 45 y puede funcionarcon todos los tipos de anillos de empaquetadura, excep-to los de hierro fundido. Por alguna razón desconocida,los anillos de control de aceite y de empaquetadura dehierro no se comportan igual de bien en las bielas de 17-4,que en las de SAE 4140.

Las bielas de 17-4 tiene mayor resistencia a la corro-sión en todos los tipos de atmósferas gaseosas, incluso ensulfuro de hidrógeno, y los datos publicados dicen quees tan bueno como los aceros inoxidables tipos 302 y304. Sin embargo, aun cuando el 17-4 posee todas estasbuenas cualidades, todavía no se prueba con gas agrio.Los metalurgistas por lo común concuerdan en que pa-rece bueno, pero se resisten a recomendarlo porque nose ha probado. Se espera que algún día se probará contoda amplitud en gas agrio (con tratamiento térmico ala condición de H-1025). Los resultados deben ser satis-factorios.

Las bielas de acero inoxidable 17-4 se consideranestándar para la mayor parte de las demás atmósferascorrosivas y también para compresores sin lubricación.Funcionan muy bien con anillos de Teflon, con o sin lu-bricación, y en los últimos 15 años este material ha dadomuy buenos resultados.

Acero SAE 8620 con tratamiento térmico. No se utiliza conmucha frecuencia, pero es una excelente base para el re-vestimiento de Colmonoy y se debe utilizar cuando senecesitan bielas con ese revestimiento.

Monel K-500. Tiene una sola aplicación y ésta es encompresores reciprocantes para oxígeno; en muchos seutiliza este material base con algún tipo de revestimien-to como el Metco No. 439 o el Linde LW- 1. El MonelK no sostiene la combustión y es uno de los más segurosdisponibles para esta aplicación.

Otros materiales. Se han probado otros materiales parabielas, pero ninguno ha tenido la aceptación que el ace-ro SAE 4140 o el inoxidable 17-4PH.

Niveles permisibles de esfuerzo

Los niveles de esfuerzo en diversas bielas de compreso-res se deben mantener b más bajos que sea posible, perono a expensas de un elevado costo. Las bielas grandes pa-ra compresores de baja velocidad no se someten general-mente a un esfuerzo mayor de 8 500 psi si son de aceroinoxidable 4140, y se les aplica esfuerzos proporcionada-mente mayores hasta 10 000 psi o más. En cualquier ca-so, cuanso se sobrepasan estos niveles de esfuerzo, losriesgos asociados de rotura de la biela aumentan mucho.Si hay posibilidad, la biela debe ser del tamaño másgrande que sea posible, dentro de lo razonable.

Acabado y compatibilidad con losanillos de empaquètadura

El acabado de la biela no debe pasar de 16 micropul-gadas rms, que es aceptable para los compresores lubri-cados que manejan la mayor parte de los gases con pesomolecular superior a 10. Cuando se trabaja con gases debajo peso molecular (compresor lubricado) y en todoslos no lubricados en que se utiliza Teflon, el acabadomáximo es de 8 rms. También hay aplicaciones especia-les, como gas etileno en donde el límite se establece co-mo 4 rms máximo, porque este gas tiende a disolver ellubricante y hace más difícil la lubricación.

La dureza de las superficies de la biela también es im-portante. En general, cuanto más dura sea, mejor resis-tirá el desgaste. Como los anillos de empaquetaduraestán apretados contra la biela, la superficie más duraresiste estas fuerzas y disminuye el desgaste.

Por último, hay que considerar la compatibilidad conlos anillos de empaquetadura. Las bielas del 4140 contratamiento térmico, lubricadas, son adecuadas paraanillos de hierro fundido, bronce, Micarta y Teflón; es-tas bielas no se utilizan en compresores sin lubricación.

SELECCIÓN Y MANTENIMIENTO DE BIELAS DE COMPRESORES RECIPROCANTES 131

Para las bielas de acero inoxidable 17-4 PH lubrica-das, se pueden emplear anillos de bronce o de Teflon;no se suelen emplear los de hierro fundido. Para com-presores no lubricados, se recomiendan anillos de Te-flon.

Cuando se utilizan anillos de pistón y de empaqueta-dura de materiales no metálicos, hay que tener cuidadode que no sean un aislamiento térmico para la biela yel pistón. Por ejemplo, nunca deben utilizarse juntosanillos de pistón y empaquetadura de la biela de Micar-ta, ya que aíslan tan bien que no hay manera de elimi-nar el calor por fricción de la biela. Cuando se empleananillos de pistón hechos de Micarta, se tendrá más dura-ción si se emplean con ellos anillos de empaquetadurametálicos en la biela. Si se emplean anillos de pistón yde empaquetadura, de Teflon, hay que instalar un ani-llo metálico de respaldo en ésta para eliminar el calor dela fricción. Con demasiada frecuencia ha ocurrido des-gaste excesivo de anillos y empaquetaduras debido al ex-ceso de calor por fricción que los instrumentos normalesno pueden detectar.

Diseño de las roscas

Desde que se sabe, la mayor parte de las roturas debielas han ocurrido en las roscas en el extremo de la cru-ceta. Algunas veces, se pudieron atribuir a que se habíacaído la contratuerca o a que la tuerca estaba mal apre-tada, pero casi siempre se encontró que eran por fatigadel metal, que se iniciaba en la raíz de las roscas. En casitodas las bielas antiguas se utilizaba una rosca conven-cional de 60”, cortada directamente con máquina en labiela. En el microscopio, estas roscas se veían desgarra-das y desiguales, con esquinas agudas en la raíz. Con es-te tipo de rosca era casi imposiblé que los diseñadorespudieran proyectar un bajo esfuerzo en la biela para evi-tar la rotura.

La introducción de las esmeriladoras de roscas fueuna gran ventaja para los usuarios de roscas de 60’. Es-ta nueva rosca era tan limpia en comparación con la cor-tada, que las fallas por fatiga se redujeron en más de50 % . Pero, persistían demasiadas roturas de bielas.

Cuando aparecieron en el mercado las máquinas la-minadoras de roscas, los fabricantes de compresores em-pezaron a utilizarlas de inmediato para formar las roscasde 60’ en las bielas. Las pruebas de laboratorio mostra-ron que las roscas laminadas reducían los esfuerzos defatiga a la mitad, en comparación con las roscas corta-das, y se confirmó en los compresores en operación. Labiela con rosca laminada fue un gran adelanto tecnológi-co, y ahora se ha convertido en estándar.

El siguiente paso fue rediseñar las roscas, empezandopor la raíz, pues en ella ocurría la acumulación de es-fuerzos. Como resultado, en 1960 apareció una nuevaforma de rosca con raíz de curvatura total, llamada dealta resistencia a la fatiga, HFS por sus siglas en inglés.Nuestra compañía la aceptó como estándar en 1963 pa-ra todas las bielas de 2-1/4 in o más de diámetro, y noha ocurrido rotura de bielas por fatiga después de 15años.

La forma de rosca HFS (Fig. 1) muestra con claridadla estructura granular modificada en la propia biela co-mo consecuencia de la laminación, y la raíz de curvatu-ra total que es la más grande que se puede emplear enuna rosca de este tipo.

Ajustes en el pistón

Para minimizar las roturas de biela en el lado del pis-tón, hay que tener cuidado al ajustar y fijar el pistón enla biela. Algunos pistones tienen un ligero ajuste de in-terferencia entre el mamelón y la biela para mantenerloapretado en ella y evitar que giren cuando se aprieta latuerca del pistón. Por lo general, se coloca el pistón en

Fig. 1 En la rosca laminada (izquierda) se elímman desgarraduras pequeñas como las que hay en la raíz de

una rosca fresada típica (derecha)

132 OPERACIÓN Y MANTENIMIENTO

la biela, se calienta con vapor y se introduce la biela has-ta que topan sus rebordes. Es muy importante dejarlosenfriar hasta que alcancen la temperatura ambiental an-tes de apretar la tuerca del pistón. Esta tuerca no se debeapretar mientras el pistón está caliente, porque cuandose enfríe se reducirá su longitud y se perderá el prees-fuerzo aplicado en la biela por el apretamiento de latuerca del pistón. Cuando se pierde ese preesfuerzo, elpistón puede considerarse como “flojo” en la biela y, enun momento dado, el micromovimiento producirá gol-peteo que ocasionará falla por fatiga de la biela en la zo-na de ajuste del pistón.

iCuánto hay que apretar la tuerca del pistón? Aun-que la respuesta es sencilla, no se lograrán los resul-tados deseados si no se utilizan las herramientas especia-les. En los pistones con mamelones macizos hay queapretar para preesforzar la biela hasta 15 000 psi. Lospistones sin mamelones macizos no se deben apretar amás de 10 000 psi, para evitar el aplastamiento del pis-tón. Sin embargo, el valor mínimo a que se debe prees-forzar es 10 000 psi.

iCómo se logran entonces esos preesfuerzos? Para lasbielas hasta de 2-2/4 in de diámetro, bastará una llavede torsión. En bielas de mayor diámetro el único méto-do aceptable para apretar la tuerca del pistón es un apa-rato hidráulico. Algunos compresores tienen un meca-nismo especial con ariete hidráulico para apretar la tuer-ca, en el cual se correlacionan la presión hidráulica con-tra el preesforzado de la biela como función del diámetrode ella. Hay que utilizar estas herramientas especialessiempre que se instale el pistón en la biela (Fig. 2). Si nose aprieta la tuerca al par (torsión) correcto, es muy posi-ble que se rompa. Si se aprietan las tuercas con llaves deimpacto o con marros, es fácil que se rompa la biela.

Revestimientos

Hay tantas opiniones sobre este tema como fabrican-tes y aplicadores de revestimientos. Sólo se comentaránlos que el autor conoce por experiencia.

Bomba h id ráu l i ca

Fig. 2 Apretamiento de la tuerca del pistón con unaprietatuercas hidr&ulico

Carburos. Aunque el carburo LW- 1 de Linde Div., deUnion Carbide, es muy costoso, ha dado muy buenosresultados. Se puede aplicar sobre la mayor parte de losmateriales para bielas, y la superficie acabada es compa-tible con casi todos los materiales de empaquetaduras depresión. Más aún, es para servicio con lubricación o sinella y tiene la rapidez mínimo desgaste en comparacióncon otros materiales. Cuando se aplica en una biela nue-va o en una reconstruida, durará mucho más del dobleque cualquier biela original sin revestimiento. Se utilizaen las bielas de Monel K para compresores de oxígenoy en los émbolos de algunos hipercompresores de altapresión para polietileno. También está disponible encualquier biela nueva para servicio no corrosivo. Haytambién en el mercado otros revestimientos de carburomenos costosos y que han tenido excelentes resultados.

Cromado. Algunas bielas cromadas trabajan bastantebien y otras fallan miserablemente. Nunca se ha podidopredecir cuáles tendrán éxito. Puede ser que el aceite nopueda mojar algunas superficies de cromo; cuando ocu-rre, los anillos de empaquetadura ocasionan desgasteexcesivo, que desprende el cromo con unas cuantas ca-rreras del compresor. Además, no se deben utilizar ani-llos de empaquetadura de Teflon con bielas cromadas,en compresores lubricados o no lubricados, salvo que nohaya ninguna otra opción.

En general, si se piensa utilizar bielas cromadas, sedebe recordar que no todos los cromados son iguales yque siempre hay cierto elemento de riesgo.

Colmonoy. Este material se ha utilizado desde hacemuchos años y es especialmente bueno para atmósferascorrosivas. Sin embargo, para aplicarlo, hay que calen-tar el metal base a unos 1 600°F y dejarlo enfriar conlentitud. Con esto se recueceyasi por completo el metalbase y se pierde cualquier tratamiento térmico aplicadoa la biela para darle propiedades más deseables. Por lotanto, hay que utilizar las bielas de material recocido oblando en aplicaciones de menor potencia, para mante-nerlas dentro de límites seguros de esfuerzo.

El Colmonoy no se puede aplicar en el acero SAE4140 porque produce grietas en la superficie. Empero,sí se puede aplicar en el acero SAE 8620, si se utilizanbielas de 15 % de sobremedida, para mantenerlas dentrode límites seguros de esfuerzo.

Desviación permisible de la biela

En compresores con crucetas ajustables, se debe ajus-tar la biela para que funcione alineada en sentidos hori-zontal y vertical con una variación de 0.004 in. Esto esimportante para no imponer esfuerzos de flexión anor-males en la biela, en donde se conecta con la cruceta.Este ajuste sólo debe efectuarlo un técnico que conozcael compresor en que trabaja. Aunque la mayor parte delas crucetas parecen ser muy pesadas, a veces se suben.hasta la parte superior de la guía, según sean la rotacióny la carga; hay que tomarlo en cuenta para el ajuste dela desviación. Si la desviación no se ajusta en forma co-rrecta, la biel’a se puede romper cerca de la cruceta.

Muchos compresores más pequeños tienen crucetastipo barril no ajustables, en los cuales la desviación má-

SELECCIÓN Y MANTENIMIENTO OE BIELAS DE COMPRESORES RECIPROCANTES 133

xima de la biela, a veces, es mayor de 0.004 in. El usua-rio debe tener cuidado de armar el compresor lo máscerca que sea posible de la línea de centros teórica. Haymuchos de estos compresores en uso y, aunque en algu-nos la desviación pueda ser hasta de 0.007 in, las roturasde biela no han sido un problema serio.

Razones para las roturas de bielas

Alto esfuerzo de tracción. Ya se mencionó la necesidad deque los esfuerzos de tracción queden dentro de ciertos lí-mites de diseño. El factor de seguridad resultante por locomún compensa, hasta cierto grado, la flexión aplicadapor la desviación, pero lo más importante es que esta-blece limitaciones a las diferenciales de presión a travésdel pistón que se pueden permitir sin peligro. En loscompresores nuevos se especifican claramente estas li-mitaciones. Pero muchas veces se reacondicionan loscompresores sin tener en cuenta las limitaciones en lascargas en los pernos.

Hace poco, el autor pudo ver un compresor que fun-cionaba con 50 % más de la carga nominal permitida enla biela. Lo habían reparado otros, y el usuario se quejócon la fábrica de un movimiento excesivo del cilindro.El problema se corrigió con un ajuste de las relacionesde presiones. Por lo tanto, en condiciones normales deoperación, los esfuerzos de tracción no suelen ocasionarpor sí solos roturas de bielas.

Esfuerzos deJexión. La fatiga por flexión es causa co-mún de roturas de bielas, y su origen suele ser una des-viación excesiva de la biela. Esto podría ser por desgastede la camisa del cilindro o porque las bandas de desgas-te del pistón se han desgastado al punto de que el pistóncae en el cilindro. Una parte importante del programade mantenimiento preventivo es comprobar la desvia-ción de las bielas a intervalos periódicos.

Bielas Rayadas. La lubricación correcta de las empa-quetaduras es importante para que las bielas no se des-gasten en exceso ni se rayen. Las bielas rayadas, aunqueno ocurre a menudo, también funcionan muy calientes.La combinación de esfuerzos de tracción, calor y con-centración de esfuerzos en las rayaduras, pueden hacerque se rompa la biela en la zona de la empaquetadura.

Tuerca del pistónfloja. Un pistón flojo sobre una biela,si no se corrige de inmediato, casi siempre llevará a quese rompa ésta, por lo común en la zona del pistón. Nor-malmente los pistones flojos producen un golpeteo y sedetectan con facilidad. Las tuercas del pistón siempredeben apretarse hasta el par apropiado y asegurarse.

Tuerca de bielafloja. La tuerca de biela (que no se debeconfundir con la tuerca del pistón) la sujeta en la crucetay su finalidad es preesforzar la biela en la cruceta. Porlo tanto, las roscas deben estar en buenas condiciones,y las caras de la tuerca y de la cruceta deben estar a es-cuadra entre sí y libres de asperezas para evitar los es-fuerzos por flexión.

Las tuercas de las bielas pequeñas se pueden apretarcon un marro o un martillo; en las más grandes se nece-sita un aparato hidráulico. Si no se aprieta la tuerca alpar correcto, puede haber rotura de la biela, por lo co-

mún en el sitio en que la tuerca acopla con la cruceta.Una tuerca de biela floja también puede permitir que gi-re el pistón y anule las tolerancias, y el pistón podría lle-gar a golpear una de las cabezas; la rotura tambiénpuede ocurrir por el golpeteo.

Holgura insuficiente entre el pistón y las cabezas. Muchoscilindros de compresores tienen una holgura mínima pa-ra funcionamiento, que puede ser de 0.062 in en cadaextremo o de 0.125 in en total. Cuando se instala la bie-la de un compresor, esta holgura se debe distribuir enun 65-60s en el lado de la cabeza y en un 35-40s enel lado de la cruceta o cigüeñal. En este ejemplo, unaholgura de 0.075 in en el lado de la cabeza y de 0.050in en el lado del cigüeñal será una buena distribución.Esto sirve para compensar la dilatación y el alargamien-to de la biela por el calor, con lo cual en funcionamientonormal la holgura real será más o menos de 0.060 in encada extremo.

Si no se hace este ajuste, puede ocurrir crecimientotérmico y el pistón golpeará la cabeza. Si no la golpeacon suficiente fuerza para producir un golpeteo audibley, por consiguiente, no se descubre y corrige el proble- ’ma, el golpeteo repetido puede ocasionar esfuerzos decompresión excesivos en la biela, que podría propagaralgún tipo de falla por fatiga.

Líquido en los cilindros

Los compresores son para comprimir gases y, si pe-netran líquidos en los cilindros, pueden ocasionar pro-blemas. Si un líquido no compresible entra en el cilindrodel compreJor en suficiente cantidad para llenar el espa-cio libre entre el pistón y las cabezas, se aplicará la viejaregla de “que dos cosas no pueden ocupar el mismo es-pacio, al mismo tiempo” y algo tiene que ceder y rom-perse, pero no siempre será la biela.

Si la trabazón ocurre en el lado de la cabeza del cilin.dro, la biela queda en compresión y están en peligro lostornillos que sujetan los cilindros a los espaciadores y és-tos a la carcasa. Si ocurre en el lado del cigüeñal, la bielay sus tornillos y otras bielas quedan en tensión. En estecaso, una biela rota es probable que ocasione menos da-ños en el compresor.

No se puede permitir que haya líquidos en un com-presor reciprocante para gases, y el operador debe to-mar todas las precauciones para impedir su entrada.

El autor

Jim Messer es ingeniero jefe deproyectos de todos los compresoresreciprocantes que fabrica DresserCh-k Div. de Dresser Industries,Inc., P.O. Box 560, Olean, NY14760. Está a cargo del diseño decompresores para ãire, gas y polieti-leno. Tiene título de itweniero porla University of Cincinnati y es-h-qeniero profesional registrado.

Guía paracompresores sinproblemasTener compresores con mínimos problemas de funcionamiento depende no sólo geque sean del tipoy tamaño adecuados para el trabajo. También son esenciales lasespeczficaciones detalladas del tipo auxiliar y las condiciones de trabaj,, así comouna vigilancia constante de las fases de ingeniería e instalación.

Sidney A. Bresler, Ingeniero Consultor y J.H. Smith, Ameritan Cyanamid Co.

Un compresor suele ser un aparato costoso, un com-ponente crítico en un proceso y una parte del equipo di-fícil de especificar y de comprar debido a las muchasopciones que tiene el ingeniero. En esta situación 2sobrequé bases se debe hacer la selección para tener el com-presor idóneo para el trabajo?

Debido a que cada tipo de compresor tiene caracterís-ticas específicas, primero se necesita entenderlas. Des-pués, se tienen en cuenta los factores que intervienen enla decisión final de compra del compresor y sus auxiliares.

Tipos de compresores

Hay dos métodos mecánicos básicos para aumentar lapresión de un gas: reducir su volumen y aumentar suvelocidad, de modo que la energía de velocidad se puedaconvertir en presión.

Los compresores de desplazamiento positivo que au-mentan la presión medirrnte la reducción del volumenson:n Compresores reciprocantes, que tienen un pistón

que se mueve dentro de un cilindro (Fig. 1).

Dresser Industries, Inc.

Fig. 1 Este compresor reciprocante para proceso puede trabajar desde vacío hasta mzk de 36 000 psi.

n Compresores de espiral rotatoria, en los cuales secomprime el gas entre dos hélices rotatorias acopladas yla carcasa del compresor.

H Compresores de lóbulos rotatorios, en los que elgas se empuja por lóbulos acoplados.n Compresores de aspas deslizables, en los cuales un

cuerpo o rotor excéntrico (en el cual se deslizan las aspasselladoras) gira dentro de una carcasa.

w Tipo de pistón líquido, en el cual una caja, llenaen forma parcial con líquido, hace las veces de las aspasdeslizables.n Compresores de diafragma, con un diafragma fle-

xible que funciona a pulsaciones en una cubierta cónca-va .

Los dos tipos de compresores que convierten lavelocidad enpresión son:

H Compresores de flujo radial, llamados general-m e n t e “centrífugos”n Compresores de flujo axial, llamados sencillamen-

te “axiales”En los compresores centrífugos el gas entra en el ojo

del impulsor, y la fuerza de rotación lo mueve hacia elborde de cada rueda o etapa. Los difusores conviertenla carga de velocidad en presión y se utilizan conductos

1 0 102 103 10’ 10s 106Flujo de entrada, fp/min reales

103, f

1 1 I I I I

1 0 lo* 103 10’ 10” 106Flujo de entrada, @/min reales

GUíA PARA COMPRESORES SIN PROBLEMAS 1s

de retorno para llevar el gas a la descarga del compresor0 la siguiente etapa impulsora.

En los compresores axiales el flujo ocurre por una se-rie de aspas rotatorias y estacionarias alternadas y endirección básicamente paralela al árbol del compresor.Cada pasada por las aspas rotatorias aumenta la veloci-dad del fluido, y su paso por las aspas difusoras estacio-narias convierte la carga de velocidad en carga depresión.

Consideraciones para la selección

No todos los tipos de compresores se fabrican en todaslas gamas de presión y volumen. En la figura 2 se indi-can, en una forma muy general, las capacidades de loscompresores reciprocantes, centrífugos, de espiral rota-toria y de flujo axial disponibles. La aplicación más co-mún se indica con la zona de sombreado más oscuro.Aunque en estas figuras no se indican los límites teóricoso de ingeniería de cualquier diseño (los límites se estánampliando continuamente), se pueden aplicar comoguías acerca de la tecnología actual.

Dado que los sistemas de sellos de los compresores deflujo axial no son tan adaptables como los de otros tipos,

10s I I ICentrífugos NOTA:

La capacidad mínima de casitodos los imrxhores es de

ll l l l ( J102 103 10’ 10s 106 10’

f lu jo de entrada, ft3/min reales

.10* 103 104 lOS lo6 10’Flujo de entrada, ft3/min reales

Fig. 2 Límites de presión y volumen de funcionamiento (presión de descarga contra volumen de alimentación) dcdiversos compresores

136 OPERACIÓN Y MANTENIMIENTO

por lo común sólo se deben manejar con este tipoaquellos gases que se pueda permitir su fuga hacia la at-mósfera.

Los compresores de lóbulos rotatorios, de aspas desli-zables, de pistón líquido y de diafragma tienen relativa-mente pequeña capacidad y su succión por lo general esa la presión atmosférica. De éstos, el de lóbulos rotato-rios es el que puede manejar mayor cantidad de gas,pues su volumen máximo de succión es de unos 30 000ft’/min reales y puede producir una presión máxima dedescarga de alrededor de 40 psia. Sin embargo, son losmás competitivos para capacidades de 17 500 ft”/minreales o menos y presiones de descarga de alrededor de22 psia.

Las capacidades máximas de entrada o admisión delos compresores de aspas deslizables es de unos3 000 fG/min reales o el doble si se utiliza un compre-sor dúplex; éste consta de dos compresores conectadoscon una sola unidad motriz. Las presiones de descargade los compresores estándar son de unas 65 psia con unasola etapa y de unas 140 psia con el de dos.

El compresor de pistón líquido tiene una capacidadmáxima de unos 10 000 fY/min reales y una presión dedescarga de unas 30 psia. Los volúmenes de300 ft3/min reales o menores se pueden comprimir aalrededor de 115 psia.

Los tres tipos citados de compresor pueden producirun vacío desde moderado hasta alto, en particular si sonde etapas múltiples.

Los compresores de diafragma tienen capacidades vo-lumétricas mucho más pequeñas, y flujos máximos quesuelen ser de 40 a unos 200 ft3/min reales. Sin embar-go, pueden producir presiones hasta de 40 000 psi.

Antes de seleccionar un tipo de compresor, se debedecidir cuántos se necesitarán para manejar la carga delproceso. Durante muchos años se utilizaban compreso-res reciprocantes para casi todas las aplicaciones; comoeran de capacidad baja, se necesitaba una batería deellos en las plantas grandes. Conforme se fueron mejo-rando la capacidad y la confiabilidad, la tendencia fueinstalar dos compresores, cada uno con 55% ó 60% dela capacidad y, a veces, un tercero para reserva.

El compresor de reserva aseguraba el funcionamientoa plena capacidad, pero representaba un costo adicionaldel 50% aproximadamente. Si no se tuviera el compre-sor de reserva pero hubieran dos de la mitad de la capa-cidad cada uno, hay una seguridad razonable defuncionamiento continuo. Esto era de particular impor-tancia si en el proceso se utilizaba equipo, como hornos,que no se podían parar con frecuencia. Algún tiempodespués, para aprovechar la mayor capacidad de loscompresores, se alimentaban varios servicios desde unode ellos.

La situación ha cambiado un tanto desde que se estánutilizando más compresores centrífugos (Fig. 3). Eltiempo perdido por reparaciones en los rotatorios esmenor que en los reciprocantes; por lo tanto, en mu-chos casos, un solo compresor centrífugo puede ser suti-ciente.

Pero se debe tener en cuenta que la reparación o rea-condicionamiento de un centrífugo lleva mucho más

Fig. 3 Batería de tres compresores centrífugos tipobarril en una planta de amoniaco de 1 400tonldía

tiempo que en un reciprocante, salvo que se tenga unrotor completo para repuesto.

Además, la estructura de precios de los compresorescentrífugos es muy distinta de la de los reciprocantes.Como primera aproximación se puede suponer que, alutilizar un compresor reciprocante de la mitad del tama-ño, el costo también se reducirá a la mitad. Sin embar-go, reducir a la mitad el tamaño de un compresorcentrífugo pequeño, es posible que sólo baje el costo un20%, y en uno grande, esa rzducción en tamaño puedeque sólo disminuya su costo un 30%.

Además, por su característica de operación plana,cuando se operan compresores centrífugos en paralelo,pueden ocurrir oscilaciones, salvo que se tenga muchocuidado para evitar la inestabilidad. Por esa razón, enmuchas aplicaciones en las cuales es suficiente un com-presor centrífugo, no se tiene uno de reserva, sino quepuede adquirirse un rotor completo para repuesto.

No siempre es fácil elegir entre un compresor recipro-cante y uno centrífugo, en particular para servicio concargas elevadas y mediana capacidad, como en los cam-pos de extracción de gas. Si se utilizan varios compreso-res reciprocantes, pueden ser de etapas múltiples paraproducir la carga deseada. Si se detiene uno, sólo se re-duciría la capacidad de la planta. Pero si hay varios cen-trífugos en serie, la falla de uno detendría todas lasoperaciones.

Características de operación

Un compresor de desplazamiento positivo tiene unacurva de aumento de presión contra volumen que es casivertical. No es completamente vertical debido a las hol-guras mecánicas, al deslizamiento y a las fugas desde la

descarga hasta la succión y porque el deslizamiento seincrementa cuando aumenta la relación de compresión.Este compresor puede producir cualquier carga de pre-sión hasta el límite de su resistencia mecánica y de la ca-pacidad de la unidad motriz. La capacidad es casidirectamente proporcional a la velocidad.

Las características de un compresor centrífugo tienendiferencias apreciables. Por lo general, la curva de au-mento de presión contra volumen es muy plana (Fig. 4a).Puede tener algo más de pendiente si se comprime un gasmás denso. Un pequeño cambio en la relación de com-presión produce un marcado efecto en la salida del com-presor. Cuando aumenta la presión de descarga, sereduce el flujo y, si éste se reduce mucho, empezarán lasoscilaciones.

Las oscilaciones de presión ocurren cuando la veloci-dad del gas que sale de una rueda impulsora es muy bajapara que avance a lo largo del compresor. Cuando nosale gas del impulsor, puede caer la presión de descarga;si ocurre, se reiniciará la compresión y se repetirá el ci-clo. Ese funcionamiento intermitente puede causar se-rios daños en el compresor. La curva característica sepuede modificar con la instalación de aspas de guía deentrada ajustables (Fig. 4b), que son más eficaces encompresores con pocas etapas. En algunos se han utili-zado difusores con aspas ajustables.

En algunas instalaciones, el proceso puede exigir queel compresor funcione en el extremo derecho de la curvacaracterística, que tiene mucha pendiente. Si va a fun-cionar así se requiere un control cuidadoso, pero concierta pérdida de eficiencia.

La capacidad volumétrica de un compresor centrífu-go está casi en relación directa con su velocidad; su car-ga producida con el cuadrado de la velocidad. Elcaballaje requerido, por tanto, está en relación con elcubo de la velocidad. La eficiencia de los compresorescentrífugos es menor que la de los reciprocantes, quizá *entre 5% y 20%.

Estas características establecen la sensibilidad delcompresor a las variaciones en las condiciones de flujo.Por ejemplo, un cambio en la densidad del fluido que sebombea tendrá poco efecto en ~1 volumen del gas que semueve o la presión de descarga producida por el com-presor reciprocante, aunque habría que cerciorarse deque ningún componente sufra esfuerzos mecánicos exce-sivos. Cualquier variación en la densidad del gas que secomprime producirá un cambio proporcionado en supeso.

Por otra parte, debido a que la carga producida porun compresor centrífugo sólo depende de la velocidad,un cambio en la densidad del gas se reflejará en formadirecta en un cambio proporcionado en la presión dedescarga. Sin embargo, con una densidad dada, si sepuede permitir un ligero cambio en la presión de descar-ga, se pueden lograr grandes variaciones en el caudal (ogasto) en el compresor.

El compresor axial tiene curva característica con pen-diente muy pronunciada (Fig. 4~). Por lo tanto, su capa-cidad en el punto de oscilaciones está muy cercana a lade operación. Sin embargo, si se suministra un métodopara ajustar el ángulo de las paletas del estator y las as-

GUíA PARA COMPRESORES SIN PROBLEMAS 137

pas de guía de entrada, se pueden obtener límites defuncionamiento (rango) más amplio (Fig. 4d).

Por lo general, un compresor axial tiene una ehcien-cia de un 5 a un 10 ‘3~ mayor que la de un centrífugo deetapas múltiples. El axial no tiene diafragmas que se di-laten en sentido radial cuando se calienta el gas que secomprime. Este factor mecánico, combinado con unaeficiencia más alta, da más libertad en los límites detemperatura y permite una relación de compresión másalta por etapa que en los centrífugos.

Consideraciones para la velocidad

El tipo de unidad motriz (incluyendo los engranes)que se utilice puede influir en la elección del compresor.Las velocidades del compresor y de la unidad son muyimportantes si se desea evitar el engranaje. En la tabla1 se indican los límites de velocidades de los compresores

Tabla I Límites de velocidades para compresoresy unidades motrices

Tipos de compresor Límites normales. Observaciones

wm

Compresoresreciprocantesgrandes

300-600

Compresoresreciprocantespequefios paraaire y refrigeración

1 OCG1600

Espiral rotatoria 3 ooo-10 OO0

Centrífugos paraproceso

3 ca-12 OO0

Centrífugos paraaire, especiales, debajo volumen y altacarga

30 ooo-60 OO0

Axiales 3@30-6ooo

Motores decombusti6n interna yexpansoras reciprocan-tes para gas, grandes

300-600

Algunos incluso 1 ,000 a1 500 rpm

Algunos de a l tapotencia, hasta 17 oo0

vm

Algunos hasta 16 oo0

wm

Motores de 3000-8000combusti6n internarotatorios y radiales,pequeíios

Turbinas de gas con 10 000 0 menos Las transmisiones con

transmisi6n mec8nica turbinas de gas peque-

y expansores centrífu- ñas han funcionado

gos (mas de 1 oo0 hp) hasta 60 000 rpm

Turbinas de vapor de 16 000 o menos Las turbinas de conden-

contrapresi6n con sación tienen menorestransmisi6n mec&nica velocidades mhximas

!3 000 a 40 000 hpl

Motores ekctricos 3 600 0 menos

138 OPERACIÓN Y MANTENIMIENTO

Límite de 0

e

( - Línea de

oscilaciones, funcionamientonormal

J\lelocidad

al Centrifugos

Flujo de entrada b

v

L Línea deLímite de

Y /@ funcionamientooscilaciones, normal

JAjuste de aspasde entrada

b) Centrífugos con ajuste para las aspas deentrada a la velocidad nominal

Flujo de entrada-

Límite de’ ,+ Línea deoscilaciones- --

6

funcionamientonormal

Velocidad

cl Axiales

Flujo de entrada-

,-Linea deLímite de 0oscilaciones*--4-J c

de las aspasn

funcionamienbnormal

Ajuste máximo

del estator c4

‘\Ajuste máximode las aspasde entrada

d) Axiales con ajuste de las aspas deentrada a la velocidad nominal

c

t-lujo ae entrada ---)

Fig. 4 Curvas características de operación de compresores centrífugos y axiales

y unidades motrices más comunes; sin embargo, hay dediseño especial que no quedan dentro de los límites quese dan. Uno de éstos, por ejemplo, es un compresor pa-ra dióxido de carbono con un volumen de succión deunos 50 ft3/min reales en el último impulsor, que gira a25 000 rpm y descarga el gas a 5 000 psi. La velocidaden la punta del impulsor de este compresor es de unos650 ft/s. La propulsión es con una turbina de vapor es-pecial, de acoplamiento directo, de 1 000 hp.

Comparaciones de costos

En términos muy generales, se puede estimar que elcosto de un compresor reciprocante para presiones bajasy flujos grandes, es el doble del de un centrífugo de lamisma capacidad (Figs. 5, 6, 7). La diferencia en costose reduce conforme aumenta la presión o disminuye elflujo real. Con presiones altas y flujos pequeños, los cos-tos pueden ser muy semejantes. Un compresor recipro-cante necesita cimientos más fuertes, mayor proteccióncontra la atmósfera en la que trabaje y diseño más cui-dadoso de la tubería para evitar vibraciones y pulsacio-nes.

Con esa misma base general, se puede estimar que elcosto de los compresores de espiral rotatoria y axiales escasi el mismo o menor que el de los centrífugos. Parala mayor parte de sus aplicaciones idóneas, los costos

de los compresores de espiral y axiales pueden ser másbajos.

Combinaciones de compresores

En ciertas ocasiones, puede valer la pena combinarlos compresores. Por ejemplo, para comprimir a presio-nes muy altas se puede utilizar uno centrífugo, o bien,uno de espiral rotatoria para presiones menores y enviarel gas a un compres& reciprocante. En algunos casos,se pueden montar impulsores axiales y centrífugos en el

I lo6585si 10s2.ofiià

10’102 lo2 10’ lOS 106

Flujo de entrada, ti/min reales

Fig. 5 Costo de compresores centrífugos según elvolumen de entrada y carga producida (en ft degas)

1 50 6 0Costo, dólareslhp

Fig. 6 Precio base de compresores reciprocantes ycentrífugos, de acuerdo con el caballaje

1000 2 000 5 000 1 0 000Presibn maxima de funcionamientó, psig

Fig. 7 Efecto de la presión de funcionamiento en elcosto de los compresores centrífugos yreciprocantes

mismo árbol. Además, también se podrían acoplar uncompresor axial y uno centrífugo en un tren de transmi-sión común.

Como alternativa del compresor axial, se pueden co-nectar tres o cuatro compresores centrífugos de una eta-pa, mediante un tren de engranes, a una sola unidadmotriz. Si hay enfriamiento después de cada etapa (y losengranes diseñados para permitir que cada etapa fun-cione a la velocidad óptima) la eficiencia de estos centrí-fugos es comparable con la de los axiales aunque con suspropias características de operación. Sin embargo, lagran cantidad de engranaje es una desventaja.

GUiA PARA COMPRESORES SIN PROBLEMAS

Unidades motrices

139

Los compresores pequeños suelen tener un motoreléctrico (con acoplamiento directo o transmisión conbanda); para los medianos y grandes hay una ampliaelección de unidades motrices que son: motores eléctri-cos (síncronos, de inducción y de baja o alta velocidad);turbinas de vapor (de contrapresión, condensación o ex-tracción controlada); motores de combustión interna(integrales o de acoplamiento directo); turbinas de gas(de árbol sencillo o doble) y expansores.

La selección de la unidad motriz depende, en ciertogrado, del servicio del compresor, pero son más impor-tantes el balance total de energía, la utilización y dispo-nibilidad de la energía y los métodos para la disipacióndel calor. Dentro de los límites impuestos por estos crite-rios, se debe tratar de seleccionar una unidad motrizsencilla y confiable. El tipo de compresor es la razón pa-ra seleccionar esta unidad y no a la inversa.

Las unidades con motores de combustión interna ylas turbinas de vapor pueden funcionar, por lo general,dentro de amplios límites (rango) de velocidades. Pero,puede no ser así con unidades de turbinas de gas o mo-tor eléctrico.

Con respecto a las turbinas de gas, casi todas tienencompresores de aire de tipo axial para alimentar loscompresores. En las unidades con un solo árbol (com-presor de aire, turbina de gas y la unidad impulsadamontadas en un solo eje) los límites de velocidad quedandeterminados casi siempre por la pronunciada curva derendimiento de los compresores axiales del proceso, envez de la curva mucho más plana de los centrífugos. Lasturbinas de doble árbol permiten tener velocidad cons-tante en su compresor axial de aire y velocidad variableen el compresor del proceso. Hay una selección un tantolimitada en cuanto a tamaño, velocidad y potencia delas turbinas de gas comerciales. No siempre se puedeelegir unidades con eje sencillo o doble.

Las unidades de motor suelen ser de velocidad cons-tante; pero, en unos cuantos casos, se pueden emplearacoplamientos, motores de rotor devanado o de polosmlíltiples de velocidad variable. Los motores grandespueden ser síncronos o de inducción. En un compresorque funcione por arriba de la velocidad sincrónica (3600 rpm o 60 Hz), la selección se debe basar en el costototal del motor y del aumentador de velocidad. Por lotanto, un motor de inducción de 1 800 rpm con aumen-tador de velocidad pueden costar menos, incluso en cos-tos de operación, que uno síncrono de 1 200 rpm conaumentador de velocidad.

Los centrífugos de velocidad constante en las plantasde proceso tienden a operar con una carga promedio su-ficientemente alta de modo que resultan pequeñas lascompensaciones económicas de la corrección del factorde potencia, la cual se obtiene al utilizar un motor sín-crono.

Las unidades motrices de combustible fósil se utilizancuando los costos iniciales y de operación son más atrac-tivos que con unidades de vaporo eléctricas, cuando nose cuenta con suficiente energía eléctrica y cuando el su-ministro eléctrico o de vapor no es confiable. En este úl-

140 OPERACl6N Y MANTENIMIENTO

timo caso, hay que especificar con cuidado todo elsistema a fin de asegurar que detalles menores, como lasbombas para agua de enfriamiento, los interruptores depresión, el aire de control, etc., tengan un suministro deenergía más confiable que la unidad motriz del compre-sor .

Los motores de combustión interna suelen ser turbo-cargados y pueden ser de 2 o 4 tiempos, y estarintegrados o separados al compresor. El tipo de motornormalmente se puede seleccionar sobre la base de lascaracterísticas de la unidad, incluso accesorios y costos(precio, instalación, consumo de combustible, piezas derepuesto, mantenimiento), independientes del compre-sor .

La capacidad mecánica nominal de lbs engranajes,incluso el factor de servicio de la Ameritan Gears Ma-nufacturers Associationt (AGMA), se debe seleccionarpara que no sea el factor que limite el compresor y eltren de transmisión. Las unidades de turbina de vaporcombinadas con un engrane (en las que la turbina fun-ciona a menor velocidad que el compresor), a veces tie-nen menor costo que las turbinas de alta velocidad.También influyen en la selección la cantidad de piezasde repuesto para engranes que se deban tener en exis-tencia, porque los engranes y acoplamientos adicionalesaumentan la probabilidad de paralización.

Adquisición de compresores

Los sistemas de compresores y sus unidades motricespueden ser desde pequeños hasta muy grandes. Se pue-den adquirir desde un compresor de los que tienen enexistencia los proveedores, hasta sistemas de diseño es-pecial para procesamiento de productos químicos, dis-tribución de gas, refinación de petróleo y generación deelectricidad. Los ingenieros que se entrevistan con losdistribuidores de eqÚipo, los representantes de los fabri-cantes o los distribuidores de unidades compactas omontadas en patines, deben conocer estas organizacio-nes; a fin de incluir los detalles de los sistemas de com-presores en las especificaciones y requisiciones decompra.

Los artículos de línea sólo requieren un poco más quela especificación de los componentes y accesorios, puesel rendimiento aparece en las especificaciones publica-das por el fabricante. Por otra parte, en los sistemas dediseño especial, se necesita la definición de los requisitosde rendimiento de todo el sistema. También hay que es-pecificar los componentes y accesorios para establecer elnivel de calidad del sistema y sus componentes, y definirel número y tipo de elementos auxiliares, por ejemplo,enfriadores de aceite, regulador, bombas, etc. Tambiénpuede ser necesario especificar controles, sistemas de re-chazo de calor, unidades motrices, engranes, tubería,duetos y alambrado eléctrico (cable, conduit, charolas,etc.).

También hay que aclarar si el compresor funcionaráa la intemperie o bajo techo, a fin de tener en cuenta elespacio .para instalación y mantenimiento, control y.aisladores del sonido y la corriente eléctrica disponibleen la zona.

Especificaciones del sistema

El usuario debe conocer y estar familiarizado con laforma de las especificaciones de compra; en las NormasAPI 617 y 618 se presentan ejemplos de especificacionestípicas. Se comentará el contenido de las especiticacio-nes.

Hay que definir los requisitos para la función delcompresor en el sistema global. Las especificaciones de-ben incluir:n Límites de gasto de masa y volumétrico y la in-

fluencia que pueden tener sobre ellos las variaciones entemperatura de entrada, la presión, el peso molecular,la composición del gas (carga de vapores, factor de com-presibilidad, etc.), la presión de descarga, la temperatu-ra y el flujo de los fluidos para enfriamiento (agua, airey otros).

w Condiciones de arranque, reserva y paro del com-presor y de todo el sistema.n Mención aun de huellas de vapores, gotitas de lí-

quido, polvos o gases que pueden tener escasa impor-tancia para la química del proceso, pero que puedenocasionar obstrucción, formación de gomas, problemascon los sellos etc., ya sea por sí mismos o cuando se mez-clan con lubricantes o líquido para sellos. Estos factorespueden influir en forma apreciable en la selección delcompresor.n Límites de la temperatura ambiente

‘m Altitudn Tipo de corriente eléctrica disponible en la zonan Códig0s.y normas apreciables, por ejemplo los de

Tubular Exchanger Mfrs. Assn. (TEMA) y los de AS-ME.

Las especificaciones deben indicar la calidad deseadadel equipo auxiliar, como sellos, material y tendido desistemas de tubería, tipo y calidad de sistemas y elemen-tos de control, nivel de redundancia y pruebas en fábri-ca, en su caso. Hay que preparar listas de comprobacióncon base en los factores propios del usuario, así como enlas referencias aceptadas para inspección de instalacio-nes completas, como el caphulo X de la “Guide for Ins-pection of Refinery Equipment” de la API. Lasespecificaciones de compra, o las preparadas por elusuario para el contratista de ingeniería, no deben limi-tar el que los fabricantes incluyan sus propias especifica-ciones con base en su tecnología y experiencia.

Los controles requeridos pueden ser de muchas mar-cas. Las especificaciones del compresor deben incluir to-dos los elementos de medición y control directos decualquier parte del sistema. Esto incluye tableros de ins-trumentos locales, receptores de señales externas y losequipos que produzcan salidas para dispositivos ex-ternos. Hay que especificar con todo cuidado los apara-tos de control del volumen en sí, o los de control del flujode masa y de las oscilaciones, y cuáles van a ser partedel sistema y cuáles externos. Por tanto, es preferible in-cluir las aspas de guía de admisión como parte del com-presor, mientras que el control de oscilaciones y derecirculación se suelen considerar como externos.

Cada vez más importantes son los instrumentos dediagnóstico con el fin de medir, indicar, dar la alarma

GUÍA PARA COMPRESORES SIN PROBLEMAS 141

y registrar las vibraciones (velocidad y desplazamiento),el movimiento axial, la temperatura de los cojinetes y latemperatura de los devanados del motor eléctrico. Algu-nos indicadores, como los de movimiento axial y tempe-ratura de devanados, suelen ser para producir unaalarma y un paro de emergencia. También se puedenutilizar instrumentos sólo para alarmas y como indica-dores de tendencia. El fabricante del compresor es quienpuede recomendar los puntos de captación y los tipos decaptadores e indicadores. Los controles para compreso-res en lugares alejados necesitan una cuidadosa aten-ción.

El costo y tiempo para instalación se reducen con los loscompresores armados en fábrica. Estos normalmente in-cluyen unidades montadas en patines, con sistema de en-friamiento, sea con agua frr’a o salmuera para bajastemperaturas, y los instrumentos completos y las unidadespara aire de la planta. En las especificaciones se puede in-dicar o permitir la oferta de unidades integradas, pero de-ben ser del tipo que sólo se necesite colocarlas sobrecimientos sencillos y conectar la energía eléctrica, el aguapara enfriamiento y los tubos de entrada y descarga.

Factores que se pueden pasar por alto

Quizá el factor más importante que hay que determi-nar sea si la maquinaria propuesta ha estado en el mis-mo servicio y cuál es su historial. Esto no significa queno se deba instalar un compresor de un diseño nuevo niutilizar uno ya conocido para una nueva aplicación. Elprimer usuario de un nuevo diseño puede tener unaventaja sobre sus competidores. Además, si la construc-ción de la planta no puede esperar, puede ser cuestiónya sea de instalar una máquina nueva o una bien experi-mentada, aunque haya la posibilidad de que pronto re-sulte anticuado. Hay que estudiar a fondo lascaracterísticas de un diseño que quizá no haya sido pro-bado, así como la acción por tomar si surgen dificulta-des inesperadas. Prever las posibles fallas y establecermedidas correctivas, requiere mucho tiempo, es difícily, por lo general, no vale la pena. Pero cuando ocurrenproblemas, esos planes compensarán con creces el tiem-po que se les destinó.

Si se estudian por separado el compresor y su unidadmotriz, no hay-que olvidar el sentido de rotación, quecasi nunca se puede cambiar, y su efecto en el engranajerequerido. Puede hacerse responsable al fabricante deun análisis combinado de los valores torsionales y vibra-ciones de todo el sistema. Se debe determinar lo máspronto que sea posible, quien realizará este trabajo a finde poder hacer cualquier cambio requerido en el diseñocon un mínimo de dificultades.

También es aconsejable ue cada posible proveedor seencargue de obtener y correlacionar los datos de emisiónde ruido y recomendar el equipo para suprimirlo. Elmejor procedimiento es seleccionar un proveedor y ha-cer que él asuma la responsabilidad de la unidad com-pleta.

Cuando se estudien las ofertas de los concursantes,hay otros factores, además del precio y consumo deenergía, que no se deben pasar por alto.

Una pregunta puede ser qué piezas de repuesto tieneen existencia el distribuidor. Si el usuario no compra unrotor para repuesto icuánto tiempo tardaría en recibirloen una emergencia? Hay quienes aconsejan comprar,junto con otra empresa las piezas de repuesto para te-nerlas a mano. En general, este procedimiento no ha si-do aceptado porque, aun cuando se reducen los costos,se incrementa el riesgo de una paralización por mástiempo. Empero, es posible que valga la pena considerareste curso de acción.

Cuando se compra un compresor centrífugo, hay quedeterminar la cercanía del punto de funcionamiento conel de oscilaciones. Con impulsores de baja capacidad yalta carga pueden estar muy cerca uno del otro. Quizáno se pueda disminuir mucho la velocidad sin recurrira un control de derivación o a la instalación de válvulasde succión o descarga, etc. También hay que estudiarlas velocidades críticas para tener la seguridad de que noestán próximas a ninguna velocidad deseada de funcio-namiento, en particular si va a haber funcionamientocon baja capacidad.

Los niveles de intensidad de ruido son función de lafrecuencia y también de la intensidad; deben ser meno-res cuando son de tono agudo. La cantidad de ruido de-pende del tipo de compresor, de su caballaje nominal,de la relación de compresión, velocidad, etc. Puedenutilizarse silenciadores o cubiertas acústicas para dismi-nuir el ruido hasta valores aceptables por el usuario yadmitidos por los reglamentos. En las referencias ‘J sedescriben los métodos para estimar la intensidad de losruidos del compresor y el efecto de los diversos tipos desilenciadores.

Hay que evaluar las características de la unidad mo-triz y del compresor. Cuando se opera un centrífugo asu velocidad máxima continua, que suele ser5 % mayorque la nominal, el consumo de potencia puede ser hastaun 15% mayor que la nominal. Si se utiliza turbina yse aumenta la capacidad de ella en tm 15 % , puede ha-ber un importante aumento en el costo de la unidad mo-triz y en el de los auxiliares, así como una pérdida deeficiencia si se la hace funcionar a la misma velocidadnominal que el compresor. Por lo general, las velocida-des mecá,nicas máximas permisibles de la turbina y elcompresor deben ser las mismas.

También hay que examinar las garantías; en general,se aplican las siguientes (Normas API 617 y 618), salvoque el fabricante tenga otras. Para compresores centrí-fugos que operen a velocidad constante, se garantiza lacapacidad; la carga puede variar con una diferencia en-tre - 5 % y - 0% de la especificada. El caballaje (corregi-do a las condiciones de carga y capacidad especificadas)no debe variar más de un 4% en relación con el nomi-nal. En compresores centrífugos de velocidad variable(por ejemplo, los impulsores con turbina de gas o de va-por en la mayor parte de los casos) se suelen garantizarla capacidad y la carga, pero no la velocidad. El caballa-je puede variar + 4%.

Para los compresores reciprocantes, se pueden especi-ficar una capacidad garantizada con tolerancia no nega-tiva, así como un caballaje máximo y una velocidadespecificada. Sin embargo, las industrias de proceso,

142 OPERACIÓN Y MANTENIMIENTO

con frecuencia aceptan una garantía de f 2 % a 3 % , envez de pagar más por la tolerancia no negativa. Cuan-do se utiliza unidad con motor eléctrico, es obvio quehay que estudiar las garantías de velocidad del compre-sor con más cuidado que cuando se emplean turbinas.

Ingeniería de instalación

Una vez seleccionados el compresor y su propulsor ycolocada la orden de compra, hay que vigilar y controlarlos siguientes pasos. No es fácil, porque interviene máspersonal de ingeniería y del proveedor. Hay que seguirestos lineamientos para que no se descuiden algunos fac-tores:

1. Excepto para los compresores “de línea”, hayque preparar diagramas de proceso e instrumentos odiagramas de flujo de ingeniería para el sistema comple-to.

2. Hay que establecer las necesidades de distribu-ción física, incluso las que se requieran por el númerode operadores del compresor, durante el funcionamien-to normal 0 sólo para el arranque, etc. Si no se va a te-ner un operador todo el tiempo, hay que proveerterminales para control remoto.

3. Si se trata de un compresor grande y complejo,hay que celebrar reuniones con el grupo de ingenieríadel proveedor a fin de establecer fechas para la presenta-ción, examen y aprobación de sus datos y planos de-in-geniería y para la designación de sus técnicos durante lainstalación y el arranque.

4. Hay que examinar los planos del fabricante y desus proveedores para tener la seguridad de que se cum-ple con los criterios de calidad y rendimiento.

5. Hay que examinar los análisis de vibración portorsión y los estudios de factores críticos efectuados porlos proveedores del compresor y de la unidad motriz pa-ra tener la certeza de que ninguna condición de opera-ción no prevista ocasionará funcionamiento a velocidadpeligrosa.

6. Hay que estudiar las órdenes de compra que noincluyan precios. (No se dispondría de órdenes con pre-cios y son innecesarias).

7. Hay que examinar los planes de control, inclu-yendo arranque, aeración normal, paros programados yde emergencia, dispositivos de seguridad y protecciónpara alarma y paro y las obligaciones que tendrán losoperadores.

8. Hay que presentar al proveedor, para examen ycomentarios, los planos-de bases de diseño e instalaciónde cimientos, tubería y sus soportes. Esa informacióndebe incluir las fuerzas y momentos calculados, en ca-liente y en frío, ejercidos por los tubos sobre las bridasdel equipo. Los fabricantes de compresores y turbinasincluyen información sobre los valores permisibles ensus planos.

9. Se deben estudiar los requisitos de pruebas derendimiento y presiones en la fábrica y una vez instala-do. En casi todas las aplicaciones los procedimientos deprueba establecidos por el fabricante son suficientes.También se requieren procedimientos para armar en lafábrica y marcar para acoplar la tubería prefabricada,

los cuales suministrará el fabricante. También se esta-blecerán las pruebas en fábrica que debe presenciar elcomprador.

10. Hay que establecer los requisitos del equipo comoel de acceso para operación y mantenimiento (grúas via-jeras, monorrieles y otros); casetas o instalaciones den-tro de edificios para protección contra ruido, vapores ypolvo; protección contra intemperie), y sistemas de tu-bería, incluyendo drenajes, respiraderos y .accesos paralavado y limpieza del sistema.

ll. Proveer métodos para tener máxima exactitud di-mensional de la tubería instalada directa al compresory, por lo tanto, compatible con la requerida por la ma-quinaria. Si no se tiene el debido cuidado, se pueden re-querir cambios en la tubería ya instalada en el edificiopara obtener y mantener una alineación aceptable conel compresor. La tubería más importante se debe insta-lar de modo que los soportes estén enclavados en subes-tructuras de concreto y no suspendidos de estructuraselevadas de acero. Esto es más importante en los com-presores reciprocantes, porque ayuda a atenuar las vi-braciones.

12. Se deben incluir visitas de inspección a la fábricadurante la fabricación, el montaje y las pruebas.

13. Hay que obtener copias de los informes de inspec-ción y de embarque. Hay que vigilar las fechas de en-trega.

Vigilancia durante la instalación

Las exigencias del trabajo durante la instalación,pruebas preliminares y arranque ocasionan riesgos parala obtención de los resultados deseados con el sistemadel compresor. Para minimizar esos riesgos, hay queaplicar los siguientes lineamientos:

Representantes delfabricante. No debe evitarse la ampliaparticipación de los representantes de la organización deservicio del proveedor y de quienes le suministran loscomponentes adicionales principales (turbinas, unida-des de engranes y motores). Casi todos los proveedoresincluyen cierto número de días de sus representantes ensu propuesta original (y, por consiguiente, en la ordendqcompra) y un cargo adicional por día excedente. Nohay que ahorrar esos días “gratis” para cuando ocurraun problema, sino aprovecharlos para evitar difículta-des. No debe dudarse en pagar esos días adicionales pa-ra examinar los cimientos y colocación, alineación,arranque preliminar y arranque y pruebas definitivos.

Estudio de documentación. Hay que consultar y estudiartoda la documentación; no sólo los planos, sino tambiénhojas de flujo del compresor y propulsor, manuales deoperación y mantenimiento y otros.

Cimientos y superestructuras . Hay que estudiar estos ele-mentos vitales del sistema con los planos y recomenda-ciones del fabricante para su instalación, y los planos deingeniería para la construcción. La exactitud dimensio-nal y la calidad de la construcción son de máxima im-portancia.

Materiales de construcción. Hay que verificar si serecibieron las especificaciones certificadas de la fábricay si son aceptables.

Tubería, duetos y soportes. Hay que determinar que laestructura tenga la exactitud necesaria para no imponercargas excesivas sobre las bridas del equipo. Tambiénhay que asegurarse de que se incluyen provisiones paracontrolar el movimiento debido a la dilatación térmica;de que se mantienen las pendientes correctas de los tu-bos; que el ruido y vibraciones sean mínimos o inexis-tentes y de que se eviten las condiciones que produzcanresonancia.

Se deben efectuar las pruebas hidrostática y de fugas.Antes de instalar, hay que quitar todos los tapones y cu-biertas temporales y colocar filtros adecuados en la tube-ría.

Hay que enjuagar, desengrasar, efectuar limpiezamecánica y, en su caso, Con productos químicos. Tam-bién hay que hacer limpieza con productos químicos delos tubos de acero al carbono para servicios como elde aceite lubricante. Si se hace limpieza con productosquímicos en los componentes armados en el sitio, hay quetener mucho cuidado porque puede haber un serio peli-gro si esos productos entran al compresor durante elarranque. El drenaje y los respiraderos son esencialespara la eliminación segura de los productos químicos.Estos no impiden los problemas ocasionados por lodos,guijarros o arena, electrodos de soldadura y escoria quepuedan estar en los componentes o tubos.

Hay que examinar que los sistemas pequeños de tube-ría, como los de líquido de sello, respiración, drenaje yconexiones para los controles tengan continuidad y es-tén completos; a menudo no se les presta la debida aten-ción. Estas tuberías, que suelen ser parte de la instala-ción en el sitio, deben permitir acceso al compresor paralubricación y mantenimiento. Los soportes deben serfuertes para evitar fugas o roturas durante el funciona-miento normal 0 con alteraciones.

Instrumentosy controles. Para su funcionamiento correc-to: 1) hay que efectuar pruebas de continuidad e hidráu-licas, neumáticas y eléctricas; 2) conectarlos, calibrarlosy estableter puntos de referencia; 3) comprobar que es-tén accesibles y visibles para el operador, para ajustes ymantenimiento; 4) utilizar métodos y lugares de monta-je para eliminar las vibraciones; no hay que montarlosdirectamente en el compresor, plataformas o barandi-llas; 5) comprobar que el sur%inistro de aire y electrici-dad para instrumentos sea adecuado y confiable.

Potencia eléctrica y alumbrado. En las instalaciones de po-tencia, hay que comprobar la continuidad, que el aisla-miento sea el correcto, que la tierra y el ajuste de losrelevadores sean los adecuados, incluso el buen funcio-namiento de los dispositivos de paro por sobrecarga tér-mica; apretamiento y calidad de todas las conexiones,sellado de los accesorios para tubos y empleo de conecto-res flexibles para equipo e instrumentos.

La iluminación debe ser la requerida para estacionesde control, instrumentos y puntos de lubricación, si ladel local es insuficiente.

Aislamiento térmico y pintura. Hay que comprobar queel aislamiento 1) evitará riesgos para el personal, 2) im-

GUiA PARA COMPRESORES SIN PROBLEMAS 143

pedirá choques térmicos en la tubería, compresor y tur-bina ocasionados por la lluvia; 3) evitará que ocurra unincendio por derrames de aceite sobre una superficie ca-liente.

Hay que evitar superfluidades, como 1) pintura en losvástagos de válvulas, instrumentos, etc; 2) aislamientoinnecesario en las bridas y sus tornillos; 3) aislamientoexterno en ladrillos con aislamiento interno o en tubosy duetos refractarios; 4) restricciones por el aislamientoen las juntas de expansión; 5) aislamiento que restritijala libertad del movimiento de los tubos.

Referencias

1. Hektner, I., HOW to I%timate P1ant Noi,se, HydrocarbonProcess., Dec. 1’9,68, pp. 61-74.

2. Golden, B. G., Waye ,to Reduce Pkwt Notsee, Elydro-carbon Prooess., Dec.. 19138, pp. 75-78.

Agradecimientos

Los autores agradecen a Struthers Energy Systems laautorización para usar las figuras 2 y de la 5 hasta la 7.También agradecen a las personas y empresas que revi-saron el original de este artículo e hicieron comentarios

y sugerencias, en particular a C.C. Kirby de Ameritan

Cyanamid Co., a J. Dzuback de Dresser Industries,Inc., a J. Gooch de Cooper-Bessemer Co. y a los inge-nieros de Allis-Chalmers Mfg. Co.

La figura 5 se basa en parte, en datos de HydrocarbonProcess, noviembre de 1965, página 120

Los autoresSidney A. Bresler es ingeniero

químico consultor, P. 0. Box 86,Cathedral Station. New York. NY10025. Ha trabajado en diseão yevaluación económica de plantaspetroquímicas y de fertilizantes du-rante muchos años; también cpmogerente de proyectos y ha presenta-do una serie de trabajos relaciona-dos con los aspec tos t écn icos yfinancieros de las industrias de pro-cesos. Tiene maestría en ingenieríaauímica oor e l B r o o k l y n Polytech-iic Institute y maestríá en adminis-tración de empresas por la Columbia University.

John H. Smith es ingeniero metánico senior en Ameritan CyanamidC o . , Engmeermg and ConstructionDiv., Wayne, NJ 07470, encargadod e l a adicación. esuecilicación v se-lección de equipó m‘ecánico para’pro-cesos y servicios. Antes de ingresar enCyanamid, trabajó como diseñadoren Manning, Maxwell and Moore,Inc. , y como termodinamicista enNorthrop Corp. Tiene licenciatura ymaestría en ingeniería mecánica porl a Purdue Univers i ty ; es miem-bro de ASME y de la ConnecticutSoc. o f Professional Engineers.

Sección VSellos y empaquetaduras

Selección e instalación de sellos mecánicosSellos mecánicos: más duración, menos mantenimientoDetección de fallas en sellos mecánicosPor qué fallan los sellos mecánicosSelección e instalación de empaquetaduras mecánicas

Selección e instalación desellos mecánicosEl funcionamiento sin fugas, poco mantenimiento y cumplimiento con losreglamentos contra la contaminación son las principales ventajas de los sellosmecánicos en los ejes.

John H. Ramsden, Badger America, Inc.

Los sellos mecánicos impiden el escape de todos los ti-pos de fluidos, sean gases o líquidos, a lo largo de un ejeo árbol rotatorio que se extiende a lo largo de una carca-sa o una cubierta. Las extensas aplicaciones de estos se-llos en las industrias de procesos químicos (IPC) vandesde la contención de fluidos criogénicos hasta fluidosde alta temperatura para transferencia de calor.

El sello mecánico tiene ciertas ventajas en relación conlas empaquetaduras porque:n Produce un sellamiento más positivo.n Elimina los ajustes manuales periódicos.W Sólo se necesita reemplazar el sello y no el eje 0 ca-

misa de la bomba.Los equipos en que se utilizan sellos mecánicos son las

bombas centrífugas y rotatorias, compresores ce’ntrífu-gos, de flujo axial y rotatorios y en los agitadores. Esteartículo se relaciona con el sellamiento de líquidos en lasbombas rotatorias, pues son la aplicación más común.

Los sellos mecánicos para los compresores son de di-seño muy complejo, más grandes y los manufactura elmismo fabricante de los compresores. Además, estos se-llos se utilizan para retener un gas o fluido compresibleque no sea líquido, lo cual plantea problemas exclusivosde diseño y funcionamiento. Para información adicionalacerca de sellos mecánicos para compresores, véanse lasreferencias bibliográficas 1 para compresores y 2 para agi-tadores.

Características de los sellos mecánicos

El sello mecánico se utiliza para evitar fugas por losejes, mediante dos superficies de sellamiento, una esta-

cionaria y otra que gira en contacto con el eje. Estas su-perficies o caras de sellamiento están perpendiculares envez de paralelas con el eje. El sello mecánico es similara un cojinete porque tiene holguras muy pequeñas de fun-cionamiento con una película de líquido entre las caras. ’

Las dos superficies de sellamiento se llaman el anilloprimario y el anillo correlativo (Fig. 1) y cualquiera deellos puede ser estacionario. Sin embargo, en la mayorparte se utiliza un anillo primario rotatorio y un anillocorrelativo estacionario. Las caras de los dos anillos sepulimentan para darles una planicidad que se mide enmillonésimas de pulgada y permanecen en contacto entoda su superficie para producir un sello casi completo.El anillo primario tiene montaje flexible para permitir sumovimiento axial y radial y mantener el contacto con elanillo correlat’ivo.

Los sellos secundarios permiten el montaje flexible delanillo primario y son tazas, anillos en V o cheurones, fue-lles, anillos en forma de cuña y sellos anulares. La fuer-za de cierre necesaria para mantener el contacto con elanillo correlativo-se produce con resortes, fuelles metáli-cos o magnetismo. El anillo correlativo puede tener mon-taje flexible con sellos anulares o juntas o se instala apresión.

Clasificación de los sellos mecánicos

Los sellos mecánicos se clasifican por el tipo de mon-taje, sea interno o externo y si son equilibrados (balan-ceados) o desequilibrados.

Si el anillo primario está montado en el recipiente pa-ra el líquido, se denomina sello interno; si está montado

/1 ,/-- L: ,,, Anillo correlativo

/’ /’ rCS Caras del selloPrensa- ’ 0’ b---estopas

f primario bombeado-Líquido bombeado

1

C. Placa deestooero

- Anillo

1)-7- - - -- /-- --

a. Sello externo b. Sello interno

Fig. 1 Componentes bhicos de los sellos mecánicos para líquidos

en el exterior, se denomina sello externo. En la figu-ra 1 se ilustran los sellos internos y externos.

Se prefieren los sellos externos para facilidad de man-tenimiento. También permiten aislar las piezas metá-licas de los materiales corrosivos. Algunas de sus des-ventajas son:

1. La fuerza hidráulica tiende a separar las caras delsello.

2. La lubricación y lavado de las caras están restrin-gidas.

3. Las partículas abrasivas en el líquido se puedenacumular en la abertura anular; después, la fuerza centrí-fuga las empuja entre las caras y producen desgaste rápido.

Para tener mejor funcionamiento se suelen preferir lossellos internos en los que todo el anillo primario está ro-deado por el líquido. Las fuerzas hidráulicas actúan jun-to con los resortes para mantener el contacto entre lascaras. El lavado y la lubricación se pueden diseñar paratener mejor enfriamiento positivo en las caras.

Las fuerzas que actúan en la cara primaria de un sellointerno sometido a la presión hidráulica en el estoperopueden producir una condición desequilibrada. En la li-gura 2a se ilustra un sello interno desequilibrado. La pre-sión que actúa en la parte posterior del anillo primarioempuja las caras del sello entre sí. Con un sello que fun-

ciona con alta presión en el estopero, las fuerzas puedenser excesivas y producir desgaste rápido de las caras delsello. Los fabricantes de estos sellos utilizan la relaciónpresión-velocidad para determinar los límites de presiónen los sellos desequilibrados. Por lo general, el empleode sellos desequilibrados es sólo para presiones de 200psig (1 380 kPa) en el estopero, según sean el tamaño yvelocidad del eje. La Norma API 6 10, en su tabla 1 espe-cifica un límite más bajo y conservador.4

Las fuerzas que actúan en las caras del sello se puedenreducir con el cambio de la relación entre la superficiede cierre y la superficie de la cara. Si se reduce la super-ficie en la cual actúa la presión pero se mantiene cons-tante la superficie de la cara, se reducirá la fuerza contraésta. Esto se llama equilibrar el sello. Para llenar la su-perficie se emplea un reborde en el eje, la camisa o elretén del sello (Fig. 2b).

Aplicación de los sellos mecánicos

Casi todos los sellos mecánicos son sencillos y son ade-cuados si el líquido bombeado está limpio, libre de sóli-dos y no es tóxico ni peligroso. En la figura 3 se ilustraun sello sencillo interno, equilibrado, típico.

prensaestopas=

----Reborde en eje o camisa

-Placa deestopero

c Anillocorrelativo

a. Sello interno desequilibrado b. Sello interno equilibrado

Fig. 2 El sello equilibrado reduce las fuerzas contra las caras

SELECCIÓN E INSTALAClON DE SELLOS MECÁNICOS 14

Para prolongar la duración, el sello se debe mantenerfrío y para ello se lava el estopero con un líquido. Si ellíquido bombeado es limpio y frío, se puede utilizar unaderivación de la descarga de la bomba para lavar el selloy eliminar el calor de la fricción ocasionada por el roza-miento entre las caras.

Si no se puede utilizar el líquido bombeado, se sumi-nistra liquido de una fuente externa, que sea compatiblecon el mismo. El líquido externo debe estar limpio, fríoy a una presión mayor que la máxima dentro del estope-ro. La presión dentro del estopero varía según el tipo yfabricante de la bomba; en las centrífugas, puede ser unascuantas psi más que la de succión o la máxima de des-carga.

La cantidad de líquido externo se puede reducir conuna restricción entre el prensaestopas y la cavidad de labomba. Esto se hace para reducir la contaminación o ladilución del líquido bombeado y disminuir el costo de ope-ración. Están disponibles restricciones que pueden ser unsello de pestaña o un buje (casquillo) de garganta.

El sello de pestaña o “labio” se utiliza para evitar queel líquido bombeado penetre al estopero y también pro-duce cierta restricción al líquido de lavado que entra ala bomba.

El buje de garganta tiene tolerancia muy precisa pararestringir el flujo. La holgura entre el buje y el eje debeser suficiente para evitar el rozamiento y depende de laexcentricidad y flexión del eje. Cuanto mayor sea la hol-gura y más corto sea el buje, mayor será la dilución dellíquido bombeado. Se utiliza un buje flotante para redu-cir más la dilución. Este tipo de buje se monta de modoque pueda seguir el movimiento del eje con una holguramuy reducida, pero sin frotamiento.

Para evitar que el líquido bombeado penetre al esto-pero, un fabricante de sellos recomienda que la veloci-dad del líquido de lavado en la garganta sea de 10 a 15ft/s (3 a 4.6 m/s). En una bomba con eje de 2 in (50 mm)de diámetro con un buje fijo que tenga una holgura ra-dial de 0.007 in (0.18 mm) se necesita un volumen delavado de 2.1 gpm (8 l/min) para mantener una veloci-dad de 15 ft/s (4.6 m/s). En esa misma bomba con bujeflotante que tenga una holgura radial de 0.003 in (0.08mm) se necesita 0.9 gpm (3.4 l/min).

El sello mecánico no es del tipo que no permite fugas.Funciona con el principio de producir una película de lí-quido entre las caras de sellamiento para lubricarlas y en-friarlas; ésta es la razón para que el líquido para lavadoesté limpio y frío. Según sean las condiciones y lo planode las caras del sello, las fugas son muy pequeñas, de ape-nas una gota por minuto y muchas veces no se ven.

Si el líquido que se fuga por el sello se vaporiza o con-densa a la presión atmosférica, habrá que proveer unsello auxiliar, como una empaquetadura o un buje ex-trangulador hacia fuera de las caras del sello en el discode la empaquetadura. Se proveen conexiones para res-piración o drenaje para descargar los vapores en la at-mósfera en un lugar seguro, para evacuar el condensadoo enfriarlo con un líquido enfriador (Fig. 6).

En circunstancias que se requieren cero fugas, por latoxicidad, la contaminación ambiental, etc., el sello sen-cillo no suele ser adecuado y se utiliza un sello mecánico

Conexión de derivacibn

Prensaestopas, \para lavado Sello Placa-.

,.secundario .,‘estopel

Fig. 3 Relación de componentes para sello internosencillo, equilibrado

doble (Fig. 4), que es el tipo más común. Se colocan dossellos “encontrados” que tienen una cavidad entre ellos.Para dar buena duración del sello, se circula en la cavi-dad un líquido para sello con temperatura y presión con-troladas.

El líquido para sello debe estar a una presión superiora la de funcionamiento del estopero para que funcioneel sello. Por ello se necesita que haya alguna fuga entrelas caras. El líquido que pasa por la cara interna entraráal estopero y se mezclará con el líquido bombeado. Ellíquido que pasa por la cara externa saldrá a la atmósfe-ra. Por ello, el líquido de sello debe ser compatible conel que se bombea y no ocasionará problemas de conta-minación. Se puede utilizar como líquido de sello uno lim-pio y frío que venga de otro sistema de bombeo en laplanta o se debe tener un sistema cerrado para serviciode una o más bombas.

Otro tipo de sello que se utiliza con frecuencia pararesolver problemas ambientales y de seguridad es el quetiene sellos en paralelo o tándem (Fig. 5) que tienen tresdiferencias principales con los sellos dobles:

Primera, ambas caras del sello están en la misma di-rección en vez de estar “encontradas” (espalda con es-palda).

Segunda, el líquido en la cavidad del sello se utilizacomo barrera y está a una presión menor que la que hayen el estopero. Por tanto, las fugas serán del estopero ala cavidad del sello que contiene el líquido de barrera.

Tabla I Limites de presibn para sellosdesbalanceados

Dillmetro interior del Velocidad Presión desello del eje sellado

In m mH hasta 2 13 hasta 50

rpm psig kPa- - -Hasta 1 800 la 690

1 8 0 1 hasta 3 600 50 345

Hasta 1800 50 3451 8 0 1 hasta 3 600 25 172

Por arriba de 2 Por arriba de 50hasta 4 hasta 100

Fuente: Ref. 4

x50 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

Líquido bombeado

__--- Placa de estopero

Anillo correlativoexterno

Anillo correlativo--interno

Anillo primario-----

interno

E j e -------------~--Ani,,o primario

Fig. 4 Los sellos dobles “encontrados” eliminan las fugas del líquido bombeado hacia la atmósfera

Tercera, se utiliza lavado del sello en el estopero paraeliminar el calor de la fricción. El sello secundario (ex-terno) sirve de complemento para el primario o interno.

Accesorios para sellos mecánicos

Un requisito del líquido para sellos es que esté limpio.Las partículas extrañas suspendidas pueden penetrar en-tre las caras del sello y dañarlas.

Filtros. Un método para tener líquido limpio es con unfiltro en el tubo de derivación o en el tubo de alimenta-ción del sello. Se deben tener en cuenta dos preguntasantes de seleccionar ese filtro.

1. iQué cantidad de sólidos hay que filtrar? Si el lí-quido del sistema está muy sucio, los filtros se llenarány obstruirán con rapidez y ocasionarán altos costos demantenimiento.

2. iFunciona o no la bomba en un cuadro cerrado?Si la bomba está en un sistema de una sola pasada, elfiltro se llenará con frecuencia y habrá que cambiarlo;en esta situación se debe escoger un sistema diferente delavado. Si la bomba está instalada en cuadro cerrado elfiltro, con el tiempo, limpiará todo el sistema y la fre-cuencia de los cambios será mucho menor.

Los filtros se deben instalar por pares para que fun-cione uno mientras se limpia el segundo para dejarlo co-mo reserva.

Los elementos del filtro pueden ser de muchos mate-rialegy hay que tener cuidado de que sea compatible conla corriente de líquidos que se va a filtrar.

Separadores de ciclón. Son muy adecuados para sistemasde bombeo de una sola pasada en el cual un filtro se obs-truiría con rapidez al retener los sólidos de una corrienteen derivación para lavado. El líquido derivado entra alciclón en sentido tangencial, cerca de la parte superior.Se lanzan las partículas pesadas contra la pared del ci-clón y salen por el fondo. El líquido aclarado se muevehacia dentro y arriba y sale por la conexión para lavadodel sello en el prensaestopas. Los sólidos y algo de líqui-do retornan a la succión de la bomba desde el fondo delciclón.

La eficiencia del separador de ciclón depende del ta-maño de partículas de sólidos y su concentración, la den-sidad relativa de los sólidos y el líquido y la caída depresión en el separador. Su eficiencia aumenta con par-tículas más grandes, mayor concentración de la solución,diferencias más grandes en la densidad relativa y mayorcaída de presión en el separador.

Control de la temperatura

Los sellos mecánicos están destinados para funcionarhasta 750°F (400%) y también los hay para temperatu-ras más altas. Sin embargo, cuanto más frío se puedamantener el líquido de lavado, más durará el sello y ha-brán menos problemas de mantenimiento. Hay variosmétodos para controlar la temperatura en el estopero.

La mayor parte de las bombas incluyen o se puedenequipar con camisas para el estopero a una zona que ro-dee a éste para circular agua de enfriamiento. Este mé-todo produce cierta reducción de la temperatura.Además, la cara estacionaria del sello se puede taladrarpara dejar circular el agua; esto es más eficaz para elimi-nar el calor generado por el rozamiento entre las carasdel sello. Sin embargo, si el anillo estacionarlo es de car-bón, hay poca eliminación de calor y este método no esmuy eficaz.

El mejor método es utilizar un intercambiador de ca-lor en el sistema de derivación para lavado, en el cualse puede enfriar directamente el líquido antes de inyec-tarlo en el estopero. Se prefiere una temperatura de me-nos de 200’F para el líquido de lavado.

En los sellos mecánicos sencillos o dobles se puede uti-lizar un sistema cerrado que consta de un anillo de bom-beo y un intercambiador de calor en un cuadro cerradode tubería. El anillo de bombeo es ranurado, se montaen el eje entre los sellos; puede girar y sirve como unabomba de baja capacidad y baja carga. Estos anillosproducen suficiente carga para circular el líquido de se-llo del estopero por el intercambiador de calor y de re-torno. El intercambiador puede ser enfriado por aire opor líquido. A veces se prefiere el anillo de bombeo en

SELECCIÓN E INSTALACl6N DE SELLOS MECANICOS 151

Prensa- Der ivac ión L íqu ido in te rmed io

Fig. 5 El líquido intermedio est& a presión mhsbaja que la del estopero en este sello enparalelo o tándem

vez de un sistema de derivación con intercambiador,porque en tal caso el intercambiador puede ser más pe-q u e ñ o .

El tubo para lavado debe ser lo más corto que se pue-da y no tendrá codos ni curvas, para que las pérdidas porfricción sean mínimas. La capacidad y la carga del ani-llo de bombeo son proporcionales a la velocidad periféri-ca del anillo; se acostumbra una velocidad mínima de 800ft/min (4 m/s).

Si se va a utilizar sistema cerrado con un sello mecá-nico doble, se necesita algún sistema para mantener lapresión en el cuadro más alta que la del estopero paraevitar las fugas del líquido bombeado por el sello inter-

Conexión Conexiones de

drenaje ( in fer ior )

8. Bujeestrangulador

-Collar de expansión

\‘-----k-Buje estrangulador

f i j o

no. Una forma de mantener esa presión para el sello escon un detector de la presión de succión o de descargade la bomba y mantener un diferencial fijo por arriba deesa presión con un resorte 0 una carga estática.

El control de la temperatura no siempre es para el en-friamiento. Cuando se bombean líquidos para transfe-rencia de calor, aceites pesados, etc., con puntos de fusiónmuy superiores a la temperatura ambiente se necesita ca-lentar el estopero para evitar que el material se cristaliceo solidifique. Las camisas del estopero se pueden utilizarpara el vapor. Hay disponibles placas para estopero ca-lentadas por vapor. Si no se tiene vapor a temperaturasuficiente, se puede utilizar calefacción eléctrica.

Función de la placa de estopero

La placa de estopero es parte importante del sello me-cánico porque el anillo estacionario se monta en ella.También es la pieza que se atornilla en el prensaestopasy forma una sección de la cubierta para retención de pre-sión en la cual sobresale el eje.

Además de servir para montar el anrllo estacionario,la placa también permite instalar componentes para se-guridad. Un sello mecánico es sólo eso: un aparato paraevitar las fugas y por ello es susceptible de fallar y si ocu-rre, habrá fuga. Se debe reconocer este riesgo y determi-nar si la fuga pone en peligro al personal, el equipo 0 elambiente. Si existe peligro, hay que proveer algún me-dio de controlar la fuga.

Ya se mencionaron las opciones, sellos dobles y sellosen paralelo, para contener las fugas en caso de falla delsello. La tercera opción es proveer algún medio de con-tener y recolectar el líquido y enviarlo a un lugar seguro.Para ello, se emplea una placa de estopero que tenga una

Conexión para lavado‘\

,,Conexión para respiraderof

fijo +.----.

c.

Fig.

Conexión para lavado--y,

Prensaestopas

Conexiones der------

f respiradero (superior9y drenaje ( in fer ior )

b. Buje estrangflotante

“,‘\\t

i

auxi l ia r- - - - -

- - Empaquetadura-_--

auxi l ia r “ConexiC In para dre bnaje

6 Las conexiones para respiración, drenaje o enfriamiento contienen y reciben las fugas delos sellos

152 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

holgura muy precisa con el eje y sirva para respiración,drenaje o enfriamiento.

En la figura 6a se ilustra una placa de estopero con unaconexión para respiración 0 enfriamiento, una conexiónpara drenaje y un buje estrangulador fijo, el cual es si-milar al buje de garganta fijo y necesita una holgura unpoco grande para no rozar contra el eje. Si hay que re-ducir todavía más las fugas, se puede instalar un buje degarganta flotante (Fig. 6b). La cantidad de fuga con es-tos bujes se determina igual que los bujes de garganta.

Un método más positivo para evitar las fugas por eleje es un prensaestopas auxiliar (Fig. 6c), que consisteen uno o más anillos de empaquetadura con un casquilloque sirve de retén. Hay que circular agua por las cone-xiones de respiración y drenaje para lubricar la empa-quetadura.

La placa de estopero también puede servir como co-nexión para lavado cerca de las caras del sello primario.La mayor parte de las bombas, en especial las que tie-nen prensaestopas con empaquetadura, tienen una co-nexión para lubricarla, que se puede utilizar comoconexión para lavado de un sello mecánico. Sin embar-go, debido a que la conexión, muchas veces, está entrelas caras del sello y la bomba, permite que se forme unazona de estancamiento en el prensaestopas, hacia fuerade la conexión, que puede aminorar la eliminación de ca-lor de las caras del sello y permite la acumulación de cuer-pos extraños.

El punto preferido para la inyección del líquido de la-vado es justo hacia fuera de las caras del sello primario,para que el líquido pase por ellas y vuelva a la bombapor la garganta del prensaestopas. En la figura 3 se ilus-tra una placa de estopero con conexión para lavado quedeja pasar el líquido por las caras del sello.

Materiales de construcción

La selección de los materiales adecuados para las con-diciones de funcionamiento es muy importante para lo-grar larga duración del sello. Hay que tener en cuentael diseiio, condiciones de funcionamiento y lubricacióndel sello.

El tipo de líquido que se retiene influirá en el tipo delsello que se escoja. Por ejemplo, si se requieren 0 prefie-ren sellos secundarios de fluorocarbono por su resisten-cia al líquido btibeado, se necesita un sello con anillosen V o con copas cóncavas para contrarrestar la tenden-cia a la afluencia en frío de una resina pura de fluorocar-bono. Si se utiliza un fluorocarbono con relleno, comoNylon con fibra de vidrio, entonces se puede emplear eltipo de sellos anulares.

La presión y la temperatura también influyen en el di-seño de los sellos. Los materiales para los sellos primarioy secundario, resortes y placa de estopero (retén) se de-terminan por la temperatura, la corrosividad y la com-patibilidad del líquido.

Se dijo antes que un sello mecánico es similar a un co-jinete con una película de líquido entre las caras; si noes lubricante, tal como un hidrocarburo ligero, se nece-sitan caras autolubricantes en el sello.

En la mayor parte de las combinaciones de materialespara los anillos del sello se utiliza carbón o grafito en unade las caras. Se emplea.porque tiene buenas característi-cas de desgaste, es más blando que otros materiales y máscompatible en una amplia gama de temperaturas y demateriales corrosivos. Otros materiales que se suelen uti-lizar para las caras son Stellite, carburo de tungsteno, ace-ro inoxidable, cerámica y Ni-Resist, que tienen límitesmáximos de temperatura entre 350’F (177%) y 750“F(400%).

Para trabajo con líquidos corrosivos, los anillos delprensaestopas, resortes y fuelles están disponibles en di-versos materiales, como acero inoxidable, Monel y Has-telloy.

Los materiales para el sello secundario son, entre otros,Buna N, Neopreno, resinas de fluorocarbonos y grafito.Cada material tiene sus límites de temperatura que vandesde -320“F (-196’C) hasta 800’F (427’C).

Los fabricantes de sellos tienen tablas para seleccióndel material para una serie de líquidos en las que se re-comiendan el tipo y material del sello para la mayor par-te de los líquidos.

Debido a las grandes variaciones en material y cons-trucción, hay sellos disponibles para temperaturas desde-350°F (- 212OC) hasta 750°F (4OO’C) y para presio-nes desde subatmosféricas hasta 2 500 psi (17 238 kPa).

Instalación y funcionamiento

La instalación correcta de los sellos mecánicos es im-portante. El movimiento axial del eje debe ser menor de0.004 in (0.1 mm), pues el movimiento axial excesivo pue-de ocasionar desgaste del eje o camisa en el punto de con-tacto con el sello secundario. También puede producirexceso o falta de carga o traqueteo de los resortes, queharán fallar el sello. La flexión del eje de más de 0.003in (0.8 mm) puede producir desgaste de las caras del se-llo y del eje en el punto de contacto del sello secundario.Hay que comprobar también el escuadramiento del pren-saestopas y la concentricidad de su cavidad. Hay que se-guir con cuidado las instrucciones para instalar los sellospara evitar problemas.

El momento más crítico para un sello es cuando se po-ne en marcha la bomba por primera vez. Por lo general,la bomba está inundada pero las caras del sello puedenfuncionar en seco durante un tiempo corto hasta que setiene funcionamiento estable. Durante el arranque escuando se pueden introducir sólidos y dañar los sellos.También es el momento en que la bomba funcionará ca-si en condiciones de cierre, con lo que habrá calentamien-to excesivo del líquido bombeado e inestabilidad delfuncionamiento. En estas condiciones, se pueden dañarlos sellos.

Si el sello es el correcto y está bien instalado, puededurar quizá dos años después de arrancar la bomba enel supuesto de un buen funcionamiento del sello. Algu-nos de los problemas que pueden ocurrir con los sellosmecánicos son:

1. Pérdida de la película entre las caras, que puedenproducir grietas por calor en la cara dura o la explosióndel anillo de carbón.

SELECCIÓN E INSTALACIÓN DE SELLOS MECÁNICOS 1s

2. Desgaste de las caras por los sólidos en el líquidoo por un líquido que se cristaliza entre las caras.

3. Deformación del anillo estacionario, ocasionada por

3. Karassik, 1. J., Krotzsch, W. C., aod Messina, J. P., eds., “Pump Handhook,”pp. 2-82 to 2-89, McCraw-Hill, New York, 1976.

4. API Standard 610, “Centrifuga1 Pumps for General Rdinety Services,” 5thed., Americao Petmleum Institute, Washington, D.C., March 1971.

apretar en exceso los tornillos del estopero.Los sellos mecánicos permiten bombear líquidos que,

por razones de protección ambiental, no se pueden mo-ver con una bomba que tenga empaquetadura en el eje.Aunque la inversión en sellos mecánicos es mayor queen empaquetaduras, aquéllos requieren menos atencióny tienen menores costos de mantenimiento’lo cual com-pensa la inversión adicional.

Referencias

1. Boyce, M. P., How to Achieve Online Availability of Centrifuga1 Compres-sors, Chcm. Eng., June 5, 1978, pp. 122-125.

2. Ramsey, W. D., and Zoller, G. C., How the Design of Shafts, Se& and:;5~;$~7 AfTects Agitator Performana, Chem. Eng., Aug. 30, 1976, pp.

John H. Ramsden es ingenieroen jefe de equipo rotatorio en Bad-ger America, Inc., One Broadway,Cambridge, MA 02142. Está a car-go de la selección y aplicación debombas, compresores, expansores ypropulsores en muchos proyectos delas industrias de procesos químicos.Tiene título de ingeniero químicode la Tufts University y maestría enadministración de empresas de laNortbwestem University; es ingenie-ro profesional registraod en Massa-chusetts.

Sellos mecánicos: másduración, menosmantenimientoUna película de líquido limpio entre las caras en contacto de los sellos mecánicos

puede constituir la diferencia entre funcionamiento prolongado y libre de problemasy altos costos de mantenimiento. Se describen los sistemas de líquido de sello paradiversas condiciones de bombeo.

Alexander A. Samoilofl, The Badger Co.

El conjunto de sello mecánico consta de tres sellos:por lo general mencionados como primario y secunda-rios. El primario es un solo sello; el secundario son dos(Fig. 1).

Los dos componentes básicos de un sello mecánicoson los anillos estacionario y rotatorio. El primero se fijaen el prensaestopas y no se mueve; el segundo, en elárbol o camisa de éste y gira con él. Las superficies decontacto de estos dos anillos se llaman “superficies pa-

readas” y forman el sello primario. Uno de los anillossuele ser de carbono.

Las superficies pareadas, planas y muy pulimentadas,están comprimidas entre sí por la presión hidráulica dellíquido de sello y la fuerza de resortes o de fuelles mecá-nicos.

El sello primario dependedel líquido sellador

El sello primario es el más importante del conjunto.Para que trabaje en forma satisfactoria, sus caras parea-das siempre deben estar paralelas entre sí y debe haberuna película de líquido sellador siempre limpio, entreellas.

Para mantener paralelas las caras pareadas, se necesi-ta flexibilidad entre el anillo rotatorio y el árbol, y entreel anillo estacionario y el prensaestopas para absorberlos movimientos del árbol con relación al prensaestopas.Esta función la efectúan los sellos secundarios que, ade-más, evitan fugas del prensaestopas (Fig. 1).

Los sellos secundarios se hacen con diversos materia-les flexibles, como cauchos (hules) sintéticos, teflon yneopreno, que se seleccionan sobre la base de su resis-tencia al calor, a los líquidos corrosivos o a ambos, y suconfiguración es anular, en V y de cuña, y también pue-den ser cóncavos. En ocasiones se utilizan fuelles hechosde metal delgado y muy flexible como sellos secundariosen el árbol.

SELLOS MECANICOS: MÁS DURACIÓN, MENOS MANTENIMIENTO 1%

Anillo rotatorioSellos secundarios

Anillo rotatorio

Sello interno Sello externo

Fig. 1 Tres puntos de sellamiento de los sellosmecánicos

La temperatura máxima que pueden soportar los ma-teriales de muchos sellos secundarios, a menudo es bas-tante menor que la de operación del proceso. Por ello,hay que seleccionar con cuidado el material para los se-llos. Si es necesario, hay que reducir la temperatura pa-ra los sellos secundarios en el prensaestopas con camisasde enfriamiento, intercambiadores externos de calor oen alguna otra forma.

El líquido sellador debe tener propiedadesadecuadas

El grado al cual se pueda mantener una película lim-pia entre las superficies pareadas de un sello mecánico,depende de las propiedades físicas del líquido sellador.

Si el líquido que se bombea tiene propiedades adecua-das, se puede utilizar como líquido sellador. Se puedeintroducir al prensaestopas directamente desde la carca-sa de la bomba, por el espacio anular alrededor del ár-bol, o con un tubo externo desde un punto de altapresión en la carcasa (Fig. 2). Si el líquido que se. bom-bea no se puede utilizar como sellador, hay que introdu-

--

cir un líquido de una fuente externa, a una presiónapropiada, en el prensaestopas.

Al analizar las condiciones de funcionamiento de labomba para la aplicación de sellos, se debe tener encuenta la presión de vapor del líquido a su temperaturade trabajo. La carga neta positiva de succión (NPSH) re-querida para el funcionamiento satisfactorio de unabomba centrífuga es semejante a la de un sello mecáni-co, pues no se puede permitir cavitación en ninguno.Para asegurar un funcionamiento sin cavitación, el mé-todo recomendado (con base fundamentalmente en lapráctica y en investigación experimental, con un pocode teoría) es seleccionar una bomba cuya NPSH requeri-da sea menor o igual que la disponible para las condicio-nes específicas de funcionamiento.

El líquido que hay en el prensaestopas se vaporizacuando no se elimina en forma adecuada el calor gene-rado por la fricción entre las superficies pareadas y lapresión dentro de ella no es bastante alta. Esto daña lassuperficies pareadas, porque la película de líquido entrelas caras rotatorias, es reemplazado en forma parcial porel vapor.

Por desgracia, para los sellos mecánicos no se han es-tablecido reglas, como la NPSH requerida para las bom-bas. No obstante, en general, cuando la NPSHdisponible de una bomba es cercana a la requerida, hayque comprobar la presión en el prensaestopas en lascondiciones de funcionamiento. Si esta presión no esmucho mayor que la presión de succión, se necesitanmedidas correctivas.

Cuando la bomba funciona con vacío en la succión,es esencial comprobar la presión en el prensaestopas,porque un sello no puede actuar si la presión es menorque la atmosférica. El método más común para mejorarlas condiciones de funcionamiento del sello es hacercircular el líquido a alta presión desde la carcasa de labomba al prensaestopas y de retorno. Para mantener\

\Serv ic io con l íqu idos l impios

Serv ic io con l íquidos sucios

156 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

una presión más alta en el prensaestopas, se debe tenerun buje de garganta, como restricción, en la salida.

Los tipos de sellos y sus modificaciones y accesoriosse deben destinar a mantener la película de líquido entrelas caras pareadas y conservarla limpia. Por supuesto,el agua es uno de los líquidos más difíciles de manejarcon bombas centrífugas. A bajas temperaturas, la NPSHrequerida es crítica, porque entonces el vapor de aguatiene un gran volumen específico lo que ocasiona cavita-ción severa. Por esta razón, se ha adoptado el agua co-mo medio estándar para probar la NPSH. A tempera-turas superiores a 160°F, el agua presenta grandes di-ficultades como selladora, debido a la cristalización delas sales y minerales, que ocasiona el desgaste rápidode las caras pareadas.

Si cambian las condiciones de funcionamiento de unabomba centrífuga, se necesita una evaluación de sus ca-racterísticas y de las propiedades físicas del líquido quese bombea. También se recomienda consultar con el fa-bricante de los sellos.

En los sellos internos, que son los más comunes, elanillo estacionario está instalado con la superficie parea-da hacia el impulsor, y el anillo rotatorio está montadoen el árbol dentro del prensaestopas. Los resortes y otroscomponentes están sumergidos en el líquido (Fig. 1).

En los sellos externos el anillo estacionario se instalacon la cara de la superficie pareada hacia el lado opuestoal impulsor y con el anillo rotatorio dentro del prensaes-topas. Los resortes y otros componentes están expuestosa la atmósfera (Fig. 1).

Balanceo de los sellos interiores yexteriores

Los sellos internos y externos pueden ser balanceadoso desbalanceados. Los desbalanceados se utilizan parapresiones bajas y medianas en el prensaestopas, y los ba-lanceados para altas presiones. En la norma API 610 serecomiendan sellos balanceados para presiones mayoresde 75 psig en las bombas centrífugas. Empero, hay dis-ponibles sellos desbalanceados, y son de empleo comúnpara presiones mucho más altas que la citada.

Balanceo del sello interior. La película de líquido entre lassuperficies pareadas del sello interior está sometida ados fuerzas opuestas: una de cierre y una de apertura.La fuerza de cierre, que comprime la película, tiene doscomponentes: un.a fuerza de resorte y una hidráulica.La fuerza hidráulica es la presión de intensidad unifor-me en el prensaestopas aplicada al anillo rotatorio. Lafuerza de apertura, una hidráulica que separa las super-ficies pareadas, es variable, desde un máximo en la cir-cunferencia exterior de las superficies, hasta la atmos-férica en el interior.

Los experimentos y la experiencia han establecidoque cuando se aumenta la presión en el prensaestopas,ésa llega a un valor con el cual no se puede mantener lapelícula de líquido entre las superficies pareadas, y el se-llo deja de funcionar. La velocidad de rotación de las ca-ras pareadas, los materiales de ellas y las propiedadesfísicas del líquido sellador (viscosidad y lubricidad) de-

terminan este límite de presión para los sellos desbalan-ceados.

Cuando se adapta un sello interno para alta presión,se reduce la magnitud de la componente hidráulica dela fuerza de cierre mediante la reducción del área ex-puesta a ella.

Balanceo del se l lo ex ter ior . En un sello exterior, no balan-ceado, las fuerzas ejercidas por la presión en el prensaes-topas sobre las caras pareadas son diferentes de las quese ejercen en un sello interior. La fuerza de cierre la pro-duce un resorte; no hay presión hidráulica.

Estos sellos sólo se utilizan para bajas presiones; si selos adapta para servicio con presiones altas, con modifi-caciones mecánicas se crea la componente hidráulica dela fuerza de cierre. El límite de presión del sello exteriorbalanceado es mucho menor que el de un sello interior.

Sellos dobles y sellos de pestaña

El sello sencillo produce sellamiento entre el líquidoque hay en el prensaestopas y la atmósfera. Puede serinterno o externo, balanceado o desbalanceado.

El sello doble consiste en dos sellos mecánicos. Se uti-liza cuando es necesario o conveniente lubricar sus carascon un líquido desde una fuente externa. Este sistemase necesita cuando el líquido bombeado contiene sólidosabrasivos, cuando incluso no se puede permitir el míni-mo escape a la atmósfera o cuando no se puede permitirun líquido externo en la corriente de proceso. Un sellofunciona como barrera entre el líquido que está en lacarcasa y el líquido sellador en el prensaestopas; el otro,como barrera entre el líquido en el prensaestopas y la at-mósfera.

El líquido sellador de una fuente externa se introduceen el prensaestopas a una presión y temperatura ade-cuadas y se recircula o se envía al drenaje. En cualquiercaso, hay que tener un orificio o válvula de restricciónen la salida del prensaestopas para controlar la presióndentro del mismo por encima de la del líquido bombea-do. Sin embargo, la temperatura del líquido sellador de-be ser suficientemente baja y con flujo lo bastante altocomo para disipar el calor generado por los dos sellos.

Se utiliza un sello de pestaña con uno mecánico senci-llo cuando el líquido que se bombea no se puede hacercircular por el sello y esa circulación o lavado se hacedesde el exterior.

Los sellos de pestaña, que suelen ser de un materialflexible como el Teflon, actúan como válvulas de reten-ción. Sólo dejan pasar el líquido desde el prensaestopasa la carcasa de la bomba. Como, en principio, no soncontroladores de flujo, se suele instalar un rotámetro enla corriente para lavado.

El volumen de lavado se debe ajustar entre dos lími-tes: 1) la cantidad máxima de dilución, es decir el volu-men máximo de inyección de líquido externo que sepuede permitir (M la corriente del proceso y 2) el flujomínimo aceptable para lavado y enfriamiento. Como elcaudal por lo general es pequeño, se debe dirigir hacialas superficies pareadas (Fig. 3).

Los caudales mínimos sólo para disipar el calor gene-rado por las caras del sello se presentan en la figura 4

SELLOS MECANICOS: MAS DURACIÓN, MENOS MANTENIMIENTO 157

- Dilución, gal/día - C a u d a l , galldía

0 1 2 3 4 5 1 0

Presión diferencial , psig

3io

2 0 0

100

OYI0 50 100 150 :

Fig. 3 Cantidades de dilución con brbol de 2 inCon otros Arboles multiplíquese gal/día porel Factor No. (Durametallic Corp.)

Presión en la cámara del sello, psig

- Caudal, gal/día

300

(Cortesía de Crane Co.). Las gráficas 1 y II están basa-das en el empleo de agua como líquido de enfriamiento,un árbol de 2 in que gira a 1 750 rpm, temperatura deentrada del líquido de enfriamiento de 100°F y aumentode temperatura de 20°F en ese líquido. Para encontrarlos caudales para enfriamiento con árboles que no seande 2 in de diámetro, multiplíquese el de las gráficas 1 oII por el factor de la gráfica III. Para velocidades del ár-bol que no sean 1 750, multiplíquese el caudal por la ra-zón: nueva velocidad, rpm/l 750 rpm, y para líquidosenfriadores que no sean agua, multiplíquese el caudalpor la razón l/(nuevo calor específico)(nueva gravedadespecífica).

00 200 400 600 aoo

Presión en la cámara del sello, psig

Anillo de circulación para enfriamiento desellos

- Factor de conversión

5.0

Se utiliza un anillo de circulación en aplicaciones conaltas temperaturas cuando el líquido bombeado estálimpio y puede servir como sellador. El anillo al colocar-se en el árbol de la bomba, a su vez forma una bombadentro del prensaestopas. Circula el líquido que hay enaquél por un intercambiador de calor y de retorno alprensaestopas. Un buje de garganta de restricción en elprensaestopas impide la mezcla de líquido enfriado en elmismo, con el de líquido caliente de la carcasa. (Véasela bomba en el lado superior derecho de la figura 2 paraservicio con líquido limpio.)

4.0

3.0

IlgIg#+0 1 2 3 4

Un fabricante de anillos de circulación recomiendauna velocidad mínima de 800 ft/min en la periferia paraintercambiadores de calor especiales, en los que se circu-la agua a presión.

Hay que seleccionar con cuidado la capacidad del in-tercambiador. Si las condiciones de funcionamiento lorequieren, se puede completar el enfriamiento del anillode circulación, con el paso de agua por la camisa delprensaestopas. El fabricante de la bomba debe especifi-car el volumen de agua. En la figura 5 se ilustra un nue-entregar 0.5 gpm. Para esta aplicación hay disponiblesVO tipo de intercambiador de calor que funciona a lapresión atmosférica en el lado del agua.

Fig. 4 Caudales~estimados para enfriar los sellos.Las gráficas I y II son para agua que entre a100°F y salga a 120°F (aumento de 20°F) y unbrbol de 2 in que gire a 1 750 rpm (Grane Co.)

Camisas de agua y separadores de ciclón

La circulación de agua de enfriamiento por las cami-sas de una bomba es un método eficaz y económico parareducir la temperatura en el prensaestopas. Se utilizacuando el líquido que se bombea es limpio y sirve como

0

Tamaño del árbol, in

158 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

T i Tubo de entrada de % in paraf*adici6n de alrededor de 1 gal/h

i=+J.----El rwel del agua debe estar

Drenaje L’

t

Conexión de lavado en

J

d e

derivación del casquillo - OY_ _del prensaestopas --X_

Prensaestopas - _

Fig. 5 Movimiento del agua con el anillo decirculación (Durametallic)

sellador, y no se necesita lavado. Es indispensable, (co-mo en las aplicaciones con anillo de circulación) que elprensaestopas tenga extremo cerrado para mantenerel enfriamiento, por medio de un buje de garganta deajuste preciso en el fondo del prensaestopas.

El empleo de separadores de ciclón para eliminar laspartículas abrasivas de las corrientes de lavado del selloes más o menos reciente. El líquido de la descarga de labomba entra al ciclón en sentido tangencial. El líquidolimpio del centro del cono se envía por un tubo al pren-saestopas para el lavado; el líquido que contiene las par-tículas se retorna a la succión de la bomba. Los flujosde las dos corrientes de salida son más o menos iguales.La eficiencia de la separación con partículas de sólo 2.5micras es del 87 ‘$6, y es mayor con partículas más gran-des. Las capacidades, con base en la corriente de líquidolimpio, son de 1 a 3 $4 gpm, con caídas de presión entre20 y 110 psi.

Funciones de los bujes de garganta yestrangulación

Un buje de garganta en el fondo del prensaestopasrestringe el paso de líquido entre éste y la carcasa de labomba. Impide que el líquido que hay en el prensaesto-pas se mezcle con el de la carcasa de la bomba, cuandoel prensaestopas se enfría 0 se calienta con la circulaciónde líquidos fríos o calientes en la camisa de agua. Tam-

bién mantiene la presión requerida en el prensaestopascuando se descarga el líquido bombeado desde la carca-sa y se circula por aquél para lavar y enfriar el sello me-cánico.

Un buje de estrangulación en el extremo externo delcasquillo del prensaestopas restringe el escape de líquidocuando el sello tiene fugas excesivas o se ha inutilizado.Esta aplicación está limitada a los sellos internos.

Problemas con el vacío y la cristalización

Cuando la presión en el prensaestopas es inferior a laatmosférica, no puede forzar el líquido sellador para queforme una película entre las caras pareadas del sello.Una forma de evitarlo es mediante una corriente paralavado desde la descarga de la bomba. Otra es suminis-trar un líquido lubricante a una presión adecuada, des-de una fuente externa a las superficies pareadas por unaserie de agujeros taladrados en el anillo estacionario quetienen conexión hidráulica con una ranura anular en elcasquillo. Se utiliza grasa 0 aceite a presión.

Cuando se manejan líquidos cuya temperatura decristalización es mayor que la ambiente, hay que pro-veer algún sistema para evitar la formación de cristalesen las zonas sensibles del sello, superficies pareadas y re-sortes. Puede ser alguno de los siguientes: 1) un sellomecánico doble, con líquido externo para lavado impe-diría el contacto del líquido bombeado con todas las par-tes del sello, excepto en una zona limitada en lassuperficies pareadas del sello interno; 2) con un sellosencillo se podría suministrar vapor en las camisas paraagua cuando está parada la bomba; 3) se podría lavarun solo sello con líquido externo si se puede permitir ladilución; en este caso, se debe colocar un buje de gar-ganta en el fondo del prensaestopas.

Aspectos térmicos de los sellos mecánicos

La vaporización (también llamada ebullición o evapo-ración instantánea) ocurre en las caras del sello cuandono se elimina en forma adecuada el calor generado. Pue-de producir fugas que no se pueden detener o reventarlas caras del sello, con fugas intermitentes. El reventa-miento lo produce la vaporización localizada, que parteligeramente las caras del sello; después de que las fugas0 escurrimiento enfrían las caras, se vuelven a cerrar.Este ciclo tiende a desgastar la cara de carbono, porquese pica y despostilla en los bordes.

El calor de los sellos mecánicos se disipa con una com-binación de conducción y convección. El calor generadoen las caras se disipa por conducción en el cuerpo del se-llo y, luego, por convención hacia el medio que lo rodea.

Debido a que la convección natural no elimina el ca-lor en forma adecuada de los sellos estacionarios, se in-troduce convección forzada al hacer circular un fluidoalrededor del anillo estacionario. La rapidez de la disi-pación de calor por convección en los sellos rotatoriosdepende en forma importante de la velocidad de rota-ción y no del flujo del líquido alrededor del anillo. Elcoeficiente de transferencia de calor del anillo rotatorioes mayor que el del anillo estacionario, incluso con

SELLOS MECÁNICOS: MÁS DURACIÓN, MENOS MANTENIMIENTO 159

convección forzada. La disipación de calor por conduc-ción depende de la conductividad del material de losanillos de sello.

En los sellos mecánicos los anillos se hacen de diferen-tes materiales, y el anillo rotatorio tiene mayor coefi-ciente de transferencia de calor por convección que elanillo estacionario. Para obtener un coeficiente globalmás alto de transferencia de calor en todo el sello, el ma-terial de mayor conductividad se debe utilizar en el sellorotatorio para satisfacer las necesidades de disipación decalor .

El autor

Alexander A. Samoiloff es con-sultor para bombas y compresoresde The Badger Co., 383 Third St.,Cambridge, MA 02142. Antes tra-bajó como ingeniero mecánico conE. B. Badger and Sons Co. Tienetítulo de la Harvard EngineeringSchool y es miembro de ASME y laSac. o f Harvard Engineers andScientist. Ha dado cursos de rusotécnico en e l MIT. Es ingenieroprofesional registrado en Massa-chusetts y autor de varios artículosde ingeniería mecánica.

Detección de fallas ensellos mecánicosUn método sistemático, basado en el análisis de fallas, para investigar y corregir el

funcionamiento de los sellos mecánicos, servirá para obtener mayor duración útil ycostos más bajos.

William V. Adams, Durametallic Corp.

Se dice que un componente ha fallado cuando ya nofunciona como debe hacerlo. La falla puede ocurrir des-pués de un tiempo razonable de servicio. Como el tiem-po de paro de un equipo es costoso y aumentan loscostos de mantenimiento, lo que se pueda aprender me-diante el análisis de fallas, se compensará con creces alaplicar las medidas correctivas adecuadas.

En el comentario del análisis de fallas de los sellos me-cánicos se incluirán:

w Componentes básicos de un sello mecánicow Causas comunes de las fallasn Observaciones y habilidad que harán que el análi-

sis de fallas de sellos sea más preciso.

Componentes básicos de todos los sellos

La función de un sello mecánico es evitar el escape delíquido por el espacio libre entre un eje en rotación y elconducto o abertura en la pared de una carcasa o un re-cipiente de presión. Como se ve en la figura 1, todos lossellos tienen tres componentes básicos: 1) un grupo deelementos primarios; 2) un grupo de sellos secundarios,y 3) los componentes para instalar, sujetar y mantenerel contacto entre las caras.

El sello primario está formado por dos caras pulimen-tadas que dificultan las fugas por el contacto de fricciónentre ellas. En todos los sellos, una cara está sujeta enuna carcasa o cubierta y la otra está montada en un ejey gira con el mismo.

Se dice que se dificultan las fugas, pero todos los sellosmecánicos tienen cierta cantidad de fugas, aunque lamayor parte de ellas no se pueda ver. Suelen ser peque-ñas y se debe permitir que los líquidos que no son peli-

grosos ni tóxicos se evaporen en la atmósfera en untiempo corto. Para los líquidos peligrosos y tóxicos, .hayque tener algún medio de control.

DETECCl6N DE FALLAS EN SELLOS MECÁNICOS 161

Las trayectorias de fuga entre la cara fija y la giratoriase suelen cerrar con los sellos secundarios hechos confluoroelastómeros. En los sellos del tipo de empuje, elsecundario debe avanzar sobre el eje para compensar eldesgaste y la vibración en sus caras. En los sellos sinempujador, como los de,fuelle metálico, éste absorbe lasvibraciones y el desgaste y los sellos secundarios son es-táticos.

Los componentes y accesorios metálicos para el sellose utilizan para:

1. Adaptar los sellos en un equipo. Pueden ser unacamisa o una cubierta para tener instalación más fácil yprecisa.

2. Aplicar precarga mecánica en las caras del sellohasta que empiece la presión hidráulica. Se logra con unsolo resorte grande o con un grupo de resortes peque-ños.

3. Transmitir el par o torsión a las caras tija y rotato-ria del sello. Se obtiene con pasadores, rebajos, muescas0 tornillos integrales con el sello.

Por complicada que pueda parecer la construcción deun sello, el primer paso en el análisis de fallas es deter-minar cual de los componentes básicos tiene daños quepuedan indicar la causa de la fuga.

Causas de las fallas

Cuando las fugas son excesivas es que hay falla del se-llo y las causas comunes son:n Manejo incorrecto de los componentes. Permitir

que se desportillen, raspen o dañen antes o durante lainstalación.n Ensamblaje incorrecto del sello. Colocación inco-

rrecta o no instalar un componente en la cavidad parael sello.

m Materiales o tipo de sello inadecuados. Selecciónincorrecta del material o tipo de sello para las presiones,temperaturas, velocidades y propiedades de los líquidosen determinada aplicación.n Procedimientos incorrectos para arranque y fun-

cionamiento. Puede ser algo tan sencillo como no apli-car presión en un sello doble antes de poner en marchala bomba o dejar que el sello funcione en seco por acci-dente.

HContaminantes en el líquido. Pueden ser partículasde sólidos en el líquido para la cavidad del sello.n Equipo en malas condiciones. El problema puede

ser por desviación, flexión o vibración excesivas del eje.n Sello gastado. Ha terminado la duración útil del se-

l lo.

Aprender mediante el análisis de fallas

El objetivo del análisis de fallas consiste en obtenerconocimientos adicionales con ellas. Hay que observarcon cuidado las piezas gastadas y dañadas del sello, lascondiciones del equipo y las de funcionamiento para es-tablecer una lista de medidas que aumenten la duraciónde los sellos.

El análisis de las piezas gastadas consiste en identifi-car si los daños son por acción química, mecánica o tér-

mica, y tomar las medidas para que no se repitan. Sepuede mejorar la habilidad para el análisis de fallas si seobservan las formas básicas de daños por acción quími-ca, mecánica o térmica y para determinar:

1. El aspecto que tienen los daños.2. Cómo influyen los daños en el funcionamiento del

sello.3. Qué tipos de daños indican el historial de funciona-

miento del sello.4. Qué medidas correctivas se pueden tomar para evi-

tar la repetición de los daños en las mismas condicionesde funcionamiento.

Se comenzará el análisis con un comentario de los sín-tomas, examen de las causas y de las medidas correcti-vas en las fallas de sellos por acción química.I

Ataque químico general

Síntomas. Con este tipo de falla, las piezas se verán conaspecto mate, con panales, escamas 0 que empiezan adesmoronarse (Fig. 2). Cuando las piezas dañadas sepesan y se toman lecturas de dureza y se comparan conlas piezas originales, se notará una considerable reduc-ción.

Cuusas. Este tipo de faha se debe a corrosión por ejem-plo de materiales inadecuados para el líquido que semaneja. Si se han utilizado sellos dobles, hay que probarel funcionamiento del sistema de presión o la pureza dellíquido para sellos.

Correcciones:1. Obténgase un análisis químico completo del pro-

ducto que toca el sello y empléese el material deconstrucción idóneo.

2. Neutralícese la corrosividad mediante sellos dobleso, cuando se utiliza un sello sencillo que tiene un bujeo pestaña selladora en el fondo de su cavidad, lávese elsello con líquido limpio y compatible de una fuente ex-terna.

Junta del Conexión paraanillo lavado

Monta je para / sello primarioel sello ‘L Sellos secundarios

/’

Fig. 1 Componentes básicos de un sello mechico

162 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

F i ig. 2 El ataque químico produce corrosión generalizada de los componentes del sello

Corrosión por fricción

Síntomas. Es quizá uno de los tipos más comunes decorrosión en los sellos mecánicos. Permite fugas por lossellos secundarios y corroe y daña el eje o camisa que es-tán directamente debajo del sello secundario. Esta zonapuede tener picaduras o estar abrillantada con respectoal resto del eje o camisa (Fig. 3).

Causas: El movimiento entre dos superficies que nor-malmente están fijas entre sí ocasiona corrosión por fric-ción. En los sellos mecánicos, la fricción se debe a unmovimiento constante hacia un lado y otro del sello se-cundario en la camisa o manguito del eje, que eliminasu revestimiento protector. La vibración constante de la

S e l l o s e c u n d a r i o(an i l l o cón i co1

Fr i cc ión +,

Fig. 3 La corrosión por fricción se producepor vibraciones debajo del sellosecundario estático

empaquetadura del eje en esta superficie desgasta el re-vestimiento de superficie y permite que ocurra más co-rrosión.

Correcciones. Hay que estudiar las siguientes opcionespara reducir o eliminar los daños de corrosión por fric-ción.

1. Compruébese que no haya vibración excesiva enlos sellos secundarios. Para ello se determina que la des-viación flexible y juego longitudinal del eje o árbol noexceda de un máximo de.0.003 in (0.076 mm) medidacon micrómetro.

2. Aplíquense revestimientos protectores de aleacio-nes de cara dura, óxido de cromo o óxido de aluminiodebajo de la zona en que se deslizan los sellos secunda-rios.

3. Sustitúyase el material base del eje o camisa porotro que no requiera revestimientos pasivos 0 protecto-res para resistencia a la corrosión, como el titanio.

4. Sustitúyanse los sellos en V, anillos de cuña y cóni-cos hechos de Teflón por sellos anulares secundarios deelastómero; éstos son menos susceptibles a la corrosiónpor fricción porque son más blandos y se pueden flexio-nar ligeramente para absorber pequeños movimientosaxiales del eje.

5. Utilícese un sello sin empuje, como uno de caucho,Teflón o fuelle metálico en el cual los sellos secundariossean totalmente estáticos.

Ataque químico a los sellos anulares

Síntomas. Se puede sospechar que hay ataque por pro-ductos químicos si los sellos anulares (“0” rings) estánhinchados o tienen un asentamiento permanente queevite el movimiento axial de la cara del sello deslizable.Este ataque puede endurecer la superficie o producirburbujas o ampollas y darle un aspecto de que están car-comidos o que se desintegran (Fig. 4a).

Causas. Material incorrecto o pérdida o contamina-ción del líquido para sello.

Correcciones. Hágase un análisis químico del líquidoque se bombea y véase si es compatible con el material

DETECCION DE FALLAS EN SELLOS MECÁNICOS 163

8 . Blistered 0-rings

Fig. 4 Ataque químico de los sellos anulares y anillos selladores

del sello, como primeros pasos del análisis. A menudo,los materiales de huella que no se tienen en cuenta al se-leccionar los sellos, pueden ser la causa. Si no se puedeencontrar el material adecuado, se debe proteger el sellocon lavado desde una fuente externa.

Lixiviación

Síntomas. La lixiviación produce un pequeño aumentoen las fugas y un gran incremento en el desgaste de lacara de carbón. Las caras de cerámica y de carburo detungsteno que están lixiviadas tendrán un aspecto mate(Fig. 4b) aunque no tengan ningún recubrimiento. Laslecturas de dureza de esas caras mostrarán una reduc-ción de 5 puntos o más en la escala Rockwell A en rela-ción con los valores originales.

Causas. La lixiviación ocurre por el ataque químicodel aglutinante del material base en los materiales demetales en polvo o cerámicos. Este ataque puede ser de

una profundidad de unas diezmilésimas hasta dos o másmilésimas de pulgada e inutilizará las piezas del sello.

Por ejemplo, las soluciones cáusticas y de ácidofluorhídrico lixiviarán (arrastrarán) 5% o más de 10saglutinantes de sflice libre en los anillos de cerámica, locual ocasionará un desgaste excesivo en la cara decarbón. Si se deja que continúe este desgaste, las par-tículas de óxido de aluminio se desprenderán de la carade cerámica, producirán mayor abrasión y se reducirámucho la duración del sello.

Correcciones. Se pueden aplicar dos procedimientos.1. Utilícese un sello con mejor material base que con-

tenga óxido de aluminio de 99.5 % de pureza paraaplicaciones con soluciones cáusticas o de ácidofluorhídrico. Para materiales de carburo de tungsteno li-gados con cobalto que se lixivian con agua u productosquímicos suaves, cámbiese el aglutinante de cobalto poruno de níquel para eliminar el ataque químico.

2. Utilícese un sistema de sellos para proveer un líqui-do amortiguador o intermedio en las caras del sello, por

Puntos altos +\‘.

Fig. 5 La deformación de las caras del sello produce desgaste disparejo y permite fugas

164 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

ejemplo, sello sencillo con una corriente para lavadodesde una fuente externa o un sello doble con un sistemade líquido amortiguador.

Ahora se comentarán las fallas de sellos que surgenpor problemas mecánicos.

Deformación de las caras

Síntomus. Fugas excesivas por el sello. El examen delas caras muestra un desgaste disparejo, que a veces esdíficil de detectar. Si se pulen con suavidad las caras delsello en una placa asentadora, aparecerán puntos altosen dos o más lugares que indican un desgaste disparejo(Fig. 5).

Causas. Los siguientes factores ocasionan la deforma-ción de las caras de los sellos.

1. Ensamble incorrecto de las piezas del sello que oca-siona cargas disparejas en uno o más puntos alrededorde las caras. Esto ocurre con frecuencia en caras demontaje rígido o del tipo con abrazaderas porque un parde apretamiento disparejo en las tuercas de la empaque-tadura transmitirá flexiones desiguales directamente alas caras del sello.

2. Enfriamiento incorrecto, que ocasiona esfuerzos ydeformaciones térmicos en las caras.

3. Acabado incorrecto del sello en la fábrica que dejauna superficie comba o con puntos altos en varios luga-res en torno a las caras.

4. Soporte incorrecto del collar del prensaestopas de-bido a cuerpos extraños o depósitos en el casquillo o adaños físicos que alteran el metal del anillo y transmitencarga dispareja a la cara estacionaria del sello.

5. Mal acabado de la superficie en la cara del prensa-estopas por corrosión o daños mecánicos.

Correcciones:1. Asiéntense las caras del sello para eliminar la causa

de la deformación.2. Considérese el empleo de montaje flexible para las

caras estacionarias para compensar la deformación delcasquillo 0 collar.

a. Cóncava

3. Apriétense las tuercas del collar con los dedos, paraajustarlo y después apriétense al par especificado.

Flexión de las caras

Síntomas. Desgaste disparejo de las caras, igual quecuando hay deformación. El desgaste es continuo en los360° de las caras y es cóncavo o convexo. La cara conve-xa permitirá fugas muy grandes; las cara cóncava pro-ducirá torsión y calor excesivos en las caras (Fig. 6). Lossellos en cualquiera de estas condiciones no serán esta-bles con presiones cíclicas.

Causas. La flexión de las caras puede ser por:1. Soporte inadecuado de la cara del sello estaciona-

rio .2. Hinchazón de los sellos secundarios.3. Flexión excesiva de los sellos cuando funcionan

más allá de sus límites de presión.4. Equilibrio inadecuado de las cargas hidráulicas y

mecánicas en las caras del sello primario.Correcciones:

1. Compruébense los límites de funcionamiento deese tipo de sello.

2. Considérese un montaje flexible para el sello esta-cionario.

3. Utilícense, para las caras, materiales como bronce,carburo de silicio o carburo de tungsteno en lugar delcarbón, que tengan un módulo de elasticidad más altoy serán de mayor resistencia a las cargas de flexión hi-dráulica y mecánica.

Extrusión (compresión)

Síntomas. Los sellos anulares u otros secundarios tie-nen deformaciones por haberlos extruido (comprimido)en los espacios tan reducidos que hay en torno a las ca-ras del sello primario. A menudo, los sellos anulares olos secundarios parecerán estar cortados o, en algunoscasos, “despellejados” (Fig. 7).

b Convexa

Fig. 6 La flexión de las caras de los sellos es continua en los 360”

DETECCI6N DE FALLAS EN SELLOS MECÁNICOS 165

Fig. 7 Los sellos anulares extruidos se ven cortados o “despellejados” al oprimirlos en un espacio muypequefio

lOooc

800(

i

Holgura diametral, in

Fig. 8 Holgura mkxima permisible para sellos anulares secundarios

166 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

Líquido paralavado

Fig. 9 La erosión ocasionada por lavado excesivo o abrasivos disuelve la cara estacionaria del sello

Causas. Temperaturas, presiones o ataques químicosexcesivos, que ablandan el sello anular o esfuerzos exce-sivos en el mismo para una holgura dada.Correcciones..

1. Compruébense las holguras para los sellos anularesen la aplicación (Fig. 8).

2. Determínese la compatibilidad química y límitesde temperatura de los sellos secundarios.

3. Instálense anillos antiextrusión, si es necesario.

Erosión

Síntomas. Caras de los sellos carcomidas o “lavadas”en un solo lugar (Fig. 9). La erosión, por lo general,ocurrirá en la cara del sello estacionario hasta que resul-te en ella deformación excesiva o rotura. La erosión casisiempre ocurre en los materiales de carbón y grafito pe-ro también en otros materiales en condiciones más seve-ras.

Causas. Cantidad excesiva de líquido de sello ovolumen normal de líquido que contiene partículas

l

Fig. 10 Desgaste excesivo en pasadores, rebajosy ranuras de impulsión

abrasivas. Ambas ocasionarán un efecto de “chorro dearena” en una zona local en la cara del sello estaciona-rioCorrecciones..

1. Redúzcase el volumen de líquido para lavado delsello.

2. Elimínense los abrasivos en el líquido para lavadocon filtros o separadores de ciclón.

3. Utilícense materiales más resistentes a la erosiónen las caras como bronce o carburos de tungsteno o desilicio en lugar del carbón.

4. Cámbiese de lugar la aplicación de líquido o pón-gase una cubierta en torno a la cara del sello estaciona-rio para que no le llegue directamente el líquido.

Desgaste excesivo depasadores de impulsión

Síntomas. Desgaste excesivo de los pasadores, rebajoso ranuras de impulsión en un tiempo corto (Fig.10).

Cuusas. El desgaste rápido puede ocurrir en los meca-nismos de impulsión por cargas pesadas y movimientogrande entre el mecanismo de impulsión y otras superfi-cies de desgaste. También puede ocurrir mucho desgas-te con poco movimiento relativo si el mecanismo deimpulsión no está bien lubricado. Por ejemplo, los me-canismos de impulsión que funcionan en atmósferas denitrógeno o en las del aire seco que contienen partículasabrasivas se gastarán con más rapidez que los utilizadoscon una atmósfera limpia o que tienen lubricación conaceite o agua. El mecanismo que trabaja con líquidoscontaminados con abrasivos ocurre la misma situación.La causa principal de un desgaste fuerte del mecanismode impulsión es la desviación excesiva de la cara en launión entre el eje y el estopero.C o r r e c c i o n e s . ’

1. Compruébense las condiciones del equipo y limíte-se el juego longitudinal, flexión y descuadramiento del

DETECCION DE FALLAS EN SELLOS MECÁNICOS 167

Fig. ll Grietas radiales en anillos metAbos ocerámicos producidas por el calor

eje con respecto al estopero a un máximo de 0.003 in(0.076 mm) medidas con micrómetro.

2. Utilícense sellos con pasadores o rebajos de impul-sión endurecidos.

3. Considérense sellos que permitan mejor lubrica-ción del mecanismo de impulsión, por ejemplo, utilizarsellos sencillos en vez de dobles.

4. Determínense las limitaciones de presión del tipode sello.

Ahora se describirán las fallas térmicas.

Grietas por calor

Síntomas. La presencia de grietas radiales que puedenser pequeñas o grandes y que parecen salir del centro delanillo metálico o de cerámica (Fig. 11). Estas grietas ac-túan como una serie de filos en contra del carbón, grafi-to u otros materiales del sello, con lo cual se desgastancon rapidez.

Causas. Las causas comunes de las grietas por calorson: 1) falta de lubricación, 2) vaporización en las caras

del sello, 3) falta de enfriamiento y 4) presiones y veloci-dades excesivas. Uno o más de estos factores puedenproducir alta fricción y calor en las caras delsello. Losesfuerzos térmicos excesivos producirán grietas delga-das.Correcciones:

1. Compruébese que las condiciones de funciona-miento de la aplicación están dentro de los límites espe-cificados para el sello.

2. Confírmese que el flujo para enfriamiento es ade-cuado en las caras del sello para disip..r el calor. Los li-neamientos empíricos son que: a) la temperatura dellíquido que circula por la cavidad del sello no debe tenerun aumento mayor de 40°C (22%), y 6) la presión enla cavidad para el sello se debe mantener 25 psi (1.72bar) por arriba de la presión de vapor del líquido quehay en la cavidad del sello para evitar la vaporización.

3. Compruébese que no se ha sobrecargado el sello.El problema puede ser porque un cojinete o collar deempuje en el equipo se haya dañado o inutilizado y pro-duzca cargas excesivas en las caras del sello.

4. Utilícense materiales más resistentes para la carga.Por ejemplo, si se utilizan revestimientos de cara dura,sustituirlos por carburos de tungsteno o de silicio quetengan límites de presión y velocidad (P-V) más altos ymás resistencia a las grietas por calor.

5. Redúzcase el vapor P-V del sello. Es un factor dela presión (psi) en las caras del sello, multiplicada porla velocidad (ft/min) del diámetro exterior de la cara delsello. Se puede consultar al fabricante y obtener sellos deotras dimensiones que reduzcan la carga hidráulica ensus caras a fin de tener una P- V más baja con los mismosmateriales de la cara.

6. Compruébese el enfriamiento y lubricación en lascaras del sello y mejórense si es necesario.

Vaporización

Síntomas. Las pequeñas explosiones, “bocanadas” yexpulsión de vapores en las caras del sello se conocen co-mo vaporización que produce fugas excesivas y daños.

Fig. 12 La vaporizacián reduce la duración y el rendimiento del sello

168 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

Fig. 13 Las ampollas producen huecos en la caradel sello de carbón

Aunque la vaporización no produzca daños muy graves,disminuye la duración y el rendimiento del sello. La ins-pección de las caras a menudo indican desportilladurasen los diámetros interior y exterior y picaduras en todala superficie (Fig. 12).

Causas. La vaporización ocurre cuando no se puedeeliminar el calor producido en las caras del sello y se va-poriza el líquido que hay entre ellas. También puedeocurrir si el sello trabaja muy cerca de la temperaturay presión de vaporización del producto en la cavidad pa-ra el sello. Otras condiciones de funcionamiento queocasionarán vaporización incluyen:

1. Presión excesiva para un sello determinado2. Flexión excesiva de las caras del sello3. Enfriamiento y lubricación inadecuados del sello.

La vaporización puede indicar que el lavado del sello nofunciona o que se ha interrumpido o reducido el agua deenfriamiento que va a un intercambiador de calor.Correcciones:

1. Mejórense la circulación y enfriamiento en las ca-ras del sello.

2. Compruébese que el sello funciona a temperaturasy presiones inferiores a las de vaporización del productoen la cavidad para el sello.

3. Compruébese si el tipo de sello es el adecuado paralos límites de presión y velocidad.

4. Solicítense al fabricante del sello sus recomendacio-nes para disminuir el calor autogenerado.

Los límites empíricos indican que la temperatura y lapresión en el sello deben ser, cuando menos, 25’F(14%) y 25 psi (1.72 bar) más bajas que la temperaturay presión de vaporización del producto en la cavidad pa-ra el sello.

Ampollas

Síntomas. Las ampollas (Fig. 13) son secciones circula-res pequeñas que sobresalen en las caras del sello de car-bón. A veces, se puede observar mejor si se utiliza unplano óptico o se pulen ligeramente las caras del sello.Las ampollas separan las caras del sello durante el fun-cionamiento y permiten fugas severas; suelen ocurrir entres etapas:

Etapa 1: Aparecerán pequeñas secciones realzadas osalientes en las caras del sello.

Etapa II: Aparecerán grietas en las secciones realza-das, con una configuración de estrella.

Etapa III: Surgirán las ampollas y dejarán huecos enla cara del sello.

Causas. No se conoce bien la causa exacta de las am-pollas. La mejor explicación es que los líquidos viscosos,como el aceite SAE 10, penetrarán por los intersticios delos sellos de carbón con el paso del tiempo. Cuando secalienta el sello, se expulsa el aceite por los poros. Lasampollas suelen ocurrir en sellos que trabajan en máqui-nas con paros y arranques frecuentes y con líquidos muyviscosos.Correcciones:

1. Redúzcase la viscosidad del líquido en la cavidadpara el sello, ya sea con el empleo de un líquido diferen-te o el aumento de la temperatura del líquidd.

2. Trátese de eliminar los paros y arranques frecuen-tes de equipo que tiene sellos mecánicos.

3. Sustitúyase el carbón o grafito por un material noporoso para la cara, como carburos de tungsteno, silicioo bronce.

Fig. 14 Las astilladuras son similares a las ampollas pero ocurren en la circunferencia del sello

DETECCIÓN DE FALLAS EN SELLOS MECÁNICOS 169

Fig. 15. El barniz o lodo abrasivo se sedimentan en el lado atmosfhico del sello mechico

4. Compruébense el enfriamiento y circulación en lascaras del sello. Si son inadecuados, los sellos serán mássusceptibles a las ampollas.

Astilladuras

Sintomas. Son similares a los de las ampollas, pero noocurren en la cara sino en el diámetro exterior y el ladotrasero del sello (Fig. 14).

Cuu.sus. Las astilladuras, igual que las ampollas, ocu-rren por esfuerzos térmicos excesivos, en un sello decarbón y grafito. Pero, al contrario de las ampollas, pa-rece ser que las astilladuras ocurren casi con cualquierlíquido y se debe a la expulsión repentina de la humedadcuando se sobrecalienta el sello y se deben, casi exclusi-vamente a que el sello trabaja en seco. Por ello, si haypartes muy astilladas, indica que el equipo funcionó enseco más de unos momentos.

Cowecciones: Para que el equipo no funcione en seco,se debe agregar un interruptor de presión o de carga. 0como opción, se deben utilizar métodos alternos para se-llamiento, como un sello doble que tenga un sistema deconvección térmica o de lubricación forzada.

Sobrecalentamiento de sellos anulares

Síntomus. Cuando los sellos anulares de elastómero sesobrecalientan, se endurecen, agrietan y se vuelven muyquebradizos. Los sellos secundarios de Teflón se decolo-ran y se ponen de un color azul negruzco o café, tienenseñales de afluencia en frío o adoptan la forma de la ca-vidad para el sello secundario.

Causas. El sobrecalentamiento, por lo general, se debea falta de suficiente flujo de líquido enfriador en la cabi-dad del sello. También puede deberse a temperaturasexcesivas o al empleo de sellos de materiales inadecua-dos.

Correcciones: Si se observa sobrecalentamiento de lossellos anulares:

1. Compruébese el flujo de líquido enfriador en la ca-vidad para el sello y también si los tubos tienen obstruc-ciones o los intercambiadores de calor tienen exceso deincrustaciones.

2. Utilícese enfriamiento. Si las temperaturas todavíason excesivas para un sello secundario de elastómero,considérese el empleo de un sello de fuelle metálico paratemperaturas más altas.

Oxidación y carbonización

Síntomas. La oxidación y la carbonización dejan unbarniz o lodo abrasivo en el lado atmosférico del sello(Fig. 15), que pueden ocasionar desgaste rápido de lascaras o bien que se traben los sellos mecánicos del tipocon o sin empujador.

Causas. La carbonización ocurre por la oxidación odesintegración química de los hidrocarburos, que for-man residuos gruesos.Cowecciones :

1. Aplíquese lavado con vapor en el lado atmosféricode los sellos mecánicos del tipo con o sin empujador paraarrastrar los lodos o desechos abrasivos.

2. Lávese el sello con líquido limpio y frío de unafuente externa para eliminar la carbonización en la cavi-dad para el sello.

3. Aplíquese enfriamiento en la cavidad del sello conuna camisa para agua en el estopero 0 con un intercam-biador de calor enfriado por agua o por aire.

4. Utilícense materiales de cara dura, en vez de car-bón, que resistan la acción abrasiva de las partículas for-madas por la oxidación y púrguese el sello en el ladoatmosférico con vapor para eliminar el lodo y desechos.

En general, hay que enfriar los hidrocarburos que hayen ia cavidad del sello a menos de 250°F (121 OC) paraevitar la oxidación y la carbonización. El límite de tem-peratura depende del líquido que se maneje. Por ejem-plo, los límites de oxidación de líquidos para transferen-cia de calor son superiores a 350°F (177°C).

170 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

Resumen

El análisis de fallas no siempre es sencillo y exacto,pero se hacen con un método sistemático.

Paso 1. Identifíquense los problemas que reducen laduración del sello. No siempre se deben al diseño y tipodel sello.

Paso 2. Estúdiense con cuidado las posibles solucionesal problema. La experiencia, la información de los fabri-cantes del equipo y las consultas con un experto en sellosayudarán a formular una lista de posibles respuestas.

Paso 3. Determínese e implántese la corrección. Estopuede requerir un análisis de costos, disponibilidad decomponentes y de los futuros beneficios económicos.

Paso 4. Vigflense los efectos de las correcciones.

Referencias

1. “Metals Handbook,” 8th ed., Val. 10, Failure Analysis and Pnvention,Ameritan Soc for Metals, Metals Park, Ohio, 1975.

“Guidc to Modero Mechanical Sealing,” 7th ed., Durametallic Corp., Kala-mazoo, Mich., 1979.Catalog ORD-5700 [0-rings], Parker Hannifin Corp. Sea1 Group, Lexing-ton, Ky., 1977.Strugaia, E. W., The Natura and Cause of Carbon Blistering, ASLE Trmu.,Val. 28, pp. 333-339, Ameritan Soc. of Lubrication Engineers, Park Ridge,III. , 1972.“Proceas Industrias Comaion,” p. 24, National Assn. of Corrosion Engineers,Houston, 1975.

El autor

William V. Adams es Director deIngeniería de la Durametallic Corp.,2 1 0 4 Factory S t . , Kalamazoo, M I49001 y está a cargo del personal dediseño, aplicación y dibujo. Fue pre-sidente del programa de familiariza-ción con sellos de la Ameritan Soc. ofLubrication Engineers , del U.S.Dept. of Etiergy y de la ASME. Tienetítulo de ingeniero mecánico de laWestern Michigan University y esmiembro de la Ameritan Soc. of Lu-brication Engineers y de ASTM.

Por qué fallan los sellosM 0mecánicos

Los defectos, en apariencia insignificantes, en la instalación o en el diseño de lossellos o Za contaminación del líquido en el prensaestopas pueden ocasionar fallas delos sellos.

Charles W. Hawk, Jr., Olin Corp.

Todos los años, las fallas de los sellos mecánicos pro-ducen costos de mantenimiento y pérdidas de produc-ción por decenas de millones de dólares. Se presentanlas causas básicas de las fallas de los sellos y los métodosprincipales para evitarlas. Las fallas suelen ser por 1)errores en la instalación, 2) problemas por el diseño bá-sico del sello mecánico y 3) contaminación del líquido enel prensaestopas.

Todos los sellos mecánicos son básicamente iguales ytienen un elemento rotatorio y uno fijo. Un elementotiene una cara selladora de contacto de un materialblando, para desgaste, como el carbón; el otro tiene unacara de material duro, que puede ser cerámica.

Los sellos pueden ser del tipo equilibrado (balanceado) o desequilibrado. El equilibrado está diseñado paracompensar los cambios bruscos en la presión hidráulica.Por contraste el sello desequilibrado no los compensa ysólo se justifica por su menor costo.

Los sellos mecánicos están diseñados para no permitirfugas hasta que se gaste la cara blanda. Se ha encontra-do que muchos sellos no tienen desgaste en las carasal desmontados de la bomba y las fugas empiezan mu-cho antes de que se desgasten. <Por qué?

Errores en la instalación

Los errores en la instalación pueden ocurrir sin queel operario se dé cuenta y los más comunes incluyen eldescuido en proteger las caras de sellamiento, daño a loselastómeros y no verificar la posición y las dimensionescríticas de sello. Las caras de los sellos se pulimentan conuna tolerancia de una banda de la luz de helio o sea

0.0000116 in. Esta tolerancia crítica hace que sean unode los componentes de mayor precisión en el trabajo demantenimiento. El operario debe manejar el sello comosi fuera una obra de arte. Si se cae o se golpea con cual-quier objeto, por ejemplo, en el estopero de la bomba,es casi seguro que permitirá fugas.

Además, cualesquiera partículas de herrumbre u otrocuerpo extraño que lleguen a las caras del sello durantela instalación permitirán fugas. Esto ocurre porque laspartículas se pueden enclavar en la cara de carbón blan-do y producen abrasión en la cara dura. En consecuen-cia, hay que tener un cuidado excepcional para instalarsellos. Por ejemplo, quizá se necesite una zona exclusivapara armar las bombas y también hay que pensar en lalimpieza minuciosa de las piezas de la bomba en la zonadel sello que van a seguir en servicio.

Durante la instalación, es fácil que ocurran daños enel elastómero del sello, que puede ser sello anular (“0”ting), cuña, taza cóncava, etc. Hay que fijarse bien sihay rebabas o bordes agudos al colocar el sello en el ejeo la camisa del eje, en especial los prisioneros, cuñeros(chaveteros) y estrías. Nunca utilice una cuchilla paraquitar un sello anülar viejo; utilice un pasador delgadoo una varilla de madera para no cortar el elastómero;cualquier corte o melladura en el elastómero al instalar,puede permitir fugas que parecerán provenir de las ca-ras del sello cuando se arranca la bomba.

Salvo que el sello esté instalado de modo que las carastengan la carga correcta, ocurrirán fugas. El operariodebe verificar la tolerancia permitida en la instalacióndel tipo particular de sello. También se deben tener encuenta los ajustes finales del impulsor y de la posiciónde las placas de apoyo.

172 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

Antes de instalar el sello hay que comprobar la des-viación radial del eje o árbol con un micrómetro de esfe-ra; la lectura total del micrómetro no debe exceder de0.001 por pulgada de longitud. Además, el movimientoaxial no debe exceder de 0.005 in. Si no se pueden lo-grar esas tolerancias, habrá que ajustar o reemplazar loscojinetes pues, en otra forma, ocurrirán fugas por el se-llo.

Hay que comprobar la concentricidad y perpendicu-laridad del prensaestopas con el eje. A veces, habrá querectificar la cara del prensaestopas para tener la certezaque el componente fijo quede perpendicular con el rota-torio. Si se aprieta en exceso el retén, puede haber com-badura en la cara del sello.

Un sello nuevo no debe permitir fugas; si las hay, in-dican un error en la instalación. La fuga puede desapa-recer poco a poco pero no del todo. Hay que desarmar einspeccionar la bomba y volver a instalar o reemplazarel sello. Cuando hay errores, pueden parecer insignifi-cantes, pero si no se corrigen ocurrirán fugas y se puedepensar que el sello “no sirve para nada”.

Problemas por el diseño de los sellos

Un sello de diseño deficiente puede permitir lapérdida momentánea de contacto de las caras y su falla

Similar al Crane 0 U.S. Similar al Chesterton o al Dura No. RA

Similar al Crane No. 9

en un momento dado. Cuando las caras pierden contac-to por cualquier razón, cualquier partícula en el líquidopara sello se introducirá entre las caras y se enclavará enla cara blanda, ésta funcionará como rueda abrasiva ydestruirá la cara dura.

El componente rotatorio se conecta con el eje de labomba, que tiene un movimiento axial constante entre0.001 y 0.002 in. Este movimiento lo pueden producirla desviación normal, vibración, cavitación, desequili-brio del impulsor, desalineación de los tubos y acopla-mientos y las tolerancias de los cojinetes. El sello debepoder compensar este movimiento axial, lo cual es unade las razones por las que se necesitan resortes y elastó-meros en el sello mecánico. Si se interrumpe esta com-pensación por cualquier motivo, las caras del selloperderán el contacto y habrá fuga. Las partículas de só-lidos, sin que importe su origen, atrapadas en los resor-tes 0 elastómeros 0 entre el componente rotatorio y eleje, impedirán la acción de compensación. Esto permiti-rá que se separen las caras por el movimiento naturaldel eje y la inutilización del sello.. .

Hay que determinar SI el sello tendrá las característi-cas para soportar los factores desfavorables y si las con-diciones de trabajo son las adecuadas, para el fun-cionamiento correcto del sello. Por ejemplo, hay queestablecer si los resortes están o no encerrados, si el

Similar al Dura o al Borg-WarnerComponentes del sello

A. Material para cara dura (cerámica)6. Material para cara blanda karbh)C. Sello de elastómero, dinámico o movibleD. Empaquetadura

E . Junta o sello de elastómero, estático o fijoF. PrensaestopasG. Eje de la bomba

Disefio de algunos sellos mechicos tipicos y sus componentes bhsicos

POR QUÉ FALLAN LOS SELLOS MECÁNICOS 173

elastómero es un sello anular, una cuña u otra configu-ración y cuáles son las dimensiones críticas para la hol-gura. En general, los sellos anulares se pueden flexionarunas cuantas milésimas de pulgada y son mejores queotras configuraciones de elastómero que no permitentanto movimiento.

Los resortes múltiples pequeños producen una pre-sión más uniforme entre las caras que un solo resortegrande; sin embargo, como el alambre de este último esmás grueso, puede resistir con más facilidad la corro-sión, partículas y sustancias gomosas. La resistencia aesos factores se puede lograr en los sellos de resortesmúltiples si están instalados de modo que no toquen ellíquido bombeado. Pero, aunque los resortes puedan es-tar aislados del líquido, el elastómero y el componenterotatorio sí hacen contacto. Por ello, aunque se crea queel líquido bombeado esté limpio, una contaminacióninesperada puede ocasionar la pérdida momentánea delcontacto entre las caras del sello y ocurrirá una fuga.

El calor generado en las caras del sello puede producirla falla del elastómero o cambiar la condición del líquidobombeado en la zona del sello, lo que aumentará la co-rrosión o producirá cristalización. Por tanto, al evaluarcualquier tipo de sello mecánico se debe tener en cuentala proximidad del elastómero con las caras del sello y ve-rificar el flujo recomendado de líquido en el prensaesto-pas.

Además, el calor generado por el sello mecánico estáen función de la presión de cierre contra sus caras. Lossellos mecánicos equilibrados hacen que .esa presión seamínima y se compense cuando cambia la presión hi-dráulica; por ello, el sello equilibrado requiere poco oningún líquido para lavado y enfriamiento. Otras venta-jas del sello equilibrado consisten en que son más resis-tentes si se cierra en forma brusca ei tubo de descargade la bomba, requieren 20 % menos caballaje que el de-sequilibrado, compensan el golpe de ariete y en que sepuede utilizar el mismo tipo de sello en bombas distintaspara diferentes presiones.

Además, hay que comprobar la compatibilidad dellíquido para el estopero con los materiales de construc-ción de los resortes, el elastómero, el componente rota-torio y el fijo. Si no se tienen en cuenta esos factores yocurre pérdida momentánea de contacto entre las carasdel sello, éste se dañará y ocurrirán fugas.

Partículas extrañas en el prensaestopas

Los cuerpos extraños en el líquido del prensaestopaspueden obstruir los componentes deslizables del sello yproducir su falla. Como se mencionó, se debe permitirque los resortes, elastómero y componente rotatoriocompensen el movimiento del eje para evitar la pérdidamomentánea de contacto entre caras. El líquido en elprensaestopas suele ser el que se bombea y su volumenes muy pequeño, de unas cuantas onzas. La presión ytemperatura de ese líquido se aproximan a las dellíquido bombeado en la succión más bien que en la des-carga de la bomba.

Si el líquido bombeado no contiene sólidos y está máso menos frío, un sello equilibrado no requiere cuidados

especiales. Pero, algunos líquidos, cuando cambian lascondiciones de funcionamiento pueden incluir sólidos,abrasivos, producir cristalización o ser corrosivos. Senecesitan controles adicionales para el líquido que llegaal prensaestopas; el problema más grande en estos con-troles es que se puede producir un paro accidental deellos. Por ello, ciertas dificultades insignificantes se pue-den pasar por alto y ocurrirá falla del sello.

Los controles del líquido para el sello se deben pro-yectar sobre la base del pequeño volumen del líquido enel prensaestopas. Algunos ejemplos de estos controlesson: 1) tubos conectados con los tubos de succión o des-carga de la bomba y que terminen en el prensaestopas;2) tubos conectados como se menciona pero con unoadicional desde el prensaestopas hasta un drenaje; 3) unsegundo líquido, compatible con el bombeado inyectadoen el estopero; 4) un buje de restricción instalado en elfondo del prensaestopas, para reducir al mínimo el orifi-cio entre el eje y la carcasa de la bomba; 5) camisa devapor, serpentines de enfriamiento o aislamiento en tor-no al prensaestopas. La selección del control se debe ha-cer después de estudiar las características del líquidoque se bombea.

El estudio de las características del líquido bombeadoindicará que se puede tener un pequeño volumen de lí-quido limpio y frío en el prensaestopas con el control desu temperatura 0 presión y si se evita el contacto con elaire. Por ejemplo, la presión en el prensaestopas se pue-de aumentar o reducir si se conecta un tubo desde lasucción o descarga de la bomba.

Un error típico cuando se bombean líquidos abrasivoses conectar el tubo de descarga de la bomba al prensaes-topas; aunque esto puede aumentar la presión y el cau-dal, las partículas erosionarán las caras del sello. Si haycristalización del líquido, la solución puede ser el controlde temperatura, cosa que es fácil mediante serpentinesde enfriamiento, camisas de vapor o con aislamiento. Sise determina que no se puede controlar el líquido bom-beado para evitar la obstrucción de los componentesdeslizables del sello, se debe utilizar un líquido de barre-ra en el prensaestopas.

Antes de seleccionar el líquido de barrera hay que es-tudiar la presión y temperatura en el prensaestopas du-rante todo el funcionamiento de la bomba; el fabricantedará esta información. El líquido de barrera debe estara una presión entre 10 y 15 psi más alta que la máximaen el prensaestopas para tener flujo correcto e impedirque el líquido bombeado pueda penetrar. Se requiere unvolumen muy pequeño en el prensaestopas. Con selloequilibrado sólo se necesita 0.06 gal/min para disipar elcalor aunque también se utilizan flujos de 3 a 10gal/min, que no son necesarios. Por ello, algunas plan-tas tienen problemas de equilibrio del agua en el sistemadel líquido de proceso. Puede ser deseable instalar unbuje de restricción en el prensaestopas para limitar elflujo del líquido de barrera y mantenerle su presión.

Ocurre un gran número de fallas de sellos mecánicospor la inestabilidad de la presión y flujo del líquido debarrera. Algunos factores que ocasionan las fallas son:1) conexiones con los cabezales en la planta, por ejem-plo, para agua tratada, en los que fluctúa la presión por-

Selección e instalación deempaquetaduras mecánicasLas empaquetaduras correctas y bien instaladas en ejes rotatorios, pueden aislar dela atmósfera el líquido del equipo de proceso.

Richard Hoyle, A. W. Chesterton Co.

Selección e instalación deempaquetaduras mecánicasLas empaquetaduras correctas y bien instaladas en ejes rotatorios, pueden aislar dela atmósfera el líquido del equipo de proceso.

Richard Hoyle, A. W. Chesterton Co.

Los nuevos materiales han hecho posi.bles empaque- cos detienen las fugas por completo. Además, sólo dejantaduras que sellan mejor, duran más y reducen el des- escapar cantidades diminutas de vapores durante todo elgaste. del equipo. funcionamiento.

Aunque la tendencia actual es construir plantas total-mente selladas con sellos mecánicos o de caras de extre-mo, las empaquetaduras mecánicas son una opción viablede los sellos en una gran variedad de servicios. Se exa-minará la tecnología de las empaquetaduras mecánicasy se comentarán, en su caso, los méritos relativos de lasempaquetaduras y los sellos.

r-b ,.PrensaestopasI

-

La principal ventaja de las empaquetaduras es la faci-lidad para seleccionarlas e instalarlas en un prensaesto-pas o estopero (Fig. la). Las empaquetaduras tambiénevitan las serias fallas que pueden ocurrir con los sellosmecánicos.

Líquid

Lado delimpulsor

Líquid

3a

Lado deDroDulsión

Las empaquetaduras funcionan con el principio de fu-gas controladas en aplicaciones dinámicas. No se pretendeque eliminen por completo las fugas de un equipo sinoque permitan una cantidad controlada de escurrimien-to, como se describirá en detalle. Por otra parte, con lossellos mécanicos se pretende parar por completo cualquierfuga. Por ello, hay que definir lo que son fugas o escurri-miento.

L--Ja. Empaquetadura mec8nica

Líquido.

’ -1 LadodeLado delimpulsor

Líqui

propulsiónFugas por empaquetaduras y sellos

Un sello mecánico (Fig. Ib) transfiere el desgaste deleje o camisa del equipo a las partes integrales del mismollamadas caras de sello o caras de desgaste. Si estas carasestán lo bastante planas y lisas, impedirán que las fugassalgan a la atmósfera. Si se define que una fuga es unlíquido visible, se puede afirmar que los sellos mecáni-

b. Sello mechico

Fig. 1 Métodos para contener y aislar líquidos enlos ejes

176 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

.r,.iPL.-

Trenzado sobre trenzado

Trenzada sóbrenúcleo torcido

a. Trenzada

Fig. 2 Construcciones básicas de empaquetaduras mechicas

Desde un aspecto técnico, los sellos mecánicos tienenfugas continuas, pero en un año de uso continuo de ellas,con un sello que funcione bien en servicio con agua, nollegarán al equivalente de una taza. Por el contrario, unaempaquetadura que escurra 60 gotas por minuto, pro-duciría 15 tazas por día. Sin embargo, en una bomba quemaneje 300 gpm, el porcentaje de fugas es de sólo0.00026%. Entonces, la finalidad básica de las empaque-taduras es el control y no la eliminación de las fugas.

Se dice que los sellos mecánicos evitan las fugas, por-que éstas son insignificantes, aunque a veces pueden serconsiderables y, lo que es más importante, incontrola-bles en caso de falla del sello, lo que obligará a retirarel equipo del servicio en un momento inoportuno.

Tipos de empaquetaduras mecánicas

Se utilizan los términos empaquetadura blanda, em-paquetadura de bloqueo, empaquetadura de compresióny empaquetadura trenzada para describir parte o todoslos tipos de ellas. Las definiciones de metálicas o plásti-cas son para productos específicos.

La mayoría de las empaquetaduras están destinadaspara equipo rotatorio. También se utilizan en válvulasy otras aplicaciones como en juntas para puertas, en mez-cladoras, para juntas de expansión y bombas reciprocan-tes. Si se utilizan en una bomba debe haber escurri-miento. En las válvulas, juntas de expansión o juntaspara puertas generalmente no hay escurrimiento ni in-filtraciones.

En este artículo sólo se mencionarán las empaqueta-duras mecánicas utilizadas en las bombas y con referen-cia ocasional a las empleadas en las válvulas. No sedescribirán las juntas y empaquetaduras automáticas nilas hidráulicas.

CompresiónTrenzada, de plástico o metalico,

con 0 sin núcleo

Torcida, corrugaday prensada

Con material de núcleo

b. Metálica

Los cuatro tipos de empaquetaduras son entretejidacuadrada, plegada cuadrada, trenzado sobre trenzado ytrenzada sobre un núcleo. Los más utilizados son la en-tretejida cuadrada y la trenzada sobre un núcleo. Las di-ferencias en el trenzado dependen del tipo de máquinaen que se fabrican las empaquetaduras (Fig. 2a).

La empaquetadura entretejida se hace en una máqui-na llamada trenzadora de celosía. Los hilos se forman endiagonal en la empaquetadura (Fig. 2a). Es la mejor pa-ra retener su forma cuadrada y para controlar toleran-cias de manufactura. La de trenzado cuadrado y plegadatambién retiene su forma cuadrada pero suele ser una es-tructura trenzada absorbente que puede absorber unagran cantidad de lubricante. El tipo de trenzado sobretrenzado se trenza en forma redonda y después se pasapor una prensa escuadradora o una calandria para darlesu forma cuadrada. La empaquetadura trenzada sobreun núcleo también se trenza redonda y se le da la formacuadrada con una calandria. Los materiales básicos pa-ra estas cuatro empaquetaduras son fibras animales, ve-getales, minerales y varias sintéticas que se describiráncon mayor detalle.

Las empaquetaduras metálicas se hacen con plomo obabbitt, cobre o aluminio y son de envoltura en espiralo de construcción plegada, torcida; se pueden utilizarotros materiales pero éstos son los que más se emplean.Estas empaquetaduras suelen tener un núcleo de mate-rial elástico compresible y algún lubricante (Fig. 2b). Elnúcleo es un cordón de caucho sintético o mecha de as-besto. Las empaquetaduras metálicas se emplean por suresistencia física, no absorbencia, resistencia al calor ocualquier combinación de ellas.

Las empaquetaduras de plástico pueden ser de cons-trucción homogénea o, a veces, están formadas sobre unnúcleo. Con frecuencia, tienen una camisa de asbesto u

AutomhticaAni l los V (se ilustran). Ademas,

tazas, tazas de pistón, sellos anularesy ani l los de secci6n cuadrada

FlotanteAnillo de pistón con resorte (se ilustra).

Además, bujes f lotantes, var i l lasegmentada y sellos hidrodin8micos

Fig. 3 Clases de empaquetaduras mecánicas para sellar ejes

SELECCI6N E INSTALACI6N DE EMPAQUETADURAS MECANICAS 177

otro material trenzado para ayudar a mantenerles la for-ma. Estas empaquetaduras se suelen hacer con materia-les a base de libras de asbesto, con grafito o con micay aceite 0 grasa; a veces se agregan otros materiales paratener un producto terminado con las propiedades desea-das.

Otros dos tipos son las empaquetaduras de caucho ylona y de caucho y asbesto. Las empaquetaduras de cau-cho y lona son capas laminadas de lona de algodón quese trata con un compuesto de caucho sin curar; la curaproduce la forma, tamaño y resistencia finales deseadosy después se impregnan con lubricantes secos, sólidos ohúmedos. Las empaquetaduras de asbesto y tela son si-milares a las de caucho y lona. Ambos tipos se utilizantambién con anillos de extremo para bombas de baja ve-locidad que manejan líquidos muy viscosos. En este ser-vicio, las empaquetaduras suelen tener refuerzo dealambre.

Los lubricantes para empaquetaduras mecánicas sonsólidos, secos o líquidos. Los sólidos o secos pueden serel tetrafluoroetileno (TFE), grafito, mica y disulfuro demolibdeno. Los líquidos incluyen aceites, refinados y sin-téticos, grasas minerales y animales y diversas ceras. Al-gunas empaquetaduras incluyen su propio lubricante yson las de tipo grafítico.

Clases de empaquetaduras

Las empaquetaduras mecánicas se pueden dividir entres clases generales que son: tipo de compresión, auto-máticas y flotantes y se ilustran en la figura 3.

En las empaquetaduras de compresión se utiliza la fuer-za producida por la placa de extremo para hacer contac-to con el eje. En estas condiciones, el lubricante suavizael control con el eje y se va disipando con el tiempo. Cuan-do ocurre la pérdida total del lubricante, hay que reem-plazar la empaquetadura (Fig. 4).

Las empaquetaduras automáticas son de una construc-ción en la cual el contacto con el eje no depende de lacompresión del prensaestopas o sólo depende de la com-presión inicial del mismo. Se suelen instalar de modo quela presión ayude a las fuerzas de sellamiento. Cualquierempaquetadura del tipo de pestaña o labio, sella en unsolo sentido y se utiliza más en máquinas reciprocantes.

Un anillo de pistón es un ejemplo de empaquetaduraflotante; cualquier empaquetadura segmentada que fun-ciona en un espacio limitado y que se mantiene unidacon resortes, sería del tipo flotante. En este artículo nose describirán las flotantes ni las automáticas.

Propiedades de las empaquetaduras

Las propiedades deseables en la empaquetadura me-cánica son elasticidad, resistencia a los productos quími-cos y resistencia física.

w La elasticidad permite colocar la empaquetaduraen un prensaestopas y que sufra una ligera deformaciónpara adaptarse en el mismo. También permitirá que sedeforme cuando haya flexión del eje durante el funcio-namiento.n La resistencia a los productos químicos evitará el

ataque por el líquido que se sella con la empaquetadura;esta resistencia debe incluir la del lubricante. Las pérdi-das de lubricante por ataque o “lavado” por los produc-tos químicos a menudo son toleradas por los usuarios.Por ejemplo, un disolvente podría disolver un lubricantede petróleo en la empaquetadura, por lo cual se necesitaun tipo diferente. Cuando se pierde el lubricante, el ma-terial trenzado ya no sella, se vuelve abrasivo y hay quereemplazar la empaquetadura para evitar daños al eje ocamisa.n La resistencia física protege la empaquetadura con-

tra daños mecánicos en particular cuando hay “chico-teo” del eje o cualquier acción mecánica producida porel líquido, por ejemplo, cuando el líquido se cristaliza enla empaquetadura y se produce desgaste mecánico entreella y el eje o camisa. Para estos casos, se deben utilizarun anillo de cierre hidráulico y lavado.

La empaquetadura mecánica deseable debe:n Incluir lubricante para sacrificio para que al arran-

que inicial o si se aprieta en exceso la empaquetadura,en vez de que se dañe ésta, se pierda el lubricante.n Mantener su volumen físico y no perderlo con ra-

pidez. Para ello, u) no se utiliza lubricante o b) seutilizauna combinación de lubricantes para que la pérdida devolumen sea lenta y controlable. Por ejemplo, el empleode lubricantes que se funden a diferentes temperaturaspuede controlar la pérdida de volumen.n Minimizar las rayaduras del eje o camisa.H Tener máximas aplicaciones dentro de su tipo. Es-

to sólo es posible con las más costosas. Con las de fila-’mentos o cintas de grafito y algunas de TFE.

Materiales para las empaquetaduras

Debido a las crecientes exigencias del servicio, las em-paquetaduras hechas con libras animales o vegetales ocuero tienen un empleo cada vez más limitado. LOSmateriales más comunes son las fibras minerales como

Fig. 4 El casquillo del estopero oprime la empaquetadura contra, el eje

Empaquetadura nueva Se escapa el lubricante primariode la empaquetadura

La pérdida de lubricante enduceree inutiliza la empaquetadura

178 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

ZQué es la empaquetadura ypor qué se necesita?

Si se aplican cera o petrolato en un cordón decáñamo torcido, se tiene una empaquetaduramecánica primitiva, que serviría para impedir laentrada de agua, a una lancha en el lugar en que elárbol de la hélice sale del casco al agua. La cavidaddonde se pone la empaquetadura se llama prensaestopaso estopero. Este ejemplo presenta los elementosprimarios de una empaquetadura mecánica: unmaterial fibroso al cual se agrega un lubricante.

Con el tiempo se arrastrará la cera y el cáñamo sepuede pudrir por la inmersión. Para que estaempaquetadura tenga buen resultado en la lancha, sedeben buscar materiales que no se pudran confacilidad y un lubricante que no se disuelva confacilidad en agua dulce o salada y que no se pegueen el árbol cuando no se utiliza la lancha durantealgún tiempo.

En la industria hay muchas aplicaciones similares alas de la lancha, pero mucho más complejas. Lasempaquetaduras se utilizan casi con cualquier líquidoconocido, con todos los equipos y en diversascondiciones de servicio. Por ejemplo, se requiere quesellen a temperaturas desde -3OO’F hasta 2 OOO’F ycon presiones desde un vacío hasta 1 000 psig. Ahorase utilizan empaquetaduras hidráulicas para presionesmayores de 15 000 psig.

asbesto, vidrio, cerámica y metal y las fibras sintéticascomo el Teflón y el carbón. Todavía se utilizan algodón,lino y cuero; el cuero es para tazas o copas y el algodónse emplea en ciertas aplicaciones sencillas por su bajo cos-to. El lino es muy común en las empaquetaduras mari-nas por su resistencia a pudrirse, compresibilidad yresistencia a la tracción.

Debido a que se sabe que el asbesto (amianto) es car-cinógeno, se hará un breve resumen de los reglamentosoficiales para utilizarlo. Debido a que el asbesto es unmaterial restringido, se necesitan métodos estrictos paramanejarlo y hasta que queda en su forma terminada fi-nal debe cumplir con los requisitos, en cuanto a exposi-ción, de la Occupational Safety and Health Act (OSHA)y reglamentos similares en otros países. Dado que la ma-yor parte de las empaquetaduras de asbesto terminadascontienen lubricantes o algún aglutinante, ya no estánbajo el control de la OSHA. La parte aplicable del regla-mento dice:

“Las fibras de asbesto deben ser modificadas con un agluti-nante, revestimiento u otros materiales de modo que durantecualquier uso previsible, no ocurra el manejo, almacenamien-to, eliminación, procesamiento 0 transporte a una concentra-ción de fibras en el aire mayor a los límites de exposicióndefinidos por la OSHA. No hay empleo previsible de estos pro-ductos que produzca una cantidad mensurable de partículas deasbesto en suspensión en el aire. Si es necesario alterar estosmateriales en una planta. nunca se deben cortar con sierras o

con abrasivos en ninguna forma, sino que se deben cortar concuchillas. ”

El asbesto tiene una resistencia excepcional a los pro-ductos químicos y al calor, además de su gran retenciónde lubricantes. El iipo que más se utiliza para empaque-taduras es la crocidolita blanca, por la longitud, resisten-cia y flexibilidad de sus fibras. En la tabla 1 aparecen lasgamas de temperatura para diversos tipos de empaque-taduras.

En algunas plantas se ha prohibido el uso del asbesto.Si la OSHA, u otras autoridades y la industria deben de-sechar los productos de asbesto, se necesitarán otros ma-teriales. Cuando se emplean empaquetaduras de fibrasde TFE, grafito o cerámica aumentará el costo, mien-tras que si se utiliza algodón, por ser más barato, durarámuy poco.

La fi4ra de vidrio Fiberglass se ha utilizado en algu-nas empaquetaduras mecánicas; resiste. los productos quí-micos y se puede trenzar con facilidad, aunque tienealgunos inconvenientes. El principal es que se desinte-gra y desgasta el equipo. Aunque se ha trabajado paraperfeccionar la fibra de vidrio, parece ser que el empleode fibras de cerámica, aunque son mucho más costosas,a la larga pueden sustituir al asbesto. La cerámica, quetiene resistencia a las altas temperaturas y es inerte paralos productos químicos, pulimenta en vez de gastar uneje o una camisa. Por ello, hay posibilidades de utilizar-la mucho en las empaquetaduras mecánicas, pero su des-,ventaja es el alto costo. A la larga, quizá el Fiberglassserá el sustituto de bajo costo para la cerámica.

La hilaza de grafito ha tenido mucha aceptación en losúltimos años, pero sus desventajas son la fragilidad y elalto costo. Es porosa pero esto se corrige con llenadoresde carbón dispersos en las fibras que bloquean el líquidoy, al mismo tiempo, reducen las roturas de las fibras. Qui-zá su única desventaja sea el costo.

Uno de los factores en muchos productos nuevos quetienen alta resistencia al calor es que el punto débil yano es la empaquetadura. Desde siempre, cuando se aprie-ta en exceso o se instala en forma incorrecta, ha ocurri-do la falla pero el lubricante que contiene protege elequipo. Las empaquetaduras de cerámica o grafito no fa-llan al apretarlas en exceso, pero su aplicación incorrec-ta puede generar suficiente calor para fundir el eje ocamisa. Por tanto, hay que tener cuidado especial al.ins-talar y en el asentamiento inicial de las empaquetadurasde grafito.

Tabla I Intervalos de temperatura paraempaquetaduras de asbesto

Contenido de asbesto, Temperatura aproximadaGrado % de servicio, ‘F

Comercial 75 - 90 Hasta 400Underwriters 80-95 450

A 95-90 550AA 90 - 95 600AAA 9 5 - 9 9 750AAAA 99 - loa 900

SELECCIÓN E INSTALACl6N DE EMPAQUETADURAS MECÁNICAS 179

Lubricantes para empaquetaduras

La mica es una sílice hidratada y es similar al talco co-mo lubricante; ambos se utilizan todavía en empaqueta-duras de válvula pero rara vez en máquinas rotatoriaspor la alta, fricción que producen. También se empleanen donde la decoloración del producto ocasionada por elgrafito o el disulfuro de molibdeno puede ser un proble-ma.

El grafito es el lubricante más común para empaque-taduras y es inerte a la mayor parte de los productos quí-micos. Su valor lubricante se atribuye a las obleas muydelgadas que se adhieren a la empaquetadura y otras su-perficies de contacto. Uno de los problemas con el grafi-to es que facilita la corrosión electrolítica 0 galvánica y,por ejemplo, ocasiona picadura de los vástagos de válvu-las en servicio con vapor a alta presión.

El disulfuro de molibdeno es un lubricante seco conaspecto, forma y “tacto” similares al grafito, pero no pro-duce corrosión electrolítica. Su utilidad principal es evi-tar el desgaste de las superficies metálicas porque seadhiere a los ejes, con lo que se mejora la lubricación delas empaqueiaduras, pero tiene la desventaja de que seoxida a unos 650’F y pierde sus propiedades lubrican-tes.

Otros lubricantes como la grasa mineral, el sebo y losaceites de petróleo tienen resistencia limitada a la tem-peratura y a los productos químicos. Los aceites de pe-tróleo se pueden carbonizar a altas temperaturas y sereduce o pierde su valor lubricante.

El disulfuro de tungsteno es otro lubricante para tem-peraturas muy altas, alrededor de 2 400°F y es muy re-sistente a la corrosión. Aunque no tiene las cualidadeslubricantes del disulfuro de molibdeno o del grafito, sítiene resistencia a las altas temperaturas y se emplea enempaquetaduras para válvulas de vapor y juntas de ex-pansión.

El TFE ha sido el adelanto más grande en lubricantespara empaquetaduras y se utiliza en muchos tipos. Pue-den contener hasta 35% de TFE según el tipo de cons-trucción y las características de absorbencia de la hilazabase; tiene un límite de temperatura de 500°F y es casiinerte a todos los productos químicos. Las excepcionesson los metales alcalinos fundidos y algunos compuestoshalogenados raros.

Se utilizan algunos acéites de siliconas como lubrican-tes para altas temperaturas. Estos aceites tienen mayorresistencia a la corrosión y pueden funcionar a tempera-turas más altas. A menudo se agregan en el anillo de cie-rre hidráulico durante la instalación o el funcionamientode la empaquetadura.

El lubricante ideal para empaquetaduras debe:1 . Lubricar entre la empaquetadura y el eje para evi-

tar desgaste, rayaduras o pegaduras. Es esencial un bajocoeficiente de fricción.

2. Actuar como bloqueador entre las fibras para evi-tar el escape de un exceso de líquido por las costuras dela empaquetadura.

3. Ser insoluble en el líquido que se bombea.4. Trabajar a la temperatura recomendada para la em-

paquetadura básica, excepto cuando se trata de un lu-bricante de sacrificio que ayuda en el asentamiento inicial.

5. Tener larga duración en almacén sin endurecerseni perder sus características básicas.

6. Ser compatible con el líquido que se bombea y nocontaminarlo.

7. Impedir la corrosión galvánica o electrolítica.En la tabla II se resumen los límites para los materia-

les y lubricantes de las empaquetaduras.

Adición de lubricante a la empaquetadura

El anillo de cierre hidráulico, llamado a veces de lin-terna, se hace con material rígido como bronce, acero ino-

Tabla II Límites máximos de servicio de empaquetaduras mechnicas

P r e s i ó n a TemperaturaFugas al Fugas en Temperatura temperatura Presión a presión

Empaquetadura asentamiento, funcionamiento, mhxima, mhxima, m8xima. mhxima,gotaslmin’ gotaslmin’ v“ psig4 psig4 +

Asbesto y PTFE 120 6 0 600PTFE, lubricado 120 6 0 600Asbesto y grafito 60 4 0 0Grafito y fibra 6 0 1000 600)*Cinta de grafito 6 0 1000 BIO~~Plomo 6 0 3 6 0Aluminio 60 8 0 0 600)*Lino 60 2 0 0Plástico 6 0 360

5 0605 06 05 06 06 0606 0

2 0 02 0 0260360360

”2 0 02 0 0

100100100

3003 0 01002 0 02 0 02 0 0

1. Cantidad de fugas: 1 ml/min = 10 a 20 gotas/min.2. El número mayor es para atmósfera no oxidante; el menor es para atmósfera oxidante.3. Se suponen anillos formados en troquel.4. La temperatura es la del producto; la presión es la del prensaestopas.

Datos b6sicos: Eje de 2 in, 3 660 rpm. Fugas controladas durante 720 h. Sebombea agua. Se supone AT máxima de 100°F KWFcon lino) por la fricción del eje. Se pueden esperar resultados satisfactorios con estos límites y con el Procedimiento de Prueba No. 1de Fluid Sealing Assn. (FSAI.

180 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

- Lubricante

El lubricante puede ser l íquido o grasa

Fig. 5 El anilo de cierre sirve para lubricar laempaquetadura

xidable, Nylon o TFE y es poroso para permitir el librepaso del lubricante. El lubricante penetra por el exteriordel anillo y fluye a1 eje o camisa. Este anillo tiene anillosde empaquetadura en ambos lados (Fig. 5).

Otros tipos de empaquetadura

En estos últimos años se han introducido otros tiposde empaquetaduras como las de cordón de TFE y las decinta grafítica.

El cordón de TFE está disponible en carretes y tienecierta semejanza con un cordón duro de pasta dentífri-ca. Cuando se pone en el prensaestopas se adapta a suforma y tiene todas las ventajas del TFE. Su empleo prin-cipal es para formar juntas y para empacar válvulas yuna gran ventaja es que permite reducir el número dejuntas .y empaques de válvula en existencia.

La empaquetadura de cinta grafítica se forma sobreel eje (Fig. 6). Después se introduce en el prensaestopasy se comprime contra los anillos. Sus ventajas: es auto-lubricante, flexible, buena conductora de calor, resistentea las altas temperaturas, máxima resistencia a la corro-sión y se puede instalar en un estopero de cualquier ta-maño. Es un poco engorrosa para instalarla pero da muybuenos resultados y no se necesita tener una gran exis-tencia.

Algunos productos de TFE extruido y de grafito y TFEse utilizan por su facilidad para formarlos dentro del pren-saestopas. Tienen buena duración para sellar en un eje

Fig. 6 La empaquetadura formada en el sitio esautolubricante

o camisa que puedan estar rayado, pero las rayadurasdeben ser lisas. Estas rayaduras son una característica deldesgaste de la empaquetadura y estos productos se de-ben adaptar a las irregularidades en los ejes rotatorios.En ejes alternativos, las rayaduras deben ser axiales y li-sas.

Selección de la empaquetadura

Cada fabricante de empaquetaduras publica sus guíaspara la selección; ésta es más bien un arte que una cien-cia. Los factores que se deben considerar en la selecciónincluyen todas las condiciones del líquido como tempe-ratura, lubricidad y presión y los del equipo como velo-cidad, condiciones físicas, material del eje o camisa yaspectos diversos como dimensiones, espacio disponible,servicio continuo o intermitente y cualquier combinaciónde ellos. Por tanto, se necesita adiestramiento del perso-nal de la planta.

Los dos factores más comunes para la selección de laempaquetadura son PV y el pH. El factor PVes la pre-sión (P, psig) en el prensaestopas multiplicada por la ve-locidad (V, ft/min) en el superficie del eje e indica ladificultad relativa de la aplicación; cuanto más altosea el número más difícil será. Por ejemplo, un eje de1 718 in que gire a 1 800 rpm y trabaje con 50 psi, tieneun factor PV calculado como sigue:

PV = 50(1.875 7r/12)(1 800) = 44 178

Un eje de 4 in a 1 200 rpm y 50 psig tiene un factorPV de 50 265; sería la aplicación más difícil, con todaslas demás condiciones iguales.

El pH es una medición de la acidez o alcalinidad deun líquido. La escala es de 0 a 14, en donde 0 represen-ta un ácido fuerte, 7 es neutro o sea agua destilada y 14es un álcali 0 cáustico fuerte. Las guías para selecciónincluyen los valores del pH.

También se deben tener en cuenta muchos otros facto-res. Por ejemplo, se puede requerir lavado de un anillode cierre hidráulico o agregar un sistema de enfriamien-to y drenaje de la empaquetadura o calentar o enfriarel eje respectivo.

Anillos de extremo

Desde el principio de las empaquetaduras mecánicas,se han colocado anillos en la parte inferior del prensaes-topas o en su parte superior junto al disco y se llamananillos de extremo. Su finalidad es evitar la extrusión delos anillos contiguos hacia un espacio libre excesivo seaen la parte inferior del prensaestopas o en los diámetrosinterior y exterior del disco. Estos anillos, que suelen serde un material más denso y, muchas veces, mecánicos,también pueden ser tejidos si las condiciones de funcio-namiento lo permiten. Desde hace unos años, el anillodel extremo tiene además la función de actuar como ani-llo bloqueador inicial para evitar que entren sólidos alprensaestopas y destruyan la empaquetadura.

Los anillos de extremo se hacen con babbitt, aluminioy diversas telas tejidas que, muchas veces se vulcanizan

SELECCIÓN E INSTALACl6N DE EMPAQUETADURAS MECÁNICAS 181

para darles un alto grado de dureza. Los anillos se cor-tan de una hoja y se ajustan a la medida del prensaesto-pas. Un tipo más reciente se fabrica con material macizocomo TFE o carbón y grafito; estos materiales autolu-bricantes permiten al usuario obtener holguras muy pre-cisas entre el eje y el prensaestopas para evitar laextrusión. Esto es de particular importancia cuando seutilizan materiales más fáciles de extruir como produc-tos de cinta de grafito y de TFE plegable.

Anillos alternados

Si se utilizan anillos de diferentes materiales y se colo-can alternados en el prensaestopas, se pueden lograr ca-racterísticas que no se obtienen con ninguna empaque-tadura. Por ejemplo, si se alterna un anillo muy blandocon una empaquetadura dura, se resistirá la deformaciónbajo presión. 0 bien si se alterna un anillo blando de gra-fito con uno de TFE ayudará a controlar la rápida dila-tación del TFE con los cambios de temperatura; lablandura del anillo de carbón protegerá al de TFE du-rante la dilatación. Por lo general, el empleo de anillosalternados lo deciden el usuario y el fabricante según laaplicación. Dado que la selección de empaquetaduras esmás bien un arte que una ciencia, no se pueden demos-trar los resultados de un tipo particular.

Cuando el usuario tiene el mismo cuidado al instalarempaquetaduras que cuando instala los sellos mecánicos,se pueden tener mucho mejores resultados con la de ani-llos alternados. Con empaquetaduras de TFE se tendránmejores resultados si los anillos alternados permiten apre-tar más el estopero; el anillo alternado evitará que se cha-musque el TFE porque permite su dilatación más rápidacuando se genera calor. Además, el material para el ani-llo alterno puede funcionar hasta cierto grado cuando severifica el TFE.

Un problema con los anillos alternados es que se difi-culta tener empaque eficaz cuando el prensaestopas tie-ne poco fondo y hay que utilizar anillo de cierre hidráu-lico.

Anillos formados con troquel

Un anillo formado con troquel es un material que que-da a la elección del usuario; se coloca en un molde y se

Entrada de líquido conectada Entrada de líquido conectadacon descarga de bomba con fuente externa

le aplica presión para eliminar todos los huecos en el anillode empaquetadura. El molde es de un tamaño específicopara que el anillo sea del diámetro del eje o camisa y deldiámetro interno del prensaestopas. Estos anillos se co-locan en el prensaestopas y hay mínima necesidad de vol-vera apretar el casquillo durante el asentamiento inicial.Estos anillos tienen máxima resistencia a la extrusión, nodejan entrar materiales abrasivos y pueden sellar con pre-siones altas. Estos factores, a menudo, compensan su cos-to más elevado.

Los anillos formados en troquel se emplean principal-mente en aplicaciones para alta presión en donde se ne-cesitaría un largo tiempo de asentamiento inicial si seemplean anillos no troquelados; con ello se reduce esetiempo.

Estos anillos pueden ser una gran ayuda para mante-ner el anillo de cierre hidráulico en su lugar. En este ca-so, los anillos entre el anillo de cierre y el fondo delprensaestopas serían troquelados y los que están entre elanillo de cierre y el casquillo o collarín no serían de estetipo. Sin embargo, hay la posibilidad de que las fugasdesde la entrada al anillo de cierre hasta el casquillo fue-ran mayores que desde ese anillo hasta el líquido que sebombea. Se recomienda que todos los anillos de empa-quetadura sean del tipo troquelado.

Para empacar una bomba centrífuga

Se calcula que el 75% de todos los problemas con lasempaquetaduras son por mala instalac$n; el método escrítico y con mucha frecuencia se supone que es cosa derutina y no se tienen en cuenta los problemas que pue-den ocurrir. Los daños, muchas veces, son tan pequeñosy se los acepta y pocas personas dedican el tiempo paraestudiar la instalación y establecer un procedimiento, aun-que éstos varían según la instalación y el líquido. El per-sonal de mantenimiento inexperto utiliza una sola técnicapara todas las empaquetaduras y los resultados puedenvariar. El personal adiestrado puede evitar muchas fa-llas debidas a los procedimientos de instalación.

En una publicación con los procedimientos para em-pacar bombas, se incluyen 44 operaciones. En otra, lasinstrucciones son en 19 pasos y dan a entender que seaplican al 90% de las instalaciones, pero con muchas ex-cepciones.

l

Fuga Fuga

Entrada de líquido conectadacon fuente externa

I’/’

Presiónmosférica

F u g a

a. Servicio para succión negativa b. Servicio con pastas aguadas c. Servicio con abrasivosPara que haya Ilquido en el prensaestopas Líquido limpio de lavado para el anillo Líquido limpio de lavado para el anillo

Fig. 7 Colocación del anillo de cierre hidráulico para servicios especlficos

182 SELLOS Y EMPAQUETADURAS

Se trata de reducir el número de operaciones para quesean más sencillas y se simplifiquen las explicaciones.

1. Mídanse la desviación y el juego longitudinal deleje, que deben estar dentro de las especificaciones del fa-bricante. En algunas bombas antiguas, la empaquetaduraservía como una especie de cojinete y su duración era muyreducida. Al examinar el equipo se deben tener presen-tes los requisitos de que el eje debe girar con suavidad,no tener rebabas, vibraciones ni chicoteo. Hay que exa-minar siempre el cojinete y, si hay dudas, reemplazarlo.Para tener buenos resultados el equipo debe estar en bue-nas condiciones para que no ocasione fallas.

2. Examínense las condiciones del interior del pren-saestopas; es mucho más importante de lo que parece.Pueden ocurrir fugas grandes en el sello estático que seforma entre el diámetro exterior de la empaquetadura yel diámetro interior del prensaestopas. Este diámetro debeser liso y con un acabado que no exceda de 70 micropul-gadas. Si el DE del prensaestopas es áspero, se puede tra-bar la empaquetadura y requerir demasiada presión enel casquillo para corregirlo y, a menudo, ocasiona fallasde la empaquetadura.

3. La colocación correcta del anillo de cierre hidráu-lico es crítica si se necesita lavado. Consúltense las ins-trucciones del fabricante de la bomba para el número deanillos de empaque que se instalan después del anillode cierre. Se puede pensar en el empleo de anillos forma-dos en troquel para ayudar a colocar el anillo de cierre(Fig. 7).

4. Determínense el tipo y tamaño correctos de la em-paquetadura. Todos los operarios saben que las empa-quetaduras se fabrican para que. ajusten, pero losfabricantes también saben que sólo se logran buenos re-sultados con la selección y ajuste idóneos para la aplica-ción.

5. Córtense los anillos con un mandril (Fig. 8a); si nose tiene se pueden utilizar el eje o la camisa de la bomba.Hay que hacer un corte recto para que las puntas que-den a tope. Quite los anillos metálicos del mandril comose indica en la figura 8b. Se recomienda cortar los ani-llos con una cortadora.

6. Quítense los anillos viejos de la bomba con las he-rramientas adecuadas y evítese el contacto de metal conmetal cuando sea posible. Compruébese que se han qui-tado todos los anillos; si queda uno solo en el prensaesto-pas el anillo de cierre no quedará bien instalado. Elprensaestopas se debe llevar con un desengrasador o pro-ducto similar. Compruébese que no llegan cuerpos ex-traños ni el producto limpiador a los cojinetes.

7. Consúltense las instrucciones del fabricante de laempaquetadura. iHay alguna recomendación especial pa-ra el lubricante? Si no se conocen el lubricante requeri-do y su posible interacción con el líquido que se bombea,no se utilice lubricante. Dado que el 70% del desgasteocurre en los dos últimos anillos, o sea los más cercanosal collarín, la lubricación puede ser crítica, siempre ycuando se puedan lubricar.

8. Abranse los anillos con un movimiento de rotaciónal instalarlos en el eje de la bomba (Fig. 8b).

9. Asiéntese cada anillo al instalarlo; hay que colocary comprimir uno por uno, con una herramienta especial

,. Empaquetadura

a. Córtese la empaquetadura en el mandril

CDCorrecto

b. Gírese para sacarla del mandril

Fig. 8 Para cortar y desmontar anillos deempaquetadura

o con un cilindro dividido. Hay que girar el eje de vezen cuando para comprobar que no se traba con el asen-tamiento excesivo. Las uniones entre las puntas se de-ben desalinear 120”. Después de envolver los anillos enel eje hay que evitar las aberturas entre las puntas corta-das.

10. Después de instalar la empaquetadura, apriéteseel collarín con los dedos. Si es posible, haga girar la bom-ba una pequeña distancia cada vez. Las fugas inicialesdeben ser grandes, en un chorro pequeño y no un goteolento. Con empaquetaduras de TFE es necesario aflojarotro poco más el collarín. Si la empaquetadura es 100 %de TFE, este paso es crítico y hay que seguir las instruc-ciones del fabricante. Si la empaquetadura empieza a des-prender humo, párese la bomba y aflójese el casquillo.Hay que tener un escurrimiento abundante antes de vol-ver a poner en marcha la bomba.

Normas para empaquetaduras y sellos

Los sellos mecánicos con caras de sello han tenido granaceptación. En muchos casos son obligatorios en servi-cios con líquidos que se sospecha o se sabe que son carci-nógenos como el cloruro de vinilo y el benceno.

En muchas bombas, las empaquetaduras mecánicas he-chas con los materiales modernos e instaladas por perso-nal adiestrado lograrán resultados casi iguales que lossellos mecánicos. Las empaquetaduras nunca podrán sus-tituir a los sellos mecánicos porque están prohibidas conciertos líquidos, pero son una opción viable en un grannúmero de otras aplicaciones.

En servicios peligrosos en refinerías, por ejemplo gaso-lina y propano, la norma API 610 (del Ameritan Petrooleum Institute) requiere emplear sellos mecánicos. LaAgencia de Protección Ambiental (EPA) exige sellos me-cánicos dobles para los carcinógenos. La OrganizaciónInternacional de Normalización (ISO) y Ameritan Soc.of Lubrication Engineers (ASLE) han establecido nor-.mas para sellos mecánicos; Fluid Sealing Assn. (FSA) y

SELECCI6N E INSTALACIÓN DE EMPAQUETADURAS MECÁNICAS 183

National Fluid Power Assn., (NFPA) tienen normas pa-ra empaquetaduras mecánicas e hidráulicas y FSA ha pro-mulgado pruebas estándar para empaquetaduras, con lascuales cualquiera puede establecer los factores de lubri-cación de empaquetaduras. Un objetivo de la FSA es queel “arte” de las empaquetaduras se convierta en una cien-cia.

Lo que todavía predomina en la selección entre sellosy empaquetaduras es la facilidad de instalación. Cada unotiene sus propias aplicaciones y se ha tratado de ayudara tomar una decisión.

Richard Hoyle está a cargo deldesarrollo e ingeniería corporativosen la A.W. Chesterton Co., Stone-ham, MA 02180. Ingresó hace mu-chos años y ha trabajado en amplia-ciones, adquisiciones y problemastécnicos especiales en las plantas. Esmiembro de los comités para sellosmecánicos y empaquetaduras en AS-LE, FSA, ANSI y Technical Assn,of the Pulp and Paper Industry. Esgraduado del Lowell TechnologicalInstitute.

Sección VIMotores primarios:

turbinas de vapor y de gas

Turbinas de vapor y de gasConsidérense las turbinas de gas para cargas pesadasEficiencia de la turbina determinada con calculadora programableprogramable

Turbinas de vapor y de gasLas industrias de procesos químicos necesitan una variedad de aparatos parapropulsión del equipo que incluyen: turbinas de vapor, turbinas de gas, motoreseléctricos, turbinas hidráulicas, turboexpansores y motores de gasolina y diesel. Sinembargo, tres de éstos, turbinas de vapor, de gas y los motores eléctricos, son losque predominan en la mayor parte de las aplicaciones. Este artículo se enfoca sobrelos dos tipos de turbinas; los motores eléctricos se cubrieron en un número @arte 3,marzo 2, 1979, pp. 85-91) de la Chemical Engineering, Refresher onElectrical Energy. En la página 181 empieza otro artículo relacionado conturbinas de gas.

Turbinas de vaporLa confiabilidad, la capacidad de funcionamiento con velocidad variable y laposibilidad de ahorro de energía hacen recomendable la turbina de vapor en muchosprocesos. En este artículo .se presenta una guía de estas máquinas y métodos paralas estimaciozs preliminares del consumo de vapor y del tamaño de la turbina.

Richard F. Neerken, The Ralph M. Parsons CO.

La turbina de vapor es un motor primario satisfacto-rio y confiable para muchas máquinas de proceso. Sesuele utilizar para la propulsión de bombas, ventilado-res, sopladores y compresores; también se emplea a me-nudo en los generadores eléctricos para servicio deemergencia o para suministro de energía eléctrica enplantas remotas.

Las turbinas de vapor son un tipo específico de turbi-nas de expansión. El fluido siempre es vapor, lo cualpermite diseñar la turbina con mucha exactitud, pueslas propiedades del vapor a todas las presiones y tempe-raturas prácticas, son de sobra conocidas.

Las turbinas de vapor ofrecen la característica veloci-dad variable, que es muy útil para ahorrar energía enlas unidades motrices de bombas, sopladores y compre-sores. Si se instalan de modo que se pueda aprovecharsu capacidad de velocidad variable, las turbinas de va-por permiten concordar los requisitos de energía con lascargas reales, y pueden ahorrar gran cantidad de ener-gía en ciertas aplicaciones para procesos.

Por contraste, una máquina propulsada por un motoreléctrico, que funciona con menos de la carga nominaly a velocidad constante, necesitará algún tipo de controldel proceso, como la estrangulación del flujo de succióno de descarga o la derivación del flujo sin pasar por lamáquina de regreso a la fuente de succión. Cualquierade estas acciones ocasiona desperdicio de energía.

Otra ventaja de las turbinas de vapor es su confiabili-dad. En una planta en que se genera vapor como unafunción del proceso, se considera que el suministro esmuy confiable, pues no está sujeto a interrupciones, fa-llas o problemas de transmisión de la energía eléctricay similares. De hecho, muchas veces se seleccionaránturbinas de vapor para impulsar el equipo más crítico dela planta, que debe seguir funcionando en caso de inte-rrupción o falla de la energía eléctrica.

Al comparar el vapor con la electricidad, estos benefi-cios se deben tener en cuenta, además de los costos ne-tos. De cualquier manera, las turbinas muchas vecesson la opción más económica, pues los requisitos de ba-lance del vapor para el proceso pueden indicar ahorrosde energía desde su instalación. Por ello, una evaluaciónal principio del diseño del proceso a menudo puede de-mostrar que la turbina de vapor es el motor primario in-dicado para muchas máquinas importantes.

Tipos de turbinas de vapor

Todas las turbinas convencionales de vapor paraplantas de proceso son de flujo axial, en las que el vaporse mueve paralelo al árbol y no cambia mucho su senti-do cuando circula dentro de ella. Estas turbinas son deuna etapa o de etapas múltiples.

Entropía

Fig. 1 Parte del diagrama de Mollier que ilustrala expansión del vapor en una sola etapa

Las turbinas de una etapa tienen una sola tobera o ungrupo de ellas, con una sola expansión del vapor. Sonadecuadas para las aplicaciones más pequeñas, y su po-tencia puede ser desde unos cuantos hasta 2 500 hpaproximadamente en diseño estándar; se pueden lograrmayores potencias mediante diseños especiales para lascondiciones del vapor.

Las turbinas de etapas múltiples tienen dos o más expan-siones por medio de grupos de toberas y, por lo general,se utilizan cuando se requiere mayor caballaje o máseconomía de vapor.

Cuando el vapor de descarga o escape de cualquierturbina está a la presión atmosférica o a una presión ma-yor, la turbina se l lama sin condensación. Cuando el vaporescapa a presión inferior a la atmosférica, se la llama decondensación.

Un breve examen de la termodinámica básica relativaa las turbinas permitirá comprender mejor cómo funcio-nan las turbinas y cómo se deben aplicar:

Expansión del vapor en una turbina

En una turbina de una sola etapa el vapor se expandeprimero en una o dos toberas, con el cambio consecuen-te en la velocidad absoluta y en la entalpía, pero sin efec-tuar trabajo útil. Después, en una o dos hileras de álabesmovibles el vapor mantiene su entalpía, pero sufre unconsiderable cambio en la velocidad y produce trabajoen el árbol.

Si se recuerda, en la termodinámica básica, la ecua-ción general’ de la energía se puede ver lo sencilla que .en realidad es la turbina de vapor:

1+3L+,1+ 4 5J %J

- + Q =J

5+ Y+h,+ p2v,

J %tJ-+w (1)

J

en donde: t = energía potencial, v = energía cinéticadel fluido, h = entalpía, PV = energía de flujo del flui-do, expresada como función de su presión y volumen,Q = energía calorífica agregada, W = trabajo produci-do en el árbol, g = constante de la gravedad (32.2ft/s*), y J = constante de Joule (778 ft-lb/Btu).

Se puede considerar que en una turbina de vapor lasdiferencias en la energía potencial y en la energía de flu-jo son de cero entre la entrada y la salida y que no seagrega energía calorífica. Por tanto, la ecuación (1) sereduce a:

-+h&+h2+WUI2%J QJ

Si la velocidad del vapor que entra a la turbina (no elque fluye dentro de ella en las toberas o álabes) se consi-dera como más o menos igual a la velocidad del vaporcuando sale de la misma, lo cual tiene suficiente exacti-tud para seleccionarla, entonces el trabajo teórico efec-tuado es igual a h, - h,, el cambio en la entalpía delvapor.

,

Re lac ión de ve loc idades tobera/paletas

Fig. 2 La relación de velocidades altera la eficiencia

Tobera .----

~tDirección

delmovimiento

/ (

I I

II

LFig. 3 Turbina de impulsión (acción) de una etapa

Si se estudia una parte de un diagrama de Mollier devapor de agua (Fig. 1) y se encuentra el punto h, quecorresponda a la presión, temperatura y entropía inicia-les del mismo, entonces el punto de expansión teórica(isoentrópica) se indica como punto h, sobre una líneade entropía constante. Debido a las pérdidas por fric-ción y a las ineficiencias en la turbina, el vapor en reali-dad sale en un punto h,, un poco arriba y hacia laderecha del punto isoentrópico. Por ello, la eficienciaglobal de la turbina por etapa se define como:

h, - h,,%tapa = h, _ h2 (2)

El cálculo de los consumos teóricos de vapor CTV lo hi-cieron Keenan y Keyes’ hace años y, después, se hizouna revisión’. En estas tablas se encuentra rápido ycon exactitud el CTV en lb/kWh para la mayor parte delas condiciones del vapor; o también se puede expresarla eficiencia básica de la turbina con el empleo del con-sumo real de vapor CRV:

Lp., = CTV/CRV

y s i se recuerda que 1 k W = 3 413 Btu/h:

C T V = 3 413 (h, - h,)lblkWhC R V = 3 413 (h, - h,)lblkWh

Relación de velocidades internas

Para lograr la máxima eficiencia en cada etapa de ex- Fig. 4 Turbina de impulsión con etapa Curtispansión dentro de una turbina, hay que optimizarla ra- (compuesta respecto a la velocidad)

zón de la velocidad del vapor (0,) a través de la toberao chorro en los álabes movibles (u,,). Si la razón entrevhIv, es cero (es decir la turbina no gira), aunque lafuerza sobre los álabes sea máxima, hay cero trabajo enel árbol. Si la razón es 1.0, el chorro no puede llegar alálabe, y el trabajo también es cero. La velocidad en latobera o chorro se simplifica como:

ll.23 = h, - h, or vj = 223.7 dm%J

(3)

La velocidad en los álabes se obtiene de la relación entrela velocidad y el diámetro de la rueda:

vb = miN/ (4)

en donde: L?~ = velocidad, ft/s, d = diámetro de pasode la rueda, in, N = velocidad de rotación, rpm.

Hay muchos datos acerca de las turbinas de vapor yse ha demostrado, por ejemplo, que la máxima eficien-cia en una sola etapa de impulso ocurre en el punto enel que esta razón de velocidades es más o menos de 0.4(Fig. 2). A menudo es posible diseñar turbinas grandesde etapas múltiples que tengan razones de velocidadescercanas a las óptimas; pero, esa razón óptima no sepuede lograr en turbinas más pequeñas.

Para ilustrar el grado de desviación de lo óptimo quepodría haber en una turbina pequeña de una sola etapa,considérese una turbina de 150 hp que funcione a 3 600rpm con entrada de vapor saturado a 150 psig y descar-ga a 20 psig. Según las tablas de vapor, CTV = 28.63lb/kWh, Ah = 3 413/28.63 = 119.2 Btu/lb; velocidad

Tobera‘\\

Tobera .__-.

Movimiento

Fig. 5 Turbina de impulsión del tipo de reentrada

en la tobera, v, = 223.7 4 19.2 = 2 442 ftls. Si se su-pone que la rueda tiene 16 in de diámetro, la velocidaden los álabes, vb = rdNl720 = 251 ft/s. Entonces la ra-zón v Jv, = 251/2 442 = 0.103. Pero, en la figura 2 seindica que se tiene la eficiencia óptima cuando la razónes de alrededor de 0.20.

Tipos de álabes de turbina

Los álabes de las turbinas de vapor son del tipo de im-pulso (de acción) o de reacción. Los álabes de impulsiónestán diseñados para que el vapor que pasa por ellos notenga caída importante de presión; en los álabes de reac-ción se incluye, por definición, una caída de presión.

En la turbina de impulsión sencilla (Fig. 3) el vapor seexpande en una tobera divergente y choca contra unahilera de álabes móviles, con la velocidad y perfil de caí-da de presión indicados. Por la dificultad para diseñaruna turbina eficiente de una etapa de este tipo, se creóla etapa Curtis, llamada también etapa de velocidad compues-tu (Fig. 4). En ella, el vapor pasa por una expansión, co-mo en el tipo de impulsión, pasa por una hilera depaletas móviles y luego por una hilera de paletas estacio-narias y se le cambia su dirección hacia otra hilera depaletas móviles. Esto incluso se puede repetir por unatercera hilera de paletas móviles. L,a velocidad se reducea través de cada hilera de paletas móviles y es posible lo-grar mejor eficiencia en estas turbinas.

La rueda del tipo de reentrada (Fig. 5) es otra variante delprincipio de impulsión, en la cual el vapor pasa en senti-do radial desde la tobera hacia la rueda y sigue una tra-yectoria helicoidal en las paletas o álabes. Cuando elvapor sale del primer álabe, entra a una cámara inverso-ra que está encima de la rueda, la cual cambia la direc-ción del vapor hacia el siguiente álabe. Esto puedeocurrir tres o cuatro veces antes de que la velocidad sereduzca a su valor de salida. Puede haber varias toberasespaciadas alrededor de la rueda para obtener flujos másgrandes. Este tipo de rueda sólo se utiliza en turbinas re-lativamente pequeñas de una etapa.

Todas las turbinas más grandes, más eficientes, sonde etapas múltiples y utilizan más de una expansión del .vapor. El sistema más común en Estados Unidos es elde rueda de impulsión aplicada en serie con cuantosgrupos de toberas estacionarias y de ruedas giratorias senecesiten para lograr una eficiencia aceptable (Fig. 6).Se le llama graduación Rateau o de graduación compuesta res-pecto a la presión, y cada etapa está diseñada para una óp-tima caída en la presión (o en la entalpía) con el fin deobtener un óptimo rendimiento. En algunas turbinasde etapas múltiples se utiliza una etapa Curtis para laprimera expansión, seguida por el número óptimo deetapas Rateau. En otras sólo se utilizan etapas Rateau;esto depende del tamaño de la turbina y las condicionesdel vapor.

En las turbinas de reacción se utiliza otro tipo de álabes(Fig. 7) El vapor se expande en forma alternada en hile-ras de paletas estacionarias y rotatorias, con una caídade presión en cada grupo. Como el vapor tieneexpansión continua, las hileras alternadas deben tenerholguras muy pequeñas, que pueden ocasionar proble-mas a las velocidades más altas. Este tipo de turbinatambién requiere mayor número de etapas que las de ti-pos Rateau o Curtis a fin de lograr la expansión óptimadel vapor.

Anillos de toberas__r-

_--l’

‘.

/t

Dirección del movimiento

c0Ià

Fig. 6 Turbina de impulsión con tres etapas Rateau

TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS 191

-_--- Anil los de toberas

I I I i Il 1;“1

tlYl t1tDirección del movimient<

Fig. 7 Elementos de la turbina de reacción

Se han construido turbinas con etapas de impulsión yde reacción empleando una etapa Curtis seguida poretapas de reacción.

Cuando se especifica una turbina de etapas múltiples,se suele dejar la elección del tipo o combinación de tiposde álabes al experto diseñador de turbinas.

Turbinas de una etapaSe utilizan en aplicaciones de bajo caballaje, como

bombas, ventiladores, sopladores y compresores peque-ños. En ocasiones una turbina pequeña de una etapa sepuede emplear con un generador eléctrico también pe-q u e ñ o .

Estas turbinas pueden ser de condensación, pero lacasi totalidad son sin condensación. Para la mayor partede las de una etapa, los fabricantes ofrecen tamaños es-tándar para el conjunto, incluyendo carcasas, diámetrode paso de la rueda, paletas, árboles, cojinetes y tama-ños de entrada y salida (Tabla 1).

Componentes

Las carcasas suelen estar divididas horizontalmente enla línea de centros del árbol, lo cual permite desmontarla mitad superior de la misma y sacar el rotor completosin desconectar las tuberías para vapor. En los tamañosmás pequeños, a veces se utilizan carcasas divididas ensentido vertical. En la Norma API 611 para turbinas de

Tabla I Tamaíios esthdar de componentes

~. .DiBmetro de Tameiioa TamaAos Tamaños de

Carcasa paso de la de Brboles, de brida de brida de

No. rueda, in in entrada, in escape, in

(Tipo Curtis)

1c 14 1 71%. 2 3 . 4 62 c 16, 18, 19 2,2 ll8 3,4 6.83 c 20,22 2.2 112.3 3,4.6 8, 104 c 24.26 2, 2 112. 3 3.4.6.8 8, 10, 1 25 C 2 8 21/2.25/8.3 3.4:6.8 12

(Tipo de reentradal

2R 1 8 2 2 . 4 4.64R 2 4 2 3,4 6.8

uso general se especifica que la carcasa dividida en senti-do vertical se puede utilizar hasta para 100 hp. Algunosfabricantes ofrecen también turbinas con árbol vertical,en unos cuantos tamaños; a veces son útiles para la pro-pulsión de bombas verticales.

Las toberas (boquillas) son de varios tamaños estanda-rizados, y el flujo de vapor requerido se hace pasar portodas las toberas de este tipo que sean necesarias. Suelenestar en la mitad inferior de la carcasa, como aberturasmúltiples en un anillo semicircular, o bien, como tobe-ras individuales, separadas en la periferia de la carcasa.

Casi todas las turbinas de una etapa tienen la cámarao caja de vapor diseñada para permitir el control exter-no de una o más toberas mediante válvulas manuales, 10que permite cerrar algunas toberas cuando la turbinatiene carga parcial o con condiciones alternas de vapor,para tener mejor rendimiento. Considérese, por ej.em-plo, que se necesitan 13 toberas para el paso del flujo to-tal de vapor requerido para el caballaje nominal. Si auna de estas toberas se le coloca una válvula manual, elflujo óptimo podría ser 12/13 del nominal, con lo cualse tendría buen consumo de vapor con alrededor del92 % del caballaje nominal. Se podrían colocar válvulasmanuales en otras dos toberas, con lo cual, al cerrar am-bas válvulas, entraría el vapor en 10 de las 13 toberasy se tendría el rendimiento deseado con alrededor de77% de carga.

Los árboles y los cojinetes también se encuentran estan-darizados por los fabricantes. Sin embargo, se puedenobtener árboles de sobremedida o especiales cuando sedesea aumentar el caballaje que se puede transmitir auna velocidad dada.

Excepto en las turbinas horizontales muy pequeñas,se utilizan cojinetes de manguito o chumaceras. Los co-jinetes de bolas (rodamientos) se emplean en algunasturbinas pequeñas de una etapa o como cojinetes de em-puje en algunas, y siempre se emplean en las turbinasde árbol vertical y una etapa. Las chumaceras conven-cionales con lubricación por anillo o por rocio de aceitehan resultado satisfactorias en turbinas de una etapa,excepto a velocidades mayores de 6 000 rpm, para lascuales se pueden utilizar cojinetes de asiento esférico o

de cuerpo basculante. Se utiliza un cojinete de bolas o

un collar de empuje, excepto en las turbinas más gran-des de alta velocidad, en las que se puede requerir un

192 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

Rueda de acero de un solo disco .

COjilM3(chumacera)

Mecanismo dedisparo de

Fig. 8 Vista secciona1 de una turbina de una etapa tipo Curtis

cojinete de empuje tipo Kingsbury; si se emplea este co-jinete o si la turbina funciona con desusuales presioneso temperaturas de entrada muy altas, o acoplada con unreductor o aumentador de velocidad con engranes, esobligatorio un sistema de lubricación forzada.

Las ruedas y los álabes casi siempre son de acero forja-do. Las ruedas se montan en el árbol (no son integralesexcepto en diseños especiales de una etapa) y los álabesse montan en la periferia de la rueda, en ranuras circu-lares fresadas. La raíz de los álabes puede ser del tipoen forma de “T” o de rama de abeto. El borde del álabesuele adaptarse con una banda en secciones en torno ala rueda, y las paletas o álabes se recalcan en su lugarpara servir de soporte. Las paletas suelen ser de aceroal cromo ll-13 o inoxidable. La turbina del tipo de re-entrada tiene rueda con los álabes maquinados en ella,y su aspecto es diferente al de la rueda Curtis de impul-sión sencilla (Fig. 8).

Para evitar fugas excesivas de vapor en donde el árbolsale de la carcasa, hay en ésta prensaestopas o empaque-taduras. En casi todas las turbinas de una etapa se utili-zan anillos de empaquetadura segmentados, hechos decarbono. En las turbinas de alta velocidad se empleansellos de laberinto en vez de anillos de carbono. Las fu-gas controladas en cualquiera de los tipos se obtienenmediante conexiones de casquillo en el prensaestopaspara que el escape de vapor a la atmósfera sea mínimo.Como la rueda sólo está sometida a la presión de escape,pues el vapor ya se ha expandido en las toberas, el cas-

quilla de la empaquetadura sólo necesita sellar contra lapresión de escape, y esa presión determinará el númerode anillos que se utilicen.

La cubierta de la uáluula del regulador aloja la válvula deentrada de vapor, llamada a veces válvula del reguladorporque la controla el regulador de la turbina. En las tur-binas de una etapa se utiliza una sola válvula para regu-lar el flujo de vapor a la cámara de vapor y a las toberas.Además, se utiliza una válvula separada de paro por so-brevelocidad en el conducto de entrada del vapor, quese acciona por el brazo de palanca del árbol, para cerrarel conducto y detener la turbina en caso de falla de laválvula principal del regulador o de su eslabonamiento.

Los materiales para las piezas de la entrada del vapor,o sean la cu.bierta de la válvula del regdlador y la cámarade vapor, son de hierro fundido para presiones hasta de250 psig y temperaturas de unos 500°F, o de fundiciónde acero al carbono para presiones o temperaturas másaltas. La mayor parte de los diseños estándar de unaetapa están limitados para vapor a 600 psig y 750°F; sinembargo, se cuenta con modificaciones especiales paracondiciones más severas en el vapor.

Las carcasas para alta contrapresión son estándar y seutilizan para presiones de escape superiores a 75 o 100psig. Se hacen con fundición de acero al carbono y ensu tipo estándar pueden ser adecuadas para presiones dedescarga hasta de 325 psig. Las carcasas normales parabaja presión se hacen de hierro fundido.

TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS 193

Reguladores para turbinas de vapor

Como motores primarios, todas las turbinas de vapordeben tener algún sistema para regular su funciona-miento en respuesta a la carga aplicada. El regulador develocidad más sencillo se llama regulador mecánico. Fun-ciona con el principio fundamental de un resorte concontrapesos que se mueven hacia dentro o hacia afueraconforme aumenta o se reduce la velocidad. Esto haceque se mueva un vástago que, a su vez, está conectadopor un eslabonamiento con la válvula del regulador (vál-vula de entrada del vapor) y hacen que se abra o secierre. Este regulador tiene la ventaja de la sencillez, pe-ro es relativamente poco preciso y sólo se ha utilizado enturbinas de bajo caballaje, de baja y mediana velocidad,con vapor a presiones baja y mediana.

Hay reguladores de acción directa con bomba de aceite, en losque se utiliza presión de aceite suministrada por unabomba impulsada por el árbol, para abrir y cerrar laválvula del regulador a través de un eslabonamientoadecuado. Este tipo de regulador no se utiliza mucho enla actualidad por su falta de exactitud provocada porcambios en la temperatura y viscosidad del aceite, y por-que la regulación de velocidad no es mejor que la de losde tipo mecánico o sencillo de relevador de aceite.

De hecho, los reguladores con relevador de aceite se estánconvirtiendo con rapidez en el único tipo que debe usar-se, porque son muy exactos. Las desventajas del tipo debomba de aceite de acción directa se eliminan con unsistema más compacto, en el cual los cambios en la tem-peratura del aceite son mínimos y los flujos del mismoson muy pequeños. Al principio, el tipo con relevadorde aceite sólo se utilizaba en las turbinas más grandes,con un alto costo adicional, cuando las cargas elevadaso las altas velocidades o las condiciones más severas enel vapor hacían obligatorio su empleo. En la actualidaduna versión más sencilla de este regulador combina mu-chas de las ventajas, pero sin el alto costo que tenía enun principio y se puede utilizar incluso en las turbinasmás pequeñas. Algunos fabricantes de turbinas hanconstruido sus propios reguladores; pero en EstadosUnidos, para la mayor parte de las aplicaciones, los fa-bricantes utilizan los que producen empresas especiali-zadas.

Clasificaciones de los reguladores deturbinas de vapor

The National Electrical Manufacturers Assn. (NE-MA) ha clasificado los reguladores de turbinas de vaporde acuerdo con la capacidad de cada tipo’, y estas cla-sificaciones, detalladas en la tabla II, son de aceptacióngeneral en la industria, como estándares.

La regulación de velocidad en estado estable se define comoel cambio en la velocidad sostenida cuando se hace va-riar la salida de potencia de la turbina en forma gradualdesde la nominal hasta cero, en las siguientes condicio-nes: 1) las condiciones del vapor se establecen en valoresnominales y se mantienen constantes; 2) se ajusta el me-canismo variador de velocidad para dar la velocidad no-minal con la salida de potencia nominal; 3) se

interrumpe el funcionamiento de cualquier control ex-terno y se lo bloquea en posición abierta, para que nopresente restricción al paso del vapor a la válvula con-trolada por el regulador:

Porcentaje de regulación de velocidad en estado estable

rpm con)(

rpm con salidasalida cero - nominal

rpm con salida nominalx 100 (5)

La variación de velocidad expresada como porcentaje dela velocidad nominal, es el cambio total en la magnitudde la velocidad respecto del ajuste de la misma, definidacomo la diferencia en la variación de velocidad cuandoactúa el regulador contra la situación en la que no estáfuncionando, con condiciones constantes en el vapor:

Porcentaje de variación en la velocidad =

cambio en rpm arriba cambio en rpm abajode la velocidad ajustada de la velocidad ajustada >

2 % velocidad nominal

x 100 (6)

El aumento máximo en la velocidad, expresado como por-centaje de la velocidad nominal, es el aumento máximomomentáneo de la misma que se obtiene cuando la tur-bina produce la salida de potencia nominal a la veloci-dad nominal y la carga se reduce a cero, en formarepentina y completa.

Porcentaje de aumento máximo de velocidad =

velocidad nominal

El regulador mecánico, el de relevador de aceite y elde bomba de aceite de acción directa son NEMA ClaseA. Los de relevador de aceite también se pueden fabri-car para la Clase R, pero los tamaños más grandes sue-len ser Clase C o D, y la que predomina en la actualidades la Clase D. Para obtener información más detalladade los reguladores de velocidad para turbinas de vapor,consúltense las referencias bibliográficas 4, 5, 6 y 7.

En las turbinas de una etapa se suele incluir un cam-biador manual de velocidad que permite el ajuste manual dela velocidad de alrededor del 20 %J en total. Si se necesitaajuste automático de la velocidad en un regulador mecá-nico, de relevador de aceite o de bomba de aceite, SC

puede agregar al eslabonamiento del regulador el meca-nismo de una válvula de control de presión a fin de con-trolar la válvula del regulador con una señal de presión.El ajuste automático en los reguladores NEMA ClaseD, de relevador de aceite se logra generalmente con uncomponente electrónico o neumático en el conjunto delregulador.

194 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

Turbinas de etapasmúltiples

Cuando el caballaje requerido es muy grande parauna turbina de una sola etapa o si las condiciones del va-por requieren más de una expansión para tener buenaeficiencia, se utiliza la turbina de etapas múltiples. To-dos los fabricantes tienen diseños estándar; para aplica-ciones especiales de altas velocidad y potencia, lasturbinas se suelen construir sobre pedido, con compo-nentes como álabes, ruedas y cámaras de vapor están-dar. El número de etapas de expansión, número y tiposde ruedas (Curtis, Rateau y de reacción), los diámetrosde las ruedas, el tamaño de las paletas, la configuraciónde la carcasa de escape y otras características similares,los selecciona el diseñador para cada aplicación especial,sobre la base de las condiciones reales del vapor, cargay velocidad.

Tabla II Clasificaciones NEMA para reguladoresde turbinas de vapor

% de regulación % de variación % de

Clase máxima de velocidad mlxima en la aumento de

NEMA de estado estacionario velocidad velocidad

A 10 0.75 13B 6 0 . 5 0 7C 4 0.25 7

D. 0.50 0.25 7

Las turbinas de válvula sencilla y etapas múltiples son lasmás comunes en los tamaños estandarizados pequeños..Tienen una válvula de entrada de vapor de 3 a 8 in ya veces mayor para bajas presiones. Pueden ser del tipocon condensación o sin ella, según lo requieran las con-diciones del vapor.

Las turbinas de válvulas múltiplesy etapas múltiples son detamaños grandes. No se pueden establecer límites de ca-ballaje o velocidad para determinar cuándo se debe uti-lizar esta turbina. Las condiciones del vapor, carga,velocidad, exactitud del control y necesidad alta de eh-ciencia se deben sopesar contra un mayor costo inicialen aplicaciones límite. Como regla general, se debenconsiderar las turbinas de válvulas múltiples cuando elcálculo preliminar del flujo de vapor en determinadascondiciones de éste y de carga indica que se debe utilizaruna válvula sencilla de más de 8 in o que la carga es ma-yor de 5 000 hp.

Las turbinas de extracción pueden ser de tipo automáti-co, controlado o sin controlar. Se extrae el vapor a unapresión intermedia, de acuerdo con el de balance de va-por de las plantas o necesidades del proceso. El resto delvapor pasa por el resto de la turbina hasta un escape concondensación o sin ella. El tipo de extracción controladatiene un segundo grupo de válvulas de control del regu-lador, que se abren y cierran para dejar entrar vapor alresto de la turbina después de que se ha extraído una.cantidad fija del mismo. El tipo no controlado tiene unaabertura en la carcasa, en el punto de presión correctodeterminado sobre la base de las condiciones a plenacarga, pero la cantidad extraída es variable en propor-ción a la carga o al flujo total de vapor en la turbina.

V.8vula de controlBrida de escape

‘1automático de

Cojinete lado . .

Cilindro de aceiteChumacera y

extremo para

Rotor de una

Toberas de diafragma -O-y- Em,paauetadura extremo pata vapor

Fig. 9 Vista secciona1 de una turbina de etapas múltiples

TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS 195

Ambos tipos se encuentran con extracción sencilla o do-ble; en esta última el vapor se extrae a dos presiones di-ferentes.

Las turbinas depresión mixta o de extracción-admisión sonsimilares a las de extracción controlada. No obstante,permiten no sólo la extracción del vapor a una presiónintermedia, sino también la admisión a otra presiónproveniente de las cargas del proceso, para lograr unavez más el balance deseado de vapor.

. Componentes

La entrada de vapor en las turbinas de válvula senci-lla y etapas múltiples es la misma que en las de una eta-pa. Puede hallarse en tamaños más grandes que en lasde una etapa, según sean las condiciones del vapor. Enlas entradas con válvulas múltiples, la cámara de vaportiene dos o más válvulas de entrada con un solo asiento,conectadas con un mecanismo de palanca o de leva que

70

6 0

50

4 0

las abre por orden en respuesta al aumento en la carga.Este tipo de control, llamado a veces control automático de.toberas, permite máxima economía de vapor con cargareducida y se utiliza en todas las turbinas grandes, sinque importe su aplicación.

Se utiliza una válvula de disparo y estrangulación en lasturbinas grandes de válvula sencilla y válvulas múlti-ples. Tiene doble finalidad: primera, permitir la es-trangulación manual del vapor para el arranque yaceleración de la turbina hasta su velocidad de régimeny, segunda, actuar como válvula de cierre rápido cuan-do se dispara en forma manual o automatica mediantemecanismos de sobrevelocidad o de paro de control re-m o t o .

En las turbinas más pequeñas, de válvulas múltiples,la cámara de vapor suele estar en la parte superior dela carcasa. En las más grandes, en donde se necesitantoberas en toda la periferia de la carcasa, habrá conduc-tos de fundición para dirigir el vapor según se requiera.

6 0

3 0

Fig. 10 El nomograma indica la eficiencia básica de las turbinas de una etapa

196 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

Los anillos de tobera, por lo general, serán del tipo conpaletas. Las ruedas y paletas serán, en teoría, similaresa las de las turbinas de una etapa, pero pueden ser mu-cho más grandes y de una variedad de tamaños en lamisma turbina, según sean las condiciones del vapor.Para una aplicación de alta presión, la altura de las pale-tas en la primera etapa puede ser menor de 1 in; luego,pueden aumentar las alturas en etapas sucesivas y llegara ser hasta de 3 ft en algunas aplicaciones con condensa-ción.

Los materiales para la cámara de vapor, las piezas enla entrada, las piezas intermedias y las carcasas de esca-pe se seleccionan según las condiciones del vapor. Sepuede utilizar hierro fundido para bajas presiones y fun-dición de acero al carbono para temperaturas de entradahasta de 750’F; para temperaturas más altas se empleanruedas de aceros fundidos de aleación que contenganelementos como cromo y molibdeno. En las turbinasmás grandes, la carcasa tiene varias secciones para po-der utilizar diferentes materiales, desde los resistentes aaltas temperaturas, en el extremo delantero, hastahierro fundido o acero fabricado, en el extremo de sali-da.

Los rotores de turbina pueden ser del ensamblado o deuna sola pieza. En los rotores ensamblados cada ruedase instala mediante ajuste por contracción y se fija concuñas sobre el árbol; este tipo tiene limitaciones de velo-cidad de operación. Por lo general, para velocidadesmayores de 8 000 rpm se necesita rotor de una pieza, enel cual se maquinan las ruedas y el árbol a partir de unapieza maciza de forja, con lo cual no hay necesidad deajuste por contracción y colocación de cuñas. En la figu-ra 9 se ilustra un rotor de una pieza para una turbinade etapas múltiples.

Los anillos de empaquetadura de carbono, similaresa los empleados en turbinas de una etapa, se pueden uti-lizar para las velocidades más bajas y con árboles de ta-maño pequeño a mediano; para mayores valores, seemplean sellos de laberinto. Las ranuras de laberinto es-tacionario en los casquillos del prensaestopas y las ranu-ras giratorias en el árbol, forman un conducto reducidopor el cual debe pasar el vapor antes de escapar a la at-mósfera y reducen la presión según se requiera. En tur-binas sin condensación a veces se utiliza un condensadorcn el casquillo para condensar el vapor que escapa de él.En las turbinas con condensación se utiliza sello de va-por en el lado de escape para impedir la entrada de airea la turbina y también se necesitan condensadores en elcasquillo del prensaestopas para condensar el vapor desello.

Los cojinetes son siempre del tipo de manguito o chu-macera y por lo general con lubricación a presión, ex-cepto en los tamaños muy pequeños. Se utilizanchumaceras lisas o, para altas velocidades, las de cuer-pos oscilantes. Los cojinetes de empuje suelen ser tipoKingsbury con caras múltiples de empuje que actúan enuno o ambos sentidos. El sistema de lubricación a pre-sión en las turbinas grandes es similar al que se necesitaen un compresor centrífugo, y suele estar combinadocon el sistema de aceite del compresor. Se debe prestarespecial atención a la posibilidad de fugas de vapor o de

agua que por las empaquetaduras hacia el lubricante.De hecho, para evitar esa posibilidad, algunos usuarios ’especifican un sistema de lubricación separado para laturbina.

Los reguladores para estas turbinas son de los mismostipos y clasificaciones NEMA ya descritos casi sin ex-cepción, son del tipo con relevador de aceite Clases NE-MACoD.

H a y que hacer una cuidadosa evaluación de cadaaplicación de turbina de etapas múltiples cuando se pre-paren las especificaciones, para determinar el mejor tipoy, luego, durante la evaluación de las propuestas, com-probar que se ha escogido la turbina adecuada. No bas-ta comparar las unidades motrices de turbina sobre labase del precio y del consumo de vapor; también hayque comparar analíticamente cada componente antes dehacer la elección.

Estimación preliminar delos consumos de vapor

A menudo, puede ser conveniente que el ingenierohaga una estimación preliminar del tamaño y el consu-mo de vapor de la turbina. Aunque el fabricante debedar los valores más exactos, con base en el diseño especí-fico y los resultados de las pruebas de la turbina, se pue-den hacer estimaciones preliminares con la informaciónque aparece en las figuras 10 hasta la 20. Estas gráficaspermiten una selección preliminar de cualquier tamañode turbina.

Procedimiento para turbinasde una etapa

En la figura 10 se utiliza la relación apropiada de lavelocidad tobera/paleta para turbinas pequeñas de unaetapa (Fig. 2) y se obtiene un intervalo general de efi-ciencias esperadas, con base en la diferencia en la ental-pía del vapor. Luego se hacen correcciones parasupercalentamiento (Fig. 11) y pérdidas por la accióndel viento (Fig. 12). Los caudales de vapor en las bridasde entrada y salida se verifican con el empleo de las figu-ras 13 y 14, que están basadas en una velocidad máximade 150 ft/s en la brida de entrada y de 250 ft/a para apli-caciones sin condensación y de 350 ft/s en las de conden-sación, en la de salida. Los límites aproximados decaballaje en el árbol se presentan en la figura 15. (Esprobable que los consumos reales de vapor indicadospor los fabricantes sean algo mayores que los calculadoscon estas gráficas.)

Para ilustrar el uso de estas gráficas, se evaluará lapropuesta de una turbina de 400 hp, que trabaja a 3 570rpm, con vapor de entrada a 600 psig y 600’F (sobre ca-lentamiento de 11.2OF) y escape a 65 psig.

1. Para las condiciones dadas del vapor, léase el con-sumo teórico en las tablas o en un diagrama de Mollier:

CTV = 19.0 lb/kWh

TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS 197

Veloc idad , rpm

I’1000 2000 3.000 4000 5000

Veloc idad , rpm

5 0

40

30

2 0

1 0

5

1Ve loc idad , rpm

1.01.0

cc:9:900gg 0 . 90 . 9

88

;; 0.80.855l.7l.7

0 .70.7

0.60.600 1 0 01 0 0 200200

Sobreca len tamien to i n i c ia l , “FSobreca len tamien to i n i c ia l , “F

Fig. ll Corrección por sobrecalentamiento paraturbinas de una etapa

8 0

60

2000 3000 4000 5,000Veloc idad , rpm

Fig. 12 PBrdidas por acción del viento en turbinas de una etapa

198 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

2. Calcúlese la diferencia de entalpía: pérdida = 18 para una rueda de 22 in

Ah = 3 413/CTV = 179.6 Btu/lb 7. Calcúlese el consumo real de vapor:

3. Selecciónese la carcasa con la tabla 1. En este caso,se escogerá la carcasa 3C.

4. Encuéntrese la eficiencia básica con la figura 10:

C R V = CTV x 0.746vbásica

x corrección por sobreca-

lentamiento x carga + pérdida por viento carga

qbaslca = 43% para una rueda de 22 in

5. Determínese la corrección por sobrecalentamientocon la figura ll :

= (19.0)(0.746) x 087 x 400 + 180.43 . 4 0 0

= 30 Ib/(hp)(h)

corrección = 0.878. Encuéntrese el flujo de vapor a plena carga:

6. Determínese la pérdida por acción del viento con Flujo con plena carga = CRV x cargala figura 12: = 30 x 400 = 12 000 lb/h

60 000

200 3 0 0 400

Presibn de entrada de vapor saturado, psig

500 600

Fig. 13 Límites de flujo de entrada para turbinas de una etapa

T U R B I N A S D E V A P O R Y D E G A S 199

80 000

70.000

f 60,000089 50 000

a”.O=iz 40.000

30.000

0 10 20 30 40 50 60 70 80 9 0 , 1 0 0Presión de escape, psi9

0 5 10 15 2 0 2 5Presión de escape in Hg absoluta

Fig. 14 Limites de flujo de escape para turbinas de una etapa

200 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

9. Compruébense los límites de entrada, escape y ca-ballaje en el árbol. La brida de entrada de 3 in disponi-ble para la carcasa 3C (Fig. 13) puede manejar 35 000lb/h y, por consiguiente, es aceptable. De manera seme-jante, la brida de escape de 8 in puede manejar 57 000lb/h (Fig. 14) y también es más que suficiente para estaaplicación. En la figura 15 se muestra que el árbol de 2in disponible estaría a menos de su límite de 500 hp.

Por tanto, la selección preliminar de la carcasa 3C pa-rece ser satisfactoria.

(Los consumos reales cotizados para esta aplicaciónvariaron de 36.2 a 33.2 lb/(hp(h).)

Método para turbinas de etapas múltiples

Es más difícil determinar el consumo preliminar devapor en estas turbinas. Como se mencionó, muchas deellas se diseñan para un servicio específico. Para las esti-maciones preliminares hay que utilizar las eficiencias dela figura 16 y corregirlas con los factores de las figuras17 hasta 20.

Por ejemplo, considérese una turbina con cond sa-Y-ción de 4 340 hp, que funcione a 10 200 rpm con vapo .

de entrada a 600 psig, 725’F (227’F de sobrecalenta-miento) y escape a 4 in Hg absolutas.

1. Léase el consumo teórico en las tablas o en undiagrama de Mollier:

CTV = 7.71 lb/kWh2. Determínese la eficiencia básica con la figura 16:

17t>Ti,,,;, = 7 1 %

3. Encuéntrese la corrección, a, de velocidad en la fi-gura 17; la corrección, 6, por sobrecalentamiento en lafigura 18 y la corrección, c, de escape en la figura 19,porque se trata de una turbina con condensación. Paraturbinas sin condensación, en la figura 10 aparece lacorrección d apropiada.

a = 0.92b = 1.023c = 1.02

Velocidad del e je , rpm

Fig. 15 Límites aproximados de caballaje en el eje para turbinas de una etapa

TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS 291

4. Calcúlese el consumo real preliminar de vapor:’

Caballaje de la turbina

Fig. 16 Eficiencia bhica aproximada para turbinasde etapas múltiples

Fig. 1 7 Corrección de velocidad para turbinas de etapas múltiples

0 . 9 8

0 . 9 6

C R V = CTV x 0.746Tbásica X ~7, X b X C (0 6)

(7.72)(0.746)= (0.71)(0.92)( 1.023)( 1.02)

= 8.45 lb/(hp)(h)

5. Encuéntrese el flujo de vapor a plena carga:

Flujo a plena carga = CRV x carga= 8.45 x 4 340 = 36 670 lblh

6. Compruébense los tamaños para la entrada y esca-pe, en el supuesto de que son de válvula sencilla, y conel empleo de las velocidades recomendadas de 150 ft/spara la entrada y 350 ft/s para el escape (250 ft/s paraturbinas sin condensación:

Flujo de vapor (lb/h) =

superficie in) x velocidad (ft/s)

0.04 x volumen específico (fts/lb)= (8)

Para una entrada de 4 in:

(12.56)(150)Flujo = (o.04)(o.g84) = 47 866 lb/h

que es mayor que el flujo a plena carga y, por tanto, esaceptable.

Para un escape de 30 in:

Flujo =(706.5)(350)(0.04)(174)

= 35 528 lblh

2.000 4000 6000 8000 lO.oooVelocidad del eje, rpm

202 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

1.03

1.02

0.98

0.960 100 200

Sobrecalentamiento inicial, “F300

Fig. 18 Corrección por sobrecalentamiento paraturbinas de etapas múltiples

que es cercano al flujo a plena carga.Por tanto, esta selección preliminar de una turbina de

válvula sencilla probablemente sea satisfactoria.(Los consumos reales cotizados para esta aplicación

fueron de 7.86 a 8.2 lb/(hp)(h).)Como orientación preliminar, hay que seleccionar

una turbina de válvula sencilla y etapas múltiples si el

1.04

0.9E2 4 6

/t

110

Presión de escape, in Hg absoluta

Fig. 19 Corrección del escape para turbinas deetapas múltiples con condensación

caballaje requerido es de 5 000 o menos y si la entrada , i,de vapor es por una abertura de 8 in o menor. Si se exce- \de cualquiera de estos límites, es posible que se necesiteuna turbina de válvulas múltiples.

Con el método anterior no se pueden estimar el tama-ño físico, el número de etapas ni el diámetro de paso.Si se necesitan, hay que consultar los datos del fabrican-te.

Se supone que el diseñador de la turbina optimiza larazón de velocidad en toberas/paletas, así como el nú-mero, tipo y tamaño de ruedas de turbina, a tin de su-ministrar la que se aproxime a la máxima eficienciateórica para las condiciones dadas de carga, velocidad yvapor.

Especificaciones para turbinas de vapor

Es importante indicar con toda claridad en las especi-ficaciones las condiciones del vapor en la entrada y el es-cape. Si se espera una gama de valores de presión otemperatura, hay que expresarlo, junto con la indica-ción de las condiciones del vapor que debe utilizar el fa-bricante para el diseño. Si se dimensiona la turbina paralas peores condiciones del vapor, es decir, mínimas pre-sión y temperatura de entrada y máxima presión de es-cape, que dan por resultado la mínima diferencia enentalpía, funcionará en mejores condiciones, pero pro-bablemente no tendrá la misma eficiencia que si se hu-biera seleccionado la relación toberas/paletas para lasmejores condiciones del vapor.

El ingeniero que expide las especificaciones debeigualar la economía de operación en las condiciones“normales” o “mejores” del vapor, con la necesidad detrabajar a carga y velocidad plenas, con condiciones mí-nimas 0 “peores”. Por lo general, se requiere un térmi-

1

1

4 6 10 20Relación de presión, P,IP2, psia

Fig. 20 Corrección de relación de presión paraturbinas de etapas múltiples sincondensación

TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS 203

no medio en las turbinas pequeñas; las más grandes,con válvulas múltiples de entrada, a menudo pueden di-señarse de modo que satisfagan todas las condiciones delvapor con la mayor economía posible.

Se recomienda el empleo de las normas de la indus-tria, como la API 6118 o la API 612g, para las turbinasde procesos. La primera abarca las aplicaciones para“uso general’ ’ , que se definen como “esas turbinas ho-rizontales o verticales utilizadas para la propulsión deequipo que suele estar en reserva, es de tamaño (poten-cia) relativamente pequeño o se destina a servicio no crí-tico. Se consideran para aplicaciones en donde lascondiciones del vapor no pasarán de 600 psig y 750“Fo la velocidad no será mayor de 6 000 rpm”. Se sueleaplicar a turbinas de una etapa en la mayor parte deunidades motrices de bombas y sopladores, con caballa-je menor de 2 000 hp y con menos de 5 000 rpm. LaNorma API 612 abarca las turbinas para “propósitosespeciales’ ’ , definidas como: “esas turbinas horizonta-les utilizadas para la propulsión de equipo que no sueleestar en reserva, es de tamaño (potencia) relativamentegrande o se destina a servicio crítico. Esta categoría noestá limitada por las condiciones del vapor o la velocidadde la turbina”. Se aplica en turbinas, por lo general deetapas múltiples, más complejas y de potencia y veloci-dad mayores.

Las normas API requieren que el usuario tome ciertasdecisiones, y se ha acostumbrado complementar la nor-ma aplicable con otro documento que incluya los deta-lles específicos del proyecto, su ubicación y laspreferencias del usuario.

También se pueden utilizar otras normas industria-les, como las de NEMA4, como referencia para las es-pecificaciones, pero son menos detalladas y susrequisitos no son tan estrictos. Las turbinas de vapor pa-ra generadores eléctricos de tamaño pequeño o medianopara reserva o emergencia, o bien, para suministrar lapotencia primaria en ciertas plantas, a veces se puedenespecificar con menos detalles que cuando se utilizanpara transmisiones mecánicas de velocidad variable

Resumen

Normalmente se debe pensar en la turbina de vaporcomo unidad motriz primaria potencial en las plantas deproceso. A menudo ofrecen ahorro de energía en

comparación con la electricidad, con base en los requisi-tos de balance de vapor del proceso, que indicarán conclaridad en dónde resultan adecuadas. Lo mismo quecon otras máquinas rotatorias, los métodos preliminaresde dimensionamiento se deben emplear con cuidado.

Agradecimientos

El autor agradece el suministro de material para esteartículo a las siguientes compañías: Coppus Engine-ering Corp.; DeLaval Turbine, Inc.; Elliott Co.; Gene-ral Electric Co.; Terry Corp.; The Trane Co., y Tur-bodyne Corp.

Referencias

1. Faires, V. M., “Engineering Thermodynamics,” 5th ed., John Wiley & Sons,New York , 1970.

2. Keenan, J. H., and Keyes, F. G., “Theontical Steam Rate Tabla,” Ameri-can Soc. of Mechanical Engineers, New York, 1937.

3. “Theoretical Steam Rate Tables Com atible with the 1967 ASME SteamTables,” Ameritan Soc. of Mechanica P Engmeers, New York , 1969.

4. “Steam Turbines for Mechanical Djve Service,” NEMA publication SM-23, National Electrical Manufacturers Assn., New York, 1979.

5. ;C$erno~~ and Control Sy&erns,” reprint 135A, Elliott Co., Jeannette, Pa.,

6. Bass, C., “Electric Control for Steam Turbine Applications,” nprintAN50510, Woodward Governor Co., Ft. Collins, Colo., 1980.

7. “Speed Coverning and Pressun Control of Steam Turbine GeneratorUnits,” NEMA publication 46-112, National Electrical ManufactureoAssn., New York, 1971.

8. “API Standard 611, General Pwposc Steam Turbina for Refinery Use,”Ameritan Petroleum Institute, Washington, 1969.

9. “API Standard 612, Special Purpose Steam Turbines for Refinery Use,” 2nded., Ameritan Petroleum Institute, Washington, 1979.

El autor

Richard F. Neerken es gerentede sección de equipo rotatorio enThe Ralph M. Parsons Company,1 0 0 W e s t Walnut St., Pasadena,California, 9,124. Ingresó en Par-sons en 1957 y ha trabajado en for-ma continua con máquinas rotato-rias. En la actualidad dirige a ungrupo de más de 30 ingenieros res-ponsables de equipo de ese tipo paraproyectos en todo el mundo. Tienetítulo de ingeniero mecánico por elCalifornia Institute of Technology,es ingeniero profesional registrado

en California y miembro del subcomité de contratistas de Tuipo mc-tánico del API.

Considérense las ,turbinas *de gas para cargas pesadasLas turbinas de gas, que están integradas, tienen elevada eficiencia térmica yproducen poca contaminación, pueden ser unidades motrices en muchas plantas deproceso. En este artículo se describen los tipos de turbinas y los factores que hayque considerar en su selección y operación.

Kai Molich, C. F. Braun & Co.

Desde hace más de 30 años, las turbinas de gas se uti-lizan en gran número como unidades motrices en refine-rías de petróleo, en plantas de amoniaco, butadieno yetileno, entre otras.

Normalmente, las turbinas de gas se utilizan en lugarde turbinas de vapor con condensación por alguna de lassiguientes razones:

H Las turbinas de gas son unidades integradas. Nonecesitan calderas, condensadores, sistemas de agua dealimentación y enfriamiento y el equipo relativo.n Producen alta potencia a alta velocidad, con gran

confiabilidad y fácil mantenimiento, y ocupan poco es-patio .

w Las turbinas de gas tienen eficiencias térmicas mu-cho más elevadas que las de vapor con condensación pa-ra procesos.

H No producen tanta contaminación ambiental consu escape y, además, porque casi no hay que purgar sis-temas de agua de alimentación y enfriamiento.

Los límites prácticos de potencia de turbinas de gas enaplicaciones de procesos van desde 1 000 hasta 100 000o más hp.

Con todos estos factores favorables, se podría pensarque es fácil justificar la instalación de turbinas de gas enlugar de las de vapor, y no es así. Sin embargo, antesde comentar sus verdaderas aplicaciones, resultará útilcierta información de antecedentes.

Aspectos fundamentales

El concepto de turbina de gas es más antiguo que elde otros motores primarios, pero su perfeccionamientono ha sido fácil.

En la figura 1 se ilustran los componentes de una tur-bina de gas básica, de ciclo simple. Un compresor diná-mico suministra aire a una cámara de combustión, endonde se quema el combustible con exceso de aire, apresión constante. Ciclo simple sólo significa que losproductos de la combustión se mezclan con un exceso deaire para producir gas con energía a una temperatura lobastante baja para el tipo de materiales utilizados. Elgas energizado se expande en una turbina que impulsael compresor de aire y produce potencia adicional comosalida mecánica. Como último paso, los productos de lacombustión se descargan en la atmósfera.

Aunque esta configuración parece ser sencilla, pre-senta ciertas dificultades. Primera, se requiere alta efí-ciencia en el compresor y en la turbina. Segunda, la pre-sión y temperatura en el ciclo deben ser mayores de cier-tos límites mínimos antes de que se pueda producir po-tencia de salida.

En la figura 2 se ilustran las eficiencias térmicas quese pueden lograr con la turbina de ciclo simple comofunción de la razón (relación) de presiones y la tempera-tura de entrada a la turbina. Con una razón de presio-

Entrada

CUNSIDERENSE LAS

, Filtro y silenciador de aireEscape 0.60 ,--

Combustible Silenciador j

Potencia haciael compresor -del generador

de gas

Potencia total _ /generada .-/’

Potencia para el - ---\,/- - Salida de potancic

compresor delgenerador de gas1.

Potencia de salidaPotencia total generada

Fig. 1 Disposición de la turbina de gas de ciclosimple

nes dada, las temperaturas más altas permiten mayoreficiencia.

Las relaciones entre la razón de presiones y la tempe-ratura de entrada a la turbina y la razón de los trabajos(trabajo netokrabajo bruto) y el consumo de aire, seilustran en la figura 3. Por ejemplo, la razón (0 relación)de los trabajos con una razón de presiones de 4.5 y tem-peratura de entrada de 1 200’F es alrededor de un ter-cio; es decir, se requieren 9 000 hp de la turbina paraproducir 3 000 hp de salida mecánica, y el compresor re-quiere 6 000 hp, A 1 8007F y con los mismos razón depresiones y caballaje de la turbina, la razón de trabajosaumenta a más de 0.5, o sea una salida de más de 4 500hp. Esto se indica también como una reducción en elconsumo de aire, o sea Ib de aire requeridas (hp de sali-da) (h), y aumentos en la razón de presiones y tempera-tura del ciclo.

0.40 r Temperaturade entrada

Fuente: Ref. 2

0.00 ’ I I I I I I2 4 6 8 10 12 1 4

Razón (relación) de presiones

Fig. 2 La eficiencia térmica depende de la razón(relación) de presiones y de la temperaturade entrada a la turbina

IURBINAS Ut tiAS PAKA CAKbAS PtWWAb

II _ *\ \,_ - ~ CA 1 800°F

_ ,\ ,I * I _ ,’‘--

0.10 _ Base: Eficiencia adiabática de0.85 en el compresor y laturbina.

Fuen te : Re f . 2

2 4 6 8 10 12Razón (relación) de presiones

Fig. 3 La razón (relación) de presiones y latemperatura de entrada influyen en la razón(relación), de trabajos y el consumo de aire

La razón óptima de presiones para una temperaturadada, determinada con las figuras 2 y 3, indica los efec-tos combinados de las eficiencias del compresor y la tur-bina sobre la eficiencia obtenible del ciclo térmico.

Para aumentar la eficiencia del ciclo a más de los lími-tes impuestos por el compresor y la turbina y los límitesde temperatura de los materiales de construcción, se pue-de modificar el ciclo simple. En primer lugar, se puedeutilizar calentamiento regenerativo, en el cual el gas deescape de la turbina precalienta el aire de descarga delcompresor antes de que pase a la cámara de combus-tión. En segundo lugar, se puede utilizar interenfria-miento en el compresor para reducir la energía requeridapara la compresión. En tercer lugar, se puede agregarrecalentamiento entre etapas para aumentar la potenciaproducida. Estas modificaciones pueden hacerse por se-parado o combinadas, según sean los requisitos de dise-ño. En la figura 4 se ilustra el empleo simultáneo deestos tres procedimientos. Se verá que las mejoras en elrendimiento se obtienen a expensas de una complejidadmayor que con el ciclo simple.

El ciclo regenerativo que se emplea hasta cierto puntoen aplicaciones industriales, no se puede incluir en lasturbinas actuales de ciclo simple y alto rendimiento.Esto se debe a que sus elevadas razones de presionesproducen temperatura elevada en la descarga. del com-presor y baja temperatura en el escape, lo que eliminala diferencial de temperatura requerida para una trans-ferencia económica del calor.

Aunque en la actualidad la tecnología ha hecho quese emplee menos el ciclo regenerativo, los cambios en loscostos de la energía y tecnológicos hacen que se prefieracada vez más otro tipo de ciclo, el ciclo cerrado (Fig. 5),en el cual el medio de trabajo, que no necesariamentees aire, se hace circular en un sistema cerrado sin aber-turas a la atmósfera. El calor se suministra y extrae con

206 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

Entradade aire

Compresor y turbina dealtas velocidad y presi6n

Interenfriadordel compresor

Fig. 4 Las modificaciones mejoran la eficienciatermodirhmica, pero aumentan lacomplejidad y las caídas internas de presión

intercambiadores de calor. Esto permite el empleo decombustibles sólidos o cualesquiera otros y hace atracti-va la aplicación de estas turbinas en industrias como lade la pulpa y el papel.

Quizá un empleo más adecuado de la turbina de ciclocerrado sea para la regasificación de gas natural licuado(GNL) en las terminales receptoras. En este caso, la ba-ja temperatura del GNL y el requisito de calor para laregasificación pueden ser lo que buscan los ingenierosen materia de sumideros de calor ideales.

Salvo excepciones, a la industria de procesos quími-cos (IPQ) sólo le interesan, en general, las turbinas deciclo simple y, en menor grado, las regenerativas de ci-clo simple. Por tanto, en este artículo sólo se menciona-rán las turbinas de ciclo simple.

Gas de escapet

Soplador del aire para combustión

Se debe mencionar antes de seguir adelante que, aun-,que el término “ciclo” es de uso general, en realidad noes el adecuado ya que las turbinas de gas generan la po-tencia con un proceso continuo de combustión de estadoestable.

Diseño mecánico

El diseño de las turbinas de gas refleja la necesidad deobtener el mejor término medio posible entre el procesotermodinámico y altas eficiencias del compresor y la tur-bina, dentro de los límites económicos impuestos por elempleo de materiales costosos que resistan altas tempe-raturas y de técnicas avanzadas de fabricación.

Las turbinas vienen en tipos de uno, dos y tres árboles(Fig. 6) y hay variantes de estas configuraciones básicas.

El diseño se basa con mucho en los requisitos deóptimas eficiencias del compresor y la turbina, y el fac-tor que las controla es la velocidad específica.

en donde: n = velocidad del árbol, rpm, Q = caudal deentrada o escape del compresor o la turbina, según seaplique, ft’/s, Ah = diferencia teórica en la entalpía,Btu/lb. La velocidad específica entre los límites de 60 a200 es típica para tener las máximas eficiencias determi-nadas por el diseño del compresor y la turbina.

Esta relación explica por qué la configuración delárbol se vuelve cada vez más compleja cuando se au-menta la razón de presiones. El caudal volumétrico re-ducido con altas presiones exige mayor velocidad paramantener una elevada eficiencia. Esta dependencia res-pecto de la velocidad específica también significa que nose puede tener una turbina con velocidad a voluntad, alcontrario de lo que ocurre con las turbinas de vapor cu-

t Enfriador de airepara combusti6n

CBmara de combustión

disponer para cualquiercombustible y sistema decombusti6n. incluso lecho Reaenerador Enfriador del

sconomizador

Fluido de trabajo (se utiliza o se hapropuesto cua!quier gas adecuado como:

carbono, helio1

Fig. 5 Diagrama de una turbina de gas de ciclo cerrado

CONSIDÉRENSE LAS TURBINAS DE GAS PARA CARGAS PESADAS 207

Esta turbina regenerativa produce un máximo de 50 000 hp

ya eficiencia depende mucho menos de la velocidad. Porello, en aplicaciones normales se requiere engranaje decambio de velocidad entre la turbina de gas y el equipoimpulsado. Una excepción son las unidades motrices pa-ra generadores que tienen velocidades de salida de 3 600y 3 000 rpm y de los cuales hay ya tantos en servicio,que se justifican diseños especiales para ciertas capaci-dades nominales de potencia. Además, en ocasiones, sepueden disponer las etapas de compresores y bombas deacuerdo con una velocidad dada de la turbina, sin recu-rrir a un engranaje. Sin embargo, salvo en esos casosraros, el acoplamiento directo, o sea sin engranes, dela turbina requiere establecer un término medio entre laoperabihdad y la eficiencia.

Otro problema es la eficiencia con carga parcial. Conoperación en esencia a velocidad fija, el flujo de aire yla potencia requerida en el compresor son constantes,sin que importe la salida de potencia que se desee; paramejorar esa eficiencia con carga parcial, hay que reducirel flujo de aire. Esto se hace con aspas de guía de entra-da en el compresor y con control variable de las aspasdel estator. Las turbinas de dos ejes también tienen me-jor rendimiento con carga parcial.

Tipos de turbinas

Las turbinas de gas se clasifican como para trabajopesado y derivadas de motores de aviación (o tipo avión).

El tipo para trabajo pesado se ha perfeccionado parasatisfacer las necesidades normales de las plantas indus-triales, sin limitaciones de espacio y de peso.

Esta turbina normalmente es del tipo de uno o de dosejes. Las paletas y álabes del compresor y la turbina sonde construcción fuerte, lo mismo que las toberas. Esto,junto con las razones de presiones y temperaturas mode-radas en el gas energizado, permite largos intervalos pa-

ra las inspecciones y mantenimiento. Los cojinetes (chu-maceras) del árbol son convencionales, del tipo de man-guito o de cuerpo oscilante en los radiales, y de caras có-nicas o de segmentos múltiples, en los de empuje;dispuestos para funcionar con un sistema de lubricacióna presión común para la turbina de gas y la máquina im-pulsada. Por lo general, la turbina, el sistema de lubri-cación, los sistemas auxiliares y los instrumentos sirvenpara las necesidades normales de las plantas de proceso,expresados en normas como las API 614 y 616.

La turbina tipo avión, por contraste, es un motor dechorro (“jet”) para aviones pero, en vez de impulsar unavión, mueve una turbina de potencia. En esta forma,el motor es un generador de gas energizado que se envíaa una turbina convencional de potencia para trabajo pe-sado.

Estas turbinas ofrecen las siguientes ventajas: 1) laavanzada tecnología de la aviación y los laboratorios deinvestigación y desarrollo asociados se pueden aplicarpara uso industrial; 2) las técnicas de producción en se-rie y de control de calidad aplicados a la aviación benefi-cian a los usuarios industriales; 3) los centros de serviciopara motores de avión, con sus estrictos requisitos decertificación, existencia de piezas de repuesto (a vecesunidades completas a cambio) e instalaciones para prue-ba, están disponibles para dar servicio a los generadoresde gas.

Estas ventajas las reconocieron muy pronto los fabri-eantes de compresores centrífugos para gasoductos; dehecho, la primera turbina tipo avión se instaló con estefin en Estados Unidos en 1960. Esto fue cosa natural.El diseño y producción de turbinas de potencia paratemperaturas moderadas, flujo alto y baja velocidad, deunas 5 000 rpm, fueron una prolongación lógica de lafabricación de esos compresores. En la actualidad, seutiliza un número cada día mayor de estas turbinas de

208 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

Entradade aire

CBmara de

del generador de gas

Turbina de un solo Irbol

Combustible Cámara de. /

iurbina de dos Brboles con salida depotencia e” el lado del compresor

Escape Entradade aire

aPotencia

- de salida

CBmara de,l combustión

, EscapeL

zPOtl?‘llCia

- de salida

Turbina de dos (Lrboles

, Escape

l

Entradade aire

Combustible

Potencia hacia el compresordel generador de gas de alta

velocidad

Turbina de tres Arboles

‘. Potencia hacia el compresordel generador de gas de baja

velocidad

Fig. 6 Diversas configuraciones de arboles para turbinas de gas

gas para gasoductos, perforaciones fuera de la costa yservicios públicos, debido a que, para potencias altas,este tipo de turbina es más eficiente que incluso la rege-nerativa para trabajo pesado.

La turbina de gas tipo avión tiene dos o tres árboles,según sea el diseño del motor de reacción; no se puedeutilizar en ellas el ciclo regenerativo. La turbina de po-tencia y el generador de gas (motor de reacción) soncomponentes separados, sin conexión mecánica; los sis-temas auxiliares también están separados.

La turbina de potencia, como se mencionó, es deconstrucción resistente y comparte los accesorios, ins-

trumentos y sistema de lubricación con el equipo alcual impulsa. Pero el origen del generador de gas es evi-dente en su diseño mecánico. Además de su menor pesoy tamaño compacto exigidos para los aviones, otras im-portantes variantes para su empleo en plantas de proce-so incluyen gran número de cojinetes antifricción, siste-mas especiales de lubricación con aceites sintéticos noinflamables, accesorios hidráulicos e instrumentos elec-trónicos e hidráulicos. Esto, más las holguras tan preci-sas requeridas en su construcción, hacen necesarios mé-todos de operación y mantenimiento diferentes de losnormales en una planta.

La primera instalación de una turbina tipo avión en E.U. fue para compresores en gasoductos

CONSIDÉRENSE LAS TURBINAS DE GAS PARA CARGAS PESADAS 209

La turbina de gas industrial tiene compresor centrífugo de dos etapas y engranaje integral en el lado frío

También existe la “turbina de gas tipo industrial”,que no es para trabajo pesado. Sus características espe-ciales pueden incluir salida de potencia en el extremodelantero (lado del compresor) y engranaje integral paracambios de velocidad. También pueden observarse al-gunas de las características de los motores de avión enesya turbina, que se ilustra en esta página.

Materiales de construcción

Cualquiera que sea el tipo de la turbina de gas, su efi-ciencia total depende de las eficiencias individuales delcompresor y la turbina, y de la temperatura máxima deentrada con la cual se puede tener funcionamiento con-tinuo.

Con la tecnología actual, la eficiencia del compre-sor y la turbina ha llegado a alrededor del 90%, y no seconsidera probable poder aumentarla. Sin embargo, losaumentos en la temperatura máxima de combustión se-gura es algo por completo diferente. Los constantes ade-lantos en la tecnología han permitido su elevación y lamejora consecuente en la eficiencia de las turbinas exis-tentes.

Para lograr este adelanto, los fabricantes se han en-frentado a los problemas del manejo de altas temperatu-ras, en tres formas básicas.

La primera es que se han creado y se siguen perfeccio-nando materiales con alta resistencia a la ruptura por es-currimiento, a temperaturas elevadas. En los compo-nentes roqatorios sometidos a grandes esfuerzos comolos álabes y discos de la primera etapa, se utilizan supe-raleaciones a base de níquel. Para temperaturas todavíamás altas, se pueden emplear aleaciones a base de cobal-to, pero con menor grado de esfuerzo en las toberas es-tacionarias de la primera etapa. Para los revestimientos

de las cámaras de combustión (combustores) y piezas detransición se utilizan aleaciones más especializadas.

Las superaleaciones resistentes a las altas temperatu-ras, además de alta resistencia física también la debentener a la oxidación, erosión y corrosión. Deben ser ade-cuadas para darles forma con los procesos de manufac-turar disponibles, tales como colada con revestimiento,forja de precisión, laminación, maquinado y soldadura.

En segundo lugar, con el empleo de revestimientosprotectores de barrera térmica para las toberas y álabesen servicio con altas temperaturas, se puede aumentarla duración de estas piezas dos veces o más, según seanlas características del combustible. Los revestimientosincluyen óxido de aluminio y carburos de tungsteno y decromo en aleación con níquel, cromo y platino. Se em-plean diversos procesos para aplicar los revestimientos eincluyen detonación, aspersión con plasma y con plas-ma al vacío, difusión, recubrimiento y electrodeposicióno combinaciones. de ellos.

Una tercera forma, que ha dado los mejores resulta-dos en la operación a altas temperaturas, consiste en en-friamiento por aire para las toberas, álabes y discos dela turbina. El enfriamiento por aire se ha utilizado en lascámaras de combustión (combustores) estacionariasdesde que aparecieron las turbinas de gas. La eficacia deeste tipo de enfriamiento de las toberas y álabes está ínti-mamente relacionada con la mejora de las técnicas decolada con revestimiento y con la aparición del procesode fundición de cascarones múltiples para las superalea-ciones para altas temperaturas. Junto con estos adelan-tos, ha mejorado la técnica para el manejo y distribu-ción del aire de enfriamiento.

Para obtener aire de enfriamíento libre de polvo, setoma en el centro de su trayectoria en el compresor yse pasa por trampas para polvo del tipo de inercia antes de

210 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

llegar a los conductos de diámetro pequeño en las tobe-ras, discos y álabes (paletas). Las aberturas de entradaestán fuera de la trayectoria del gas caliente, y las salidasestán colocadas para minimizar la obstrucción con ce-nizas.

Con el enfriamiento eficiente por aire, es posible con-trolar la temperatura del metal de las toberas, álabes ydiscos, a alrededor de 250 a 500’F menos que la del gasde combustión. Estos límites de temperaturas son paraturbinas de trabajo pesado, en donde el metal para pie-zas sometidas a grandes esfuerzos es más grueso y fuerteque en las turbinas del tipo avión. Con ello, los límitesde temperatura de entrada en las turbinas de gas indus-triales de la actualidad es de 1 700 a 1 900°F, en las detipo de trabajo pesado, con relaciones de compresiónde 6 a 9 y de 1900” a 2100’F en las turbinas de tipoavión con relaciones de compresión de 12 a 20.

Combustibles

Las turbinas de gas pueden trabajar con una gran va-riedad de combustibles gaseosos y líquidos. Los gaseo-sos pueden ser desde butano, propano y gas natural has-ta varios gases de proceso comunes, y no tan comunes,i cluyendo los de refinería, metano, hidrógeno, gas dejforno de coque y monóxido de carbono entre otros. Loscombustibles líquidos pueden ser desde destilados lige-ros, combustible diesel, gasoil, combustóleo Bunker Chasta petróleo crudo. Por supuesto, la elección del com-bustible queda determinado por consideraciones prácti-cas. Además de las restricciones de disponibilidad yprecio, la elección del combustible está sujeta a las de-mandas normales de operación de la planta respecto aconfiabilidad, duración satisfactoria del equipo y con-troles de la contaminación.

Una turbina que consume gas, podrá funcionar nor-malmente con uno que tenga poder calorífico inferiorentre 5 000 y 500 Btu/ft” esto aproximadamente. Conlos gases de Btu bajas, se reduce el flujo de aire por piecúbico de gas; la mezcla correcta del gas y el aire y laestabilidad de la llama se vuelven más difíciles. No obs-tante, las turbinas para trabajo pesado, con ciertas mo-dificaciones, pueden trabajar con gas de Btu bajas. Estosignifica que una turbina alimentada con gas puedeofrecer a una planta de procesos una gran libertad parasu operación. En la práctica, una turbina equipada conun sistema doble o triple de combustible, se puedearrancar con gas natural y, cuando lo permita laoperación de la planta, se puede pasar a un sistema degas de proceso. Esta, a su vez, se puede regresar a unsuministro de combustible de emergencia de propano odestilado ligero, con el fin de no interrumpir el funcio-namiento.

La selección de combustibles, en la práctica, está li-mitada a los destilados ligeros. Aunque las turbinas, se-gún se dijo, pueden funcionar con destilados pesados,con Bunker C o petróleo crudo, el empleo de ellos se ha-rá en circunstancias especiales, por ejemplo, en unaplanta alejada en donde no se pueden obtener los desti-lados ligeros.

Para obtener una duración razonable con combusti:bles líquidos pesados, hay que modificar la turbina yagregar instalaciones para manejo y tratamiento delcombustible. Las modificaciones incluyen diseños en lascámaras de combustión (combustores), toberas y álabes,el empleo de materiales y revestimientos especiales parael combustible que se va a utilizar y reducción en la tem-peratura máxima de combustión y en la potencia nomi-nal .

El tratamiento del combustible pesado Incluye preca-lentamiento y control del contenido de componentescorrosivos, principalmente azufre, potasio, sodio y va-nadio, dentro de los límites permitidos, en partes pormillón, de acuerdo a lo establecido por el fabricante.Cuando el contenido de componentes corrosivos es infe-rior al máximo establecido, el revestimiento protectoren la trayectoria para los gases de combustión puede darprotección adecuada contra la corrosión en caliente, quees de naturaleza química.

Sin embargo, el vanadio no se puede manejar en esaforma; a altas temperaturas se combina con los óxidosdel revestimiento protector y lo destruye. Esta corrosiónse puede controlar mediante la dosificación de aditivoscomo compuestos de manganeso, en el combustible.

Otro factor que se debe tener en cuenta es la erosiónpor la ceniza que producen los combustibles pesados du-rante la combustión. También en este caso, los revesti-mientos protectores resisten la erosión por la ceniza ydan una duración adecuada de las piezas en la trayecto-ria de los gases calientes.

Además de producir la erosión, las cenizas tienden aformar depósitos y a crear serios problemas en el proce-so, que incluyen reducciones en la eficacia del enfria-miento por aire, porque obstruyen las aberturas de en-trada y salida, y reducción en la potencia y la eficienciade la turbina. Para el control de los depósitos de cenizase utilizan aditivos en el combustible. Según sea el com-bustible que se emplee, también se puede necesitar lava-do de la turbina en forma periódica.

En resumen, el tratamiento de combustibles pesadospara las turbinas de gas es complicado y puede incluir:precalentamiento, varias etapas de lavado con agua encentrífugas y el empleo de aditivos e inhibidores. Un as-pecto importante del tratamiento es cumplir las especifi-caciones establecidas del combustible. Hay que recal-carlo porque la turbina es muy sensible al combustibleno especificado, y las consecuencias a corto plazo seránmenor duración y mayor mantenimiento.

Contaminación ambiental

El control de la contaminación con una turbina de gasen una planta de proceso está sujeto a reglamentos, asícomo a los métodos establecidos por el usuario. La con-taminación abarca dos aspectos distintos: el ruido y lasemisiones hacia la atmósfera por la chimenea.

Para cumplir con los límites de 85 a 90 dBa a 3 ft dedistancia permitidos para el ruido, se requieren silencia-dores de admisión y escape, así como casetas con protec-ción acústica. Los métodos y componentes para la dis-minución del ruido son idénticos, cualquiera que sea el

CONSIDÉRENSE LAS TURBINAS DE GAS PARA CARGAS PESADAS 211

tipo de turbina, y pueden considerarse como casi estan-darizados.

Con las crecientes exigencias del control de ruido, eldiseño y la construcción de los silenciadores y casetas oalojamientos acústicos han ido mejorando con rapidez.Los componentes para disminución de ruido en la ac-tualidad son de diseño estructural fuerte y, a menudo,del tipo de apoyo libre. Los muros exteriores se puedenhacer con placas de acero de 3/16 a ‘/q in de espesor, ylos materiales para los muros acústicos pueden ser lámi-na de acero galvanizada, de calibre grueso y perforadapara la admisión de aire y los alojamientos, salvo que lascircunstancias requieran otra cosa. Para la chimenea deescape se utilizan materiales para altas temperaturas yresistentes ala corrosión. Los materiales absorbentes delruido pueden ser lana mineral o fibra de vidrio.

Los esfuerzos para controlar las emisiones de conta-minantes por la chimenea de la turbina de gas del tipopara proceso estarán encaminados casi siempre a redu-cir la cantidad de óxidos de nitrógeno (NO,) en el es-cape. Esto se debe a que las estrictas especificacionespara el combustible, como algo adicional, eliminan lamayor parte de los contaminantes en la fuente, es decir,en el combustible antes de quemarse. Los contaminan-tes normales en el escape, como dióxido de azufre,monóxido de carbono y partículas, se controlan median-te las especificaciones del combustible y el diseño de lacámara de combustión, y no constituyen un problemaespecial. Sin embargo, no ocurre así con los NOx.

La formación de los NO, es compleja y no está den-tro del alcance de este artículo. La producción de losNOx, en pocas palabras, sufre la influencia de las con-diciones atmosféricas: se reduce cuando aumenta la hu-medad relativa y aumenta de acuerdo con la temperatu-ra de la llama y el tiempo que el combustible permaneceen la turbina. Los diversos tipos de combustibles produ-

cen diferentes cantidades de NOx, en relación una vezmás con la temperatura de la llama; algunos combusti-bles de bajo poder calorífico como el hidrógeno, puedenproducir grandes cantidades de NO,.

La emisión de NO, en el escape de la turbina sepuede controlar con la inyección de agua de calidad pa-ra alimentación de calderas en la cámara de combus-tión. Con ello, se puede reducir la temperatura de lallama y la emisión de los NO, queda dentro de los va-lores exigidos por los reglamentos o la ubicación de laplanta.

Las instalaciones de turbinas de gas, en general, sonpoco contaminantes; el control del ruido y las emisionespor la chimenea no es difícil. Si se exige el control de losNO,, éste se puede lograr con tecnología conocida.Otros beneficios son menor disipación de calor en laplanta y efluentes más limpios en la unidad de trata-miento de aguas negras.

Arranque

Para el arranque de las turbinas de gas, lo mismo queen un motor de combustión interna, se requiere unafuente exterior de potencia. Sin embargo, las secuenciasde arranque son un poco más complicadas para la turbi-na. Primero, hay que hacer girar (mediante la fuenteexterna) el compresor y establecer el flujo y presión mí-nimos del aire antes de que pueda introducirse y encen-derse el combustible. Después de la ignición, el equipode arranque debe continuar ayudando en la aceleraciónhasta que se alcanza un nivel de potencia autosostenida.En este momento, el equipo de arranque se desconectaen forma automática, y la turbina ya puede acelerarhasta su velocidad regulada.

En aplicaciones en procesos, son de gran importancialas características de la carga impulsada y la configura-

La turbina de gas tiene disposicián de arranqueielectrohidr8ulico la la derecha)

212 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

ción del árbol de la turbina. En las de un árbol, hay queacelerar la turbina y la carga hasta la velocidad en que yase tiene potencia para seguir funcionando; por tanto,hay que descargar el equipo impulsado durante elarranque. Aunque esto es práctico en sistemas de pro-pulsión de bombas y compresores de potencia baja ymediana, resulta impráctico para propulsión de bateríasde compresores de alta potencia; para esta aplicación, laturbina de dos árboles es la indicada. Con ella, es fácilacelerar la sección del gas energizado hasta que puedafuncionar por sí sola, sin interferencia del equipo impul-sado, el cual se acelera en forma automática a su veloci-dad de funcionamiento cuando la turbina ya produce lapotencia requerida.

La disposición del árbol de la turbina también deter-mina el tipo y tamaño del equipo de arranque. En laturbina de un eje, que en aplicaciones industriales es deservicio pesado, se puede utilizar una turbina de vapor,un expansor de gas, un motor eléctrico o uno diesel parael arranque. La potencia requerida puede ser del ordende 1 000 a 1 500 hp o más, según la aplicación. Para lasnecesidades normales, el equipo arrancador está conec-tado ala turbina en el lado del compresor con un embra-gue y que . desacopla al alcanzarse cierta velocidad.CuandFse emplean expansor de gas o turbina de vaporse suele utilizar un acoplamiento de una pieza para elarranque, así como para transmitir la potencia al equipoimpulsado.

En la turbina de dos árboles para trabajo pesado, elequipo para arranque es similar al empleado en la turbi-na de un árbol, aunque se requiere menos potencia. Co-mo contraste, en la turbina tipo avión, que siempre esde árboles múltiples, el equipo para arranque suele sermás compacto y ligero. Se pueden utilizar un motor dearranque por aire del tipo para motores de automóvil,un expansor de gas o un motor hidráulico, que se pue-den alimentar con el sistema de gas de la turbina, el sis-tema de aire de la planta o el sistema de lubricación.

Operación y mantenimiento

La operación de las turbinas de gas requiere que eloperador preste atención especial a todos los factores delfuncionamiento. Estos incluyen aspectos de operación ymantenimiento únicos para las turbinas de gas, comocaída de presión en el filtro de aire; silenciadores de ad-misión y escape, alojamientos acústicos con instrumen-tos para el equipo de operación y de seguridad; inspec-ción y mantenimiento de la cámara de combustión y dela sección caliente, y obstrucciones del compresor y laturbina.

Cuando se ensucia la turbina, se altera su funciona-miento, y la limpieza de las paletas y álabes del compre-sor y la turbina es muy importante. La potencia nomi-nal de una turbina está basada en su funcionamiento encondiciones limpias, que sólo ocurre en el banco depruebas del fabricante y después del reacondiciona-miento, por lo cual se puede esperar alguna pérdida derendimiento en cierto momento. Dado que el ensucia-miento de la turbina depende del combustible, el em-pleo de combustible de máxima calidad lo reducirá mu-cho.

El compresor del aire es otra cuestión. Sin que impor-te la eficiencia del filtro de aire, llegará a ensuciarse, yhay que tener control para mantener la salida de poten-cia. La reducción de eficiencia del compresor altera lasalida de potencia en una relación de alrededor de 2: 1.Esto significa que una reducción del 1% en la eficienciadel compresor reduce la salida de potencia en un 2%aproximadamente.

Los fabricantes suministran el equipo y las instruccio-nes para la limpieza. Se utilizan dos métodos: limpiezacon abrasivos y lavado. La limpieza con abrasivos sepuede hacer con la turbina en marcha, frecuentementea intervalos regulares, por ejemplo, una vez a la sema-na. La limpieza del compresor se puede hacer con laadición de cáscara de nuez o arroz desde una tolva haciala entrada de aire. Pero la limpieza con abrasivos de laturbina se requiere equipo especial, porque hay que in-yectar las cáscaras o el arroz en la cámara de combus-tión mediante toberas especiales.

Se requiere el lavado si ha entrado vapor de aceite alcompresor o se ha acumulado ceniza en la trayectoriadel gas caliente, incluyendo los inyectores de combusti-ble, cámaras de combustión (combustores), piezas detransferencia y toberas y álabes de la turbina. Una vezmás, los fabricantes tienen el equipo y los procedimien-tos recomendados. El líquido para el lavado puede seragua caliente, detergente o disolvente, según sea el tipode suciedad.

La inspección y mantenimiento de las piezas en la tra-yectoria del gas caliente son importantes para el funcio-namiento seguro y confiable de la turbina. Estas opera-ciones se facilitaron en gran medida al aparecer el Bores-cope. Con el número apropiado de orificios en los lugaresadecuados se pueden efectuar inspecciones y obtener fo-tografías sin necesidad de realizar grandes desarmes. Aluso de este aparato se le atribuye mucho más tiempo detrabajo útil y reducción en los costos de mantenimiento.

Un aspecto exclusivo del mantenimiento de las turbi-nas de gas es la facilidad para aumentar su capacidad yreconstruirlas, gracias a los adelantos en la técnica. Porejemplo, se puede aumentar la capacidad de una turbi-na que ya tenga cinco años de servicio, reemplazandolas piezas en la trayectoria del gas caliente por otras he-chas con aleaciones para temperaturas más altas, que nohabía en ese tiempo. Esto permite operar la turbina re-construida con un aumento considerable en la tempera-tura de combustión y, como consecuencia, con una me-jora apreciable en la eficiencia de operación y salida depotencia adicional.

Controles e instrumentospara seguridad

Los controles e instrumentos de seguridad de las tur-binas de gas son sistemas por completo integrados quepermiten arranque manual o por medio de botones y elcontrol del funcionamiento, la seguridad y el paro nor-mal o de emergencia. Aunque el sistema de control pue-de ser electrohidráulico, electroneumático o algunacombinación de ellos, se emplean cada vez más el siste-ma por completo electrónico de estado sólido.

CONSIDÉRENSE LAS TURBINAS DE GAS PARA CARGAS PESADAS 213

Cualquiera que sea el sistema de control, la secuenciade arranque de la turbina incluye: accionamiento delarranque para expulsar cualquier posible acumulaciónde combustible en el sistema; aceleración hasta la veloci-dad de ignición; ignición y combustión sostenida; acele-ración controlada y sincronizada, con el aumento gra-dual del suministro de combustible y temperatura deoperación, para evitar esfuerzos térmicos en las piezaspara alta temperatura; aceleración continua hasta la ve-locidad mínima del regulador (marcha en vacío) y acep-tación de la señal de carga de control del proceso delequipo impulsado, es decir, operación sobre el controldel proceso.

Aunque no es fácil de ajustar en la lista antes dada depasos, una importante función de control de arranque yde seguridad es impedir que ocurran oscilaciones o ines-tabilidad en el compresor de aire. Para ello, se monito-rea en forma continua de los flujos y presiones del airecomo función de la velocidad en operación para dar se-ñales que impidan o permitan continuar el arranque yel control del funcionamiento.

Según sean la configuración y relación de presionesdel compresor, la apertura y cierre de las válvulas decontrol de oscilaciones y la cancelación de los sistemasde control de las aspas de guía de entrada y del estatorson partes de las secuencias de arranque.

Las principales señales de funcionamiento de la turbi-/j na, además de las de control del proceso, son flujo de

aire, temperatura de operación y, en las de árboles múl-tiples, la velocidad o velocidades del generador de gas.La temperatura de funcionamiento se puede medir en laentrada o en el escape de la turbina de potencia, segúnsea el diseño. A veces puede ser difícil ,obtener señalesconfiables y correctas de temperaturas a los niveles delas mismas existentes. Un método para lograrlo es insta-lar termopares múltiples y el empleo de una señal pro-medio para fines de control. Cada termopar, para apoyoy seguridad, puede tener un interruptor de alarma y decorte, que produzca una señal de alarma cuando las lec-turas del termopar queden fuera de las tolerancias, enmás o en menos y, al mismo tiempo, desconecte este ter-mopar del sistema de control.

Además de los instrumentos convencionales para se-guridad del equipo mecánico, se utilizan instrumentosespeciales que incluyen alarmas de: a) presión diferen-cial en el filtro de aire de admisión, 6) apertura de lapuerta de implosión del filtro; c) formación de hielo. Lasseñales de vibración en la sección del generador de gasde la turbina tipo avión requieren el empleo de sondasde aceleración debido a su construcción con materialesligeros. En las turbinas de potencia y las de trabajo pesa-do, se pueden utilizar detectores de vibración por proxi-midad y de posicionamiento axial,

Las casetas acústicas para las instalaciones de turbi-nas gas incluyen una serie adicional de instrumentos deseguridad un tanto nueva para IPQ, que pueden incluiralarmas 0 paros por alta temperatura en la caseta, acu-mulación de gases, detección de llamas, detección dehumo, falla en la circulación del aire de enfriamiento,entrada de personas no autorizadas y protección contraincendios.

Potencia nominal

La evaluación de una turbina para una aplicaciónparticular empieza con la determinación de su potencianominal de acuerdo con las normas ISO (OrganizaciónInternacional de Normalización). Es la potencia nomi-nal a velocidad de diseño a nivel del mar, con la tempe-ratura ambiente a 15% y con cero caídas de presión enla entrada y en el escape.

Para obtener la potencia nominal en el lugar de insta-lación, hay que hacer varios ajustes en la especificaciónISO. En primer lugar, debido a que el compresor de airetiene capacidad volumétrica fija a una velocidad dada, ladensidad del aire se refleja en el flujo de masa en la turbi-na y, por tanto, en la salida de potencia. Por tanto, ladensidad se determina de acuerdo con la altitud y la tem-peratura ambiente. En segundo término, las caídas depresión en la entrada y escape impuestas por una aplica-ción dada, reducen la salida de potencia. En tercer lugardebe tomarse en consideración el combustible, pues lanorma ISO es para gas natural, y se tiene menos poten-cia nominal cuando se emplean combustibles líquidosdestilados y más pesados.

Además, aunque no está en relación directa con laclasificación ISO, la potencia útil se puede reducir mássi funciona a velocidad que no es de diseño y con el em-pleo de engranaje de cambio de velocidad.

La magnitud de los ajustes es función de las caracte-rísticas de diseño de la turbina. Por tanto, no es posiblerelacionar la especificación ISO con la potencia nominalen una instalación dada, sin tener datos específicos delfabricante. Sin embargo, puede observarse que, nor-malmente, mayor altitud equivale a temperaturas am-biente más bajas, lo cual permite cierta igualación de laspotencias nominales correspondientes al lugar de la ins-talación. Esto, junto con el hecho de que el usuario tien-de a asignar valores estándar a las caídas de presión enla entrada y en el escape, hace que una reducción del15% en la especificación ISO sea una atinada primeraestimación de la potencia nominal en el lugar de instala-ción en un lugar típico de E. U.

Aunque es sencillo evaluar el efecto de esos’ factores,es más difícil determinar la influencia de otras condicio-nes del lugar en la salida de potencia y operabión de laturbina. Considérese, por ejemplo, la calidad del aire;si arrastra polvo, arena o nieblas salinas, se requierenmejores filtros en la admisión, quizá dos o tres filtroscon separador de humedad, pero aumentan la caída depresión en la entrada y reducen la salida de potencia.

También puede ser necesario reducir la potencia no-minal (despotenciar) si penetran en la turbina vaporeso productos de combustión. Los vapores pueden ser deaceite y provenir de un respiradero mal instalado ern laturbina o del depósito de aceite lubricante del eq$ipopropulsado. Sin nada más, la admisión de gases de com-bustión de otros equipos de la pianta aumentag’la tem-peratura de entrada a la turbina y reducen SU potencia.

En algunos climas muy fríos hay la posibtiidad de for-mación de hielo, cuando se combinan la humedad rela-tiva y la temperatura ambiente; el hielo se nota en el la-do de corriente abajo del filtro de aire o en la campana

214 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

de entrada al compresor. En casos extremos, pueden en-trar trozos de hielo en el compresor y dañar las paletas.Para evitar este problema, se hace pasar aire caliente dela descarga del compresor a los filtros, mediante controlmanual 0 automático.

En todas las zonas de clima muy frío se puede formarhielo, lo cual ocurre a temperaturas de entre 42°F y36’F, si hay alta humedad relativa, y también influyenlas variaciones en la caída de presión en el sistema deentrada de aire.

En resumen, cuando se reduce la potencia nominalISO de acuerdo con las condiciones del sitio de instala-ción, hay que tenerlas en cuenta. La turbina se puedeensuciar por las condiciones del medio ambiente y debi-do al combustible. Hay que tenerlo en consideración yse requiere potencia mayor que la nominal para el sitiosi se quiere garantizar una operación continua de laplanta al 100% de capacidad. De hecho, en la NormaAPI 617 para compresores centrífugos de servicio gene-ral en refinerías, exige que las dimensiones de las tur-binas de vapor sean tales que desarrollen el 110% de lapotencia máxima requerida para impulsar el equipo; serequiere un margen similar en las de gas, al menos hastaque no haya normas específicas.

Evaluación de las aplicaciones

El que se emplee o no una turbina de gas en una plan-ta de proceso implica la selección de ella o de una turbi-na de vapor con condensación. La turbina de vapor decontrapresión no tiene competidores.

Los aspectos principales al evaluar la turbina de gaspara esa instalación son, por orden de importancia des-de el punto de vista de la operación: 1) confiabilidad me-cánica y facilidad de operación, 2) suministro de com-bustible, 3) recuperación de calor, 4) sistema de energíay balance de potencia de la planta; 5) economía de ope-ración, y 6) costo de la inversión.

Confiabilidad mecánicay facilidad de operación

La IPQha tenido experiencia satisfactoria con las tur-binas de gas bien seleccionadas, de la potencia adecuaday con buena instalación y mantenimiento. De hecho, laturbina de gas se considera igual que cualquier otro mo-tor primario en estos aspectos. Resulta interesante hacernotar que los sistemas de turbinas por completo automá-ticos para el arranque, control y paro, se consideranventajosos para muchos usuarios.,r.&Ip aspecto en el que la turbina de gas es inferior a

1% i&vapor, es en la flexibilidad respecto a la velocidad.. .ación de la turbina de gas a velocidad menor que

o reduce la potencia y eficiencia. Sin embar-de dos árboles disminuye estos inconvenien-o, y en muchas aplicaciones en compresoress de presión lija, como las de amoniaco, me-

mo, entre muchos otros, se ha dado demasia-da importanc& al requisito de una amplia gama de velo-cidades. .‘

Suministro de combustible

La necesidad de combustibles de máxima calidadpuede ser una limitación en el empleo de la turbina.Hay que evaluar el suministro, proveedor y precio yconsiderar los futuros cambios en la oferta y en los re.glamentos gubernamentales. En muchos casos, la capa-cidad de la turbina para funcionar con doble o triplecombustible puede ser factor decisivo. Sin embargo, laselección y suministro del combustible quedan fuera delalcance de este artículo.

En una planta ubicada en un campo de pozos de gaso construida para aprovechar una fuente particular deenergía, sale sobrando considerar el asunto. Hay un ca-so similar cuando en una planta se produce algún gascomo subproducto, de poco o ningún valor comercial yque debe quemarse en ella.

Recuperación de calor

Para compensar el costo del combustible, en casi to-das las instalaciones de turbinas de gas hay un sistemapara recuperación de calor de los gases de escape que,por fortuna, se puede incluir en muchas plantas de pro-ceso. Ejemplos importantes son las calderas y calentado-res. Se puede sustituir el vapor por los gases de escape,como fuente de calor para los equipos como los rehervi-dores y en procesos en donde se utiliza aire caliente parala cura o el secamiento. Hay que investigar el aprove-chamiento del calor del gas de desecho.

Sistemas de energía y balancede potencia de la planta

Una vez determinado el combustible y establecida laposibilidad de recuperación de calor, hay que verificarla aplicación de la turbina de gas mediante un balance deenergía de toda la planta. Esto requiere la consideraciónde lo siguiente: entrada de vapor al proceso, vapor gene-rado por el proceso, vapor generado por las calderas decombustión, entrada total de energía (combustible y elec-tricidad) en la planta; disipación de calor a la atmósferay en el agua de enfriamiento, volumen de circulación deagua de en.friamiento y potencia mecánica requerida pa-ra compresores, bombas, generadores, etc.

Cuando se tienen todos esos datos, las turbinas de va-por pueden destinarse para utilizar todo el disponible ylas turbinas de gas se pueden emplear para el balance delas necesidades de potencia mecánica, en forma cohe-rente con las posibilidades de recuperación de calor.

Si la turbina de gas es la indicada, quedará de mani-fiesto en una reducción real en las necesidades de ener-gía de la planta. Además, aparte del menor consumo deenergía, se logran otros beneficios, como menos necesi-dades de tratamiento de agua para calderas y enfria-miento, menor circulación de agua de enfriamiento ymenor contaminación ambiental.

CONSIDÉRENSE LAS TURBINAS DE GAS PARA CARGAS PESADAS 215

Costo de inversión

Se debe estimar el costo de inversión para configura-ciones alternas al decidir si se utiliza la turbina de gas.Aunque los costos directos de turbinas de gas y vapor,calderas con combustión y por recttperación de calor,condensadores, bombas para condensado, etc., se pue-den estimar con precisión, los incrementos en costos sonotra cuestión. Incluyen los gastos en calderas, torres deenfriamiento, instalaciones para tratamiento de agua,sistemas de distribución de vapor y agua de enfriamien-to, protección ambiental y el costo de instalación. Hayque hacer estos cálculos en forma objetiva y no a lal igera .

Aunque ese análisis es muy completo y puede parecercomplicado, hay muchos ejemplos de turbinas en la IPQcon resultados satisfactorios. Considérese por ejemplouna planta para amoniaco, en la cual el proceso generasuficiente vapor a alta presión para la turbina de vaporde gas sintético, de alta potencia con extracción y con-densación que, a su vez, provee vapor a baja presión alreformador de gas sintético y el vapor necesario paraequipo mecánico auxiliar. El balance de energía lo com-pleta una turbina de gas que mueve el compresor de airede proceso y suministra aire caliente para el horno delreformador, con una recuperación de calor de casi10070.

Además, en la IPQse utilizan muchas turbinas de gaspara generación de energía eléctrica y cogeneración deelectricidad y vapor.

Resumen

Las turbinas de gas han alcanzado un alto grado deperfeccionamiento, y hay un número incontable de ellas

instaladas en todo el mundo. Son unidades motrices in-’tegrales para plantas de proceso. Si se combinan con la

recuperación de calor, permitirán ahorros en los costosde operación y se reducirá la contaminación. Sin embar-go, para tener una instalación adecuada, hay que reco-nocer todos sus factores exclusivos desde el principio delproyecto en lo tocante a ingeniería, distribución física dela planta, instalación, operación y mantenimiento.

Referencias

1. Keenan, J. H., and Kaye, J., “Gas TabIes,” John Wiley, & Sons, New York,1948.

2. Keifer, P. J., Kinney, G. F., and Stuart, M. C., “PrincipIes of EngineeringThcrmodynamics,” 2nd ed., .John Wiley & Sons, New York, 1954.

3 . “APT Standard 614, L~br+&n, Shaft Sealing, and Contfol Oil SystTms for~~~1 Purpose Apphcatmns,” American Petroleum Instltute, Washmgton,

4. “API Standard 616, Combustion Gas Turbines for General Refinery Serv-ices,” Ameritan Petroleum Institute, Washington, 1968.

5. “API Standard 617, Centrifuga1 Compresson for General Refinery Serv-ices,” 4th ed., Ameritan Petroleum Institute, Washington, 1979.

El autor

Kai Molich es ingeniero princi-pal de maquinaria en C.F. Braun &Co., 1000 South Fremont Avenue,Alhambra, CA 91802. Desde hace25 años se ha especializado en ma-quinaria rotatoria de gran tamañopara las industrias petrolera y pe-troquímica. Tiene maestría en inge-niería por la Universidad Técnicade Dinãmarca y Diplomados de In-geniería Naval y Eléctrica por la Es-cuela de Ingeniería Naval, en Co-penhague. Es ingeniero profesionalr e g i s t r a d o e n C a l i f o r n i a , N u e v aYork y Ohio e ingeniero naval conlicencia.

Eficiencia de la turbinadeterminada concalculadora programableLos datos disponibles, los requisitos del proceso, las características de la turbina yun programa de calculadora ofrecen, en la etapa de diseño, los medios para hacerestimaciones exactas del consumo de vapor de las turbinas.

Ronald P. Lapina, Consultor

Un enfoque razonable para estimar la eficiencia de lasturbinas de vapor resultará valioso para el ingeniero deproceso. Hasta hace muy poco, las estimaciones de laeficiencia de las turbinas han sido más empíricas quecientíficas, y los ingenieros por lo común tratan de en-contrar una aplicación anterior similar para consultarla.

Si no se conoce la cantidad de vapor requerida por ca-da turbina, la determinación del balance de vapor puedevolverse un trabajo inútil. En este artículo se intenta lle-nar el hueco entre lo empírico y lo científico presentan-do un procedimiento con calculadora que debe suminis-trar los consumos de vapor con una aproximación del+lO% respecto a los en realidad requeridos.

La turbina de vapor

Una turbina de vapor convierte la energía potencialdel vapor a altas temperatura y presión, mediante unaserie de pasos de expansión, en energía mecánica quese puede utilizar para impulsar equipo rotatorio. Esto seilustra con el tamaño creciente de la trayectoria del va-por desde la entrada hasta la descarga (izquierda a dere-cha en la Fig. 1). En este caso, la energía potencial delvapor se convierte en un chorro de alta velocidad en to-beras estacionarias; el chorro se dirige hacia una hilera

Adaptación hecha de un libro previo del autor de este artículo titula-zaAL’,I,-59 Manual for Estimating Centrifugal Compressor Perfor-

, Process Compresor Technology, Vol. 2, 01983 por GulfPublishing Co., Houston, Tex.; todos los derechos reservados.

de paletas movibles que convierten la energía cinéticadel chorro en energía mecánica.

Se utilizan dos tipos de etapas para esa conversión:etapas de impulsión o acción y etapas de reacción.

Fig. 1 Trayectorias del vapor en una turbina deetapas múltiples

EFICIENCIA DE LA TURBINA DETERMINADA CON CALCULADORA PROGRAMABLE 217

Estacionarias

m Rotatorias ,,/’.,’

Longitud de la trayectoria d e l vapor -

Fig. 2 Flujo del vapor en las etapas de impulsión

En las etapas de impulsión, la expansión del vapor sóloocurre en las toberas estacionarias, y la energía ciné-tica creada por esa expansión hace girar una hilera deálabes rotatorios. La presión del vapor permanece cons-tante y su velocidad, con relación a los álabes, se reduceconforme avanza a lo largo de la hilera de paletas rota-torias.

22 100

f 8 0fn

.B 3 -; 6 0$2 B=$F 4 0$ fj $

g 8.;alu; 20$j:92

mmggr

8

E 1 00.01 0.02 0 .04 0.10 0.20 0 .40 1.00

Razón de velocidades, V,az =. u/C

Fig. 3 Eficiencias básicas de las etapas de turbinasde vapor

En las etapas de reacción, la expansión del vapor ocu-rre tanto en las hileras de paletas estacionarias, como enlas hileras de las rotatorias. La presión del vapor se re-duce y su velocidad con relación a las paletas, aumentaa medida que avanza por la hilera rotatoria.

Dado que casi no existe caída de presión en las hilerasrotatorias de las turbinas de impulsión, éstas se caracte-rizan por sus bajas cargas de empuje. Por otra parte, lasturbinas de reacción tienen elevadas cargas de empuje,por la caída de presión en las hileras rotatorias. Las tur-binas de impulsión pueden extraer más energía del va-por por hilera que en las de reacción, por lo cual puedenser más cortas y fuertes. Sin embargo, las etapas en lasde reacción son más eficientes.

La mayor parte de las turbinas que se fabrican en Es-tados Unidos son de impulsión; por tanto, en el resto dearte artículo sólo se hará referencia a ellas.

Tipos de etapas de impulsión

Las turbinas de vapor de impulsión tienen dos tiposde etapas o pasos:n Etapa de dos hileras o Curtis, llamada también

etapa compuesta respecto a la velocidad.H Etapa de una hilera o Rateau, llamada también

etapa compuesta respecto a la presión.L

1etapa Curtis consiste en una hilera de toberas esta-

cion rias seguida por uná hilera rotatoria de álabes, unahilera estacionaria de álabes inversores y, por último,una segunda hilera de álabes rotatorios. En la figura 2

218 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

se ilustran los perfiles de velocidad y presión del vaporde la etapa Curtis en una turbina que tenga etapas Cur-tis y Rateau.

La etapa Rateau consiste en una hilera estacionariade toberas seguida por una sola hilera rotatoria deálabes. En la figura 2 se muestran los perfiles de veloci-dad y vapor para esas etapas.

La etapa Curtis puede extraer más energía del vaporque la Rateau. Las turbinas con etapas Curtis son máscortas y más fuertes. La etapa Rateau produce mayoreficiencia.

La turbina de una etapa para uso general, casi siem-pre incluye una sola etapa Curtis; las de etapas múlti-ples, por lo general, tendrán etapas Rateau. Cuando laenergía del vapor entre las condiciones a la entrada yla salida es demasiado alta para un número razonable deetapas Rateau, a menudo se utilizan una o dos etapasCurtis en el extremo delantero, o sea en la entrada, paraextraer suficiente energía y mantener una longitud razo-nable de la turbina. Esta opción se ilustra en la figura 2.

Para sencillez, supóngase que las turbinas tienen lassiguientes etapas:n Una etapa: una etapa Curtis.n .Etapas múltiples: todas las etapas son Rateau.

Energía y eficiencia enlas turbinas de vapor

La eficiencia básica de una turbina de una etapa esfunción de la relación (razón) de velocidades (Fig. 3).La razón de velocidades se define con:

v,a, = u/c (1)

La velocidad de las paletas, u, se expresa con:

u = N?rd,/720 (2)

La velocidad teórica, C, del vapor en función de ladiferencia isoentrópica disponible en entalpía y del nú-mero de etapas, N,. La diferencia isoentrópica, Ah,, enentalpía se define como la entalpía a la presión y tempe-ratura de entrada del vapor menos la entalpía a la pre-sión de escape y la entropía en la entrada, o sea:

Ah,=h, -h~>s (3)

Entonces, la velocidad teórica del vapor es:

C = 224VAh, por etapa (4)

Después de considerar la caída de presión en laválvula del regulador se alterarán ligeramente las ecua-ciones (3) y (4).

Caída de presión en el regulador

La diferencia principal entre las turbinas de válvulasencilla y de válvulas múltiples es la caída de presión, o

sea la pérdida de energía útil en la válvula del regulador.El regulador de válvulas múltiples tiene menor caída depresión que el de una sola. válvula. Debido al efectode Joule-Thomson, la entalpía corriente abajo de la vál-

Tabla I Dihmetros de ruedas y velocidadesnominales para turbinas de vapor

Una etapa Etapas múltiples

Velocidad, Dihmetro, de, Velocidad, Di&metro. de,

N. rpm in N. rpm in

6,000* 1 5 12,000 1 56 , 0 0 0 - 2 0 8 , 5 0 0 2 0

5 , 0 0 0 2 5 6 , 8 0 0 2 5

4 , 0 0 0 3 0 5 . 7 0 0 3 0

4 . 8 0 0 3 5

_ 4 , 2 5 0 4 0

“Para turbinas de una etapa y velocidades dentro de los límites de 6 000 rpm. sedebe considerar rueda de 15 in para potencia requerida hasta de 200 hp y la ruedade 20 in para potencia requerida mayor de 200 hp.

Tabla II hdices para clasificación de turbinas devapor

Tipo de turbina

Una etapa y de etapas múltiples de válvulasencil la, con contrapresibn

Una etapa y de etapas múltiples de válvulasencilla, con condensación

Válvulas múltiples, de etapas múltiples, concontrapresión

Válvulas múltiples, de etapas múltiples, concondensación

hdice

1

2

3

4

vula del regulador es igual que corriente arriba, pero lapresión corriente abajo es menor.

Si se examina un diagrama de Mollier para el vapor,se encontrará que la diferencia isoentrópica en la ental-pía si se parte de la presión más baja corriente abajo dela válvula es menor de la que se tendría si se parte de lapresión corriente arriba, porque la presión de escapese fija. Además, cuanto más alta sea la caída de presiónen la válvula, menor será la diferencia isoentrópica dis-ponible en la entalpía para tener potencia útil.

La entalpía isoentrópica en el escape resultante de lapresión corriente abajo de la válvula del regulador se de-fine como h

Ah:=hl -he: (5)

C = ?24v& por etapa (6)

Se utilizará la ecuación (6) para determinar la razónde velocidades.

Para determinar la presión corriente abajo de la vál-vula del regulador, se debe conocer o’suponer la caídade presión en ella. La caída de presión en un regula-dor de válvulas múltiples es del orden del 5 % de la pre-sión de entrada del vapor. En el regulador de una váJvu-la, incluso en la turbina de una etapa de uso general, esacaída es de alrededor del 8%. Con estos valores se pue-den lograr estimaciones útiles.

EFICIENCIA DE LA TURBINA DETERMINADA CON CALCULADORA PROGRAMABLE 219

Algoritmo del programa para estimar con exactitud la eficiencia, el caudal de vapor, consumo de vapor y entalpía

2 2 0 MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR Y DE GAS

les

EFICIENCIA DE LA TURBINA DETERMINADA CON CALCULADORA FiOGRAMABLE 221

Número de etapas de la turbina

Dado que se conoce el número de etapas en una turbi-na de una etapa, se puede determinar de inmediato lavelocidad teórica del vapor, que llevará a la razón de ve-locidades y a la eficiencia básica (Fig. 3).

En una turbina de etapas múltiples no se conoceránel número de etapas ni la razón de velocidades. En estecaso, se puede hacer una conjetura inicial de la razón develocidades y establecer la definitiva después de calcularel número de etapas. En la figura 3 se encuentra que laetapa Rateau tiene la eficiencia pico con una razón develocidades de alrededor de 0.45; por tanto, se puedesuponer una razón inicial de velocidades de 0.45, y conella se puede estimar el valor de Ah, por etapa y calcu-lar el número de etapas con:

hl - h;,Ns = Ah: por etapa (7)

Después de realizar las operaciones en la ecuación(7), debe redondearse el resultado al número entero deetapas inmediato inferior iPor qué el inferior? La turbi-na más eficiente para trabajar en condiciones que no sonlas de diseño, es la que se selecciona a la izquierda delpunto de máxima eficiencia (Fig. 3), porque conformese la estrangula para tener menor caballaje, se aumentala razón de velocidades. Si se selecciona una turbina ala izquierda del punto de máxima eficiencia, la efkien-cia básica aumentará con la estrangulación. A la inver-sa, si se selecciona una turbina a la derecha del puntomáximo, la eficiencia se reduciría con rapidez con la es-trangulación.

Una vez que se conoce el número de etapas, es posiblecacular la razón real de velocidades y determinar la eti-ciencia básica con la figura 3.

Eficiencia básica

Si se quiere establecer un programa para calculadora,hay que hacer un ajuste de curvas en la figura 3. Paraello, se dividen las curvas en varias rectas. Las ecuacio-nes resultantes para ajuste de las curvas son:

Etapa Curtis:

V,“, 1 0.2: -t,b = 0.6 (8)0.2 > v,*, 2 0.09: ,,b = 1 .359(vraz)o.508 (9)v,;* < 0.09: ,,b = 3.68(1/‘,,,)‘.“* (10)

Etapa Rateau.

v,a* 2 0.4: ,,b = 0.85 (11)0.4 > Vm, sr 0.25: 776 = 1 .277(V,o,)“.444 (12)0.25 > V,,, 2 0.125: r]b = 2.055(V,a,)“.7s7 (13)V,a, < 0.125: 776 = 3.01 l(v,,)“~g71 (14)

Quizá no se necesiten las ecuaciones (13) y (14), por-que la razón de velocidades para las etapas Rateau serámenor que 0.45, debido al redondeo al número enteroinmediato inferior de etapas.

Hay que hacer cierta reducción en la eficiencia básicapara tener en cuenta las pérdidas en la trayectoria delvapor en la turbina. Una buena regla empírica sería re-ducir la eficiencia de las curvas en un 6% en todas lasturbinas, excepto en la de etapas múltiples sin conden-sación, en la cual 12% sería un mejor valor.

Ya conocida la eficiencia, se puede determinar la en-talpía en la descarga con:

h2 = h - qc(hl - U

Eficiencia de la turbinay consumo del vapor

(15)

La eficiencia de la turbina debe estar en relación conla entalpía real en la entrada, corriente arriba de la vál-vula del regulador. Además, en esta eficiencia se debentener en cuenta las pérdidas mecánicas. Se puede supo-ner que estas pérdidas son del orden del 2 % ; por tanto,

y el consumo de vapor se calcula con:

CV=2.545

rru(hl - h2s)

(16)

Entonces, el caudal (gasto) requerido de vapor es:

G = (CV)(POT) (18)

Enfoque del programa

Se puede diseñar un programa para calculadora a finde considerar las turbinas de etapa sencilla y de etapasmúltiples, con condensación y sin ella, es decir, con pre-siones de escape inferiores y superiores a la atmosférica,respectivamente, y los reguladores de válvula sencilla yde válvulas múltiples.

El programa se puede crear para incluir los ajustes decurvas antes descritos para las curvas de eficiencia bási-ca de las etapas Curtis y Rateau (Fig. 3). El programaserviría para calcular y presentar los resultados de lasecuaciones (l), (2), (5) y (6) y utilizarlos para calculary exhibir los resultados de las ecuaciones (7) y (15) hasta(18).

Para ejecutar un programa de este tipo, se necesitaríalo siguiente:

Presión de entrada, P,Entalpía de entrada, h,Entalpía isoentrópica en el escape basada en P,, h,,Entalpía isoentrópica en el escape basada en pí, h;,Diámetro exterior de la rueda, d,Velocidad de rotación, NSalida de potencia requerida, (POT).La entalpía de entrada, h, se podría obtener con un

diagrama de Mollier para el vapor, al situar la presióny temperatura de entrada del vapor en la turbina.

Se podría obtener la entalpía isoentrópica en el escapebasada en P,, hzl, si se sigue una línea de entropía

MOTORES PRIMARIOS: TURBINAS DE VAPOR ‘/ DE GAS

.

constante en el diagrama de Mollier, a partir del puntode presión y temperatura de entrada hasta la presión deescape de la turbina.

Una vez que se conoce la presión corriente abajo dela válvula del regulador, Pi se podría determinar la en-talpía isoentrópica, h;, en el escape si se sigue una líneade entropía constante desde el punto del estado, corrien-te abajo de la válvula del regulador, definida por h, yP;, hasta la presión en el escape.

El diámetro exterior de la rueda se obtiene con el fa-bricante. Para estimaciones generales, se podría utilizarla tabla 1, si se tiene en cuenta que la velocidad, por logeneral, la determinará el equipo impulsado, salvo quese utilice engranaje de cambio de velocidad. Al seleccio-nar un diámetro en la tabla 1, hay que utilizar la veloci-dad más cercana que se encuentre en ella. Después, seutiliza este diámetro junto con la velocidad real requeri-da por el equipo impulsado.

Cuando se estima el diámetro de la rueda con la tabla 1,se debe tener presente que:

1. Los diámetros reales y límites (rango) de velocida-des en que se utilizan las ruedas variarán según el fabri-cante de la turbina. La tabla 1 se debe considerar comotípica.

2. Un fabricante puede seleccionar una rueda de diá-metro más pequeño y utilizar más ruedas en vez de unade diámetro grande y menos número de ellas por mu-chas razones. Por ejemplo, para aplicaciones de bajo ca-ballaje y alta energía, el flujo de vapor requerido podríaser demasiado bajo para utilizarlo con anillos de toberascon arco de admisión de alto porcentaje. La eficienciade las etapas es función del arco de admisión. Una rue-da de diámetro más pequeño puede aumentar ese arcoy se tendrá una eficiencia mayor de la etapa.

3. El efecto más grande del diámetro seleccionado enlas turbinas de etapas múltiples se tendrá en el númerocalculado de etapas, porque se tratará de establecer unarazón de velocidades cercana a 0.45. Cualquier efectoen la eficiencia o en el consumo de vapor será insignifi-cante.

Para hacer más adaptable el programa, se debe in-cluir un índice del tipo de turbina, por ejemplo, de

válvula sencilla y contrapresión; de válvula sencilla concondensación; de válvulas múltiples con contrapresión,y de válvulas múltiples, con condensación. Este índicese presenta en la tabla II.

Programa para calculadora

Con las ecuaciones y los enfoques analizados se puedeescribir un programa para calculadora con el que se esti-maría el número de etapas, la eficiencia de la turbina,el consumo de vapor, la entalpía en la descarga y el flujorequerido de vapor para turbinas de una o de múltiplesetapas, con condensación y con contrapresión. Este pro-grama se ilustra en la figura 4.

Referencias

1. Bergeron, W. L., “Steam Turbines,” Reprint 174, Elliott Co., Jeannette,Pa., April 1977.

2. Turbine Seminar, Elliott Co., Jeannette, Pa.3. Lapina, R. P., “TI-59 Manual for Estimating Centrifuga1 Compressor

Performance,” Process Compressor Technology, Val. 2, Gulf Publishmg Co,Houston, Ta., 1983.

4. Skrotzki, B. G. A., Steam Turbines, reptint, Power, June 1962.5. Gartmann, H. (editor), “Delaval Engineering Handbook,” 3 r d e d . ,

McGraw-Hill, New York, 1970.

Ronald P. Lapina, (3102 Ho-Ilow Circle, M i s s o u r i C i t y , T X77459), t raba jó muchos años enElliott Co., fabricante de compreso-res centrífugos y turbinas de vapor.En esta compañía desempeñó car-gos relacionados con ingeniería deaplicaciones, servicio y de campo,así como en mercadeo. También es-tuvo empleado en Procon Interna-tional, como ingeniero mecánicoprincipal, encargado de especificary evaluar equipo mecánico. Tienelicenciatura en ingeniería aeroespa-

cial y maestría en ingeniería mecánica, ambas por la Universidad dePittsburgh, y es ingeniero profesional en Texas.

.

Sección VIIUnidades motrices de

velocidad ajustable

Selección de unidades motrices de velocidad ajustable

Selección de unidadesmotrices de velocidad ajustab

Cinco tipos de unidades motrices de velocidad ajustable predominan en lasplantas de proceso.

ca de estado sólido. Está ganando uso cada vez más extenso porque ahorraenergía.

CC de estado sólido. La unidad motriz que es todavía la más común en laindustria en general.

Mecánica. La respuesta más sencilla en muchas operaciones que requierenvelocidad variable.

Electromecánica. La elección en algunos servicios es donde es crítico uncontrol preciso para cambio rápido de velocidad.

Fluida: Una unidad motriz muy resistente para manejar cargas grandes.

Cada tipo tiene sus ventajas que lo hacen el más idóneo para una aplicaciónparticular. En este artículo se presentan orientaciones para seleccionar la unidadmotriz adecuada de velocidad ajustable para diferentes requisitos.

Thomas R.. Doll, Reliance Electric Co.

En las plantas de proceso se han adoptado nuevosconceptos para reducir el consumo de energía. Los cre-cientes costos de la energía, por ejemplo, han ocasiona-do que se dé mayor importancia a la eficiencia de lossistemas de unidades motrices.

En el pasado, el flujo de los líquidos de proceso, porlo general, se regulaba con estrangulación, en donde sehacía funcionar la bomba a su plena velocidad constantey se restringía el flujo con una válvula de control paravariarlo. Pero esto desperdicia energía.

Muchas bombas centrífugas, compresores, soplado-res y ventiladores en las plantas de proceso tienen requi-sitos de carga con fluctuaciones, pero sus unidadesmotrices son de un tamaño adecuado para la máximademanda; aunque, como se indica en la figura 1, esa de-manda sólo ocurre durante una pequeña parte del tiem-po total de funcionamiento. El control del flujo con unaválvula, registros, aspas o acoplamientos deslizables escomo manejar un automóvil con el pedal del aceleradora fondo y, luego, ir aplicando los frenos y oprimiendoa medras el pedal del embrague para regular la veloci-dad.

Los cuadros o bucles para control del proceso se con-trolan, cada vez más, con unidades motrices de veloci-dad ajustable, en especial las de ca de estado sólido, por-que ofrecen la capacidad de control del consumo deenergía en la máquina motriz como se indica en el re-cuadro de esta página y funcionan con seguridad en at-mósferas peligrosas. Además, pueden responder a unaserie de sensores que pueden cambiar su velocidad enproporción con las señales de los sensores producidaspor variables como son temperatura, presión, nivel,densidad o viscosidad.

Ti os básicos de unidades motrices deve ocidad ajustableP

Las unidades motrices de velocidad variable en lasplantas de proceso son muy amplias. Muchos tipos debombas (centrífugas, de desplazamiento positivo, detornillo, etc.) y ventiladores (enfriamiento de aire, to-rres de enfriamiento, calefacción y ventilación, etc.) asícomo mezcladoras, transportadores, secadoras, calan-

226 UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD AJUSTABLE

drias, trituradores, ciertos tipos de compresores y sopla-dores, agitadores y extruidores se impulsan a velocidadvariable con unidades motrices de velocidad ajustable.

Muchas de las unidades motrices de velocidad va-riable en las plantas de proceso son de menos de 500 hp.Dentro de este grupo hay cinco tipos principales: ca deestado sólido, CC de estado sólido, mecánicas, electrome-cánicas y fluidas.

Debido a que las unidades motrices de ca y CC alteranla velocidad de funcionamiento del motor primario, sonlas preferidas cuando el ahorro de energía es una consi-deración primordial. Sin embargo, los otros tipos deunidades motrices tienen cualidades que las hacen ade-cuadas para ciertas aplicaciones.

Las unidades motrices mecánicas con bandas (co-rreas), sencillas y poco costosas, tienen funcionamientosuave y pueden absorber cargas de choque considera-bles. Además, el mantenimiento es sencillo. Dentro deuna gama limitada, las bandas pueden funcionar con re-ducción continua. Como son ligeras de peso, se utilizancon frecuencia en equipo móvil como las revolvedorasde concreto (hormigoneras) portátiles.

En aplicaciones en donde se requieren cambios preci-sos y rápidos en la velocidad, son adecuados los embra-gues electromecánicos. Los mecanismos de control deellos son muy adaptables para entradas relacionadas conel proceso. Al variar el deslizamiento, las unidades mo-trices electromecánicas producen control indirecto dealgunas variables como son velocidad, posición y poten-cia.

El motor eléctrico de rotor devanado es similar al deinducción de ca, excepto que el rotor tiene devanados

conectados con tres anillos colectores (deslizantes o ro-zantes). El control externo de la resistencia en los circui-tos de rotor y arillos colectores permite que el motorfuncione como unidad motriz de velocidad variable.Cuando se aumenta esa resistencia se reduce la veloci-dad del motor, porque la corriente enviada a través delos resistores se convierte en calor, que se disipa comopérdida por deslizamiento.

.

Los embragues de corriente parásita son los más co-munes en las unidades motrices electromagnéticas develocidad ajustable. Permiten un control preciso del par(torsión) y son de larga duración cuando son de acopla-miento directo, sin bandas.

Las unidades motrices hidroviscosas son ideales paraaplicaciones que deben ser de funcionamiento continuoy de alto caballaje. Pueden funcionar en lugares congrandes variaciones de temperatura y en donde hay par-tículas abrasivas. Otra ventaja de dichas unidades hi-droviscosas y de todas las fluidas es su seguridadinherente. Debido a que el par se transmite por mediodel líquido, no hay piezas deslizables que produzcanchispas y el funcionamiento es muy suave.

Criterio del factor de carga

El procedimiento de selección de la unidad motrizideal en una aplicación particular es muy complejo. Nosólo se debe tener en cuenta la resistencia física, adapta-bilidad del control, eficiencia, costo inicial, duración útily ambiente, sino también el tipo de carga.

Muchas aplicaciones quedan en la categoría de parvariable, por ejemplo, las bombas centrífugas y los ven-

Las caracteristicas de rendimiento v funcionamiento de las unidades de velocic

SistemaTipo de

Estado sólido Electromechica

unidad motriz Embrague de corriente Motor de rotor deventEktrica, ca Elhtrica, CC parhita

Potencia máxima, hp 500+ 500+ 500+ 500+Reduccibn máxima >lO:l Infinita 5:l InfinitaRegulación de velocidad, % 0 . 5 1 .o 3a5 2a5Eficiencia total* , t

Par constante 9 9 8 8Par variable 8 8 5 5

Confiabilidad” 9 9 7 8Facilidad de mantenimiento* 9 9 7 7Comple j idad tt 1 0 8 7 7Forma de control Cuadro abierto, operador Retroalimentacibn del Cuadro cerrado Cuadro cerrado, manu’

remoto tacómetro, operador remoto

Características defuncionamiento

Mínimo mantenimiento; gran Buena respuesta a baja Capacidad para par variable Estable hasta 58% deeficiencia velocidad, ubicación precisa, velocidad nominal

mantenimiento moderado

Aplicaciones Donde el mantenimiento es Cuando se necesita gran Venti ladores Bombas grandes, altasdifícil y la energía muy control en ampl ia gama de cargas de inerciacostosa velocidad y las chispas no

son peligrosas

* Escala de calificación: 10 = la mejor, 1 = la peor.En unldades que no sean el6ctricas. la eficiencia totat incluye al motor de induccih

tt Los números bajos son más deseables en esta categoría.

SELECCl6N DE UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD 227

El volumen de las bombas y ventiladores centrífugosestá en relación exponencial con el caballaje del motor.

La primera gráfica indica que la relación entre el flujoy la velocidad del motor es lineal; cuando se necesitamás flujo, se logrará con un aumento proporcional en lavelocidad del motor.

La segunda gráfica indica que la presión en la tuberíaaumenta en relación con el cuadrado de la velocidad delmotor. La tercera gráfica indica que la potencia requeri-da en el motor aumenta en relación con el cubo de la ve-locidad del motor.

Esta tabla demuestra la gran reducción en la potenciarequerida cuando disminuye el flujo. Por ejemplo, al re-ducir el flujo en 20 % baja en proporción la velocidad delmotor, pero la potencia requerida disminuye en 49 %.

Velocidad, % Flujo, %

1 0 0 1 0 09 0 9 080 ao70 706 0 6 05 0 5 04 0 4 03 0 3 0

Cabal la jerequerido, %

1 0 07 3513 42 21 3

63

1 0 0

80

’ 6 0õ2 4 0

2 0

0rpm %

0 0 - aR loo-

80 -

6 0 -

0 2 0 4 0 6 0 80 1 0 0 0 2 0 4 0 6 0 ao loorpm, % rpm. %

Fig. 1 Relación entre flujo y potencia: la clave para ahorrar energía

Pjustable son la guía para seleccionar la unidad adecuada

Mechica

Banda de caucho Cadena met4lica Bloques de madera

Flu ida

Hidrodinhmica Hidroviscosa

1 0 0 1 0 0 2 0 5oot 5oot1O:l 6:l 12:l 3:l 2O:l2a5 0 . 5 a 2 3a5 3.5# 3

4 86 77 69 61 3

Veumático, manual, electrice, Manual, hidráulico,:ornillo Vernier to rn i l l o Vern ie r

47682

Torn i l l o Vern ie r

7 75 58 98 9a 9

Manual o remoto con el Variacibn mecán ica deángulo de tubo recolector distancia entre discos

Protecc ión cont ra sobrecarga Compacta, sin protección Gran protecc ión para B a j a e f i c i e n c i a a b a j a Transición suave en cambiosf a tascamien to para sobrecarga sobrecarga y atascamiento; velocidad; buena para de ve loc idad

par e levado cargas verticales altas

Transpor tadores , bombas Transportadores,vent i ladores ’y bombas

Tr i tu radoras , mezc ladoras Motores con engranes, Bombas para lodos ,compresores, molinos de oleoductos y buques;bolas, transportadores, ventiladores y transportadoresquebradoras, separadores grandes

t tLos números bajos son mas deseables en esta categoría. # Regulación muy deficiente a bajas velocidades.

UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD AJUSTABLE

tiladores. El par aumenta por el cuadrado de la veloci-dad (véase la segunda gráfica de la Fig. 1). Las unidadesmotrices que se suelen seleccionar son mecánicas y eléc-tricas.

Los equipos como bombas de tornillo, bombas de lo-dos, transportadores y extruidores requieren par cons-tante en la unidad motriz para mantener una salida

Unidad motriz de ca de estado sólido

Ésta consta de un motor y controlador que procesa lacorriente de la línea de modo que se pueda variar la ve-locidad de rotación del eje del motor según los requisitosde funcionamiento.

Hay dos tipos básicos disponibles: de corriente alter-na y de corriente continua. En la actualidad el mayornúmero de unidades motrices en la industria total sonlas de CC. Hasta hace poco, los tipos de ca no eran com-petitivos en costo con los otros tipos, en particular los deCC debido a la compleja tecnología para variar la veloci-dad de un motor de ca. Pero los adelantos en los últimosaños han permitido importantes reducciones en los cos-tos y se renovó el interés por las unidades motrices deca (véase el recuadro siguiente).

Aunque los controladores de frecuencia variable soncomplejos, los motores de ca no lo son y esta sencillezbásica de los motores de ca hizo que los diseñadores pu-dieran mejorar el rendimiento de esos sistemas de con-tro l .

El motor de ca es más ligero, pequeño, fuerte, menoscostoso y se obtiene con más facilidad que los de CC. No

Ahorro de kilowatts

Gran parte del interés de las unidades motrices deca es por los grandes ahorros potenciales de energía.La razón es sencilla: hay más motores de ca parabombas, vetiladores, compresores, tansportadores,centrífugas, quebradoras y otros equipos quecualquier otro tipo de máquina motriz. La granmayoría de estos motores trabajan a su velocidadbase o constante, aunque no se necesite.

Al reducir la velocidad del motor durante losperiodos de baja demanda, se pueden ahorrarcantidades considerables de energía. Aunque lasunidades motrices de CC también pueden ahorrarenergía, hay muchos menos motores de CC que de caen la industria de procesos; las unidades motrices deCC no son tan adecuadas para las numerosasaplicaciones en que se emplean las de ca. Estacapacidad de ahorro de energía es otra ventaja de laca sobre las unidades motrices mecánicas,electromecánicas y fluidas.

Casi todas las unidades motrices de ca de velocidadajustable funcionan con una eficiencia total dealrededor de 90% y en una gama de mediana hastaplena velocidad.

constante. En estos casos, la selección es mucho máscompleja y se debe tener en cuenta la capacidad del mo-tor para poner en movimiento la elevada carga de fric-ción. Por lo general, se prefieren las unidades motriceseléctrica, fluida y electromecánica de deslizamiento paraeste tipo de carga.

tiene escobillas ni conmutador que se gasten ni produz-can chispas. Además, las mejoras en la eficiencia en losúltimos años han hecho más deseables los motores de ca.Los pequeños funcionan con 90% o más de eficiencia ylos grandes con más del 96%.

Nueva generación de controladores de ca

Los adelantos en dichas unidades motrices de ca coin-cidieron con el perfeccionamiento de los interruptoresde estado sólido, en particular el rectificador controladode silicio (RCS o SCR, por sus siglas en inglés) quetodavía se utiliza en los equipos grandes. No obstante lobuenos que son los RCS convencionales, no han sido lasolución perfecta en los complejos circuitos de los con-troladores de ca (véase recuadro página 304. El proble-ma es que los RCS introducen complejidad adicional;una vez encendidos hay que apagarlos periódicamentecon lo que se conoce como circuito de conmutación.

Sin embargo, hace cinco o seis años, el perfecciona-miento de los controladores de ca tuvo un nuevo adelan-to. Se introdujo una nueva generación de controladoresbasados en transistores de potencia grandes (para 460V)en lugar de los RCS. Los transistores tienen la ventajade que no necesitan un voluminoso circuito de conmuta-ción. Por tanto, los nuevos controladores son más senci-llos y confiables, a la vez que más pequeños y menoscostosos que los basados en RCS.

Otro adelanto en los controladores de ca que ha sim-plificado los sistemas a base de RCS es el interruptor oconmutador por compuerta (GTO). Es un RCS pero seapaga con una señal negativa en la terminal de com-puerta, en lugar de necesitar un circuito de conmuta-ción para interrumpir el paso de las señales.

Dimensionamiento de loscontroladores de ca

El factor individual más importante para seleccionaruna unidad motriz de ca es la corriente máxima, paraservicio continuo o de corta duración, que debe mane-jar. Los elevados pares de arranque requieren corrientesmuy altas que pueden exceder la capacidad del controla-dor aunque según los cálculos matemáticos puedan sercapaces de manejar las necesidades de corriente para ve-locidad constante en la aplicación.

El aspecto clave que se debe conocer para determinarel tamaño de un controlador es la corriente a plena car-ga a la velocidad base, o sea la corriente necesaria para

SELECCI6N DE UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD 229

4 6 0 -

ò-02g 3 4 5 -E0-2i.+ 230 -3.%2P 115-

l I 1 I0 1 5 3 0 4 5 6 0

Frecuencia, Hz

Fig. 2 El controlador aplica volts y hertz enrelaciones específicas

el motor del tamaño correcto que funcione en las condi-ciones previstas de carga.

Cómo funcionan los controladores de ca

La mayor parte de los controladores de ca de estadosohdo, con velocidad ajustable, empleados con motoresestándar de inducción producen frecuencia y voltaje va-riables para controlarlos. Se controla la frecuencia paravariar la velocidad del motor:

Velocidad a (K x Frecuencia)lN

en donde K = 120 y N = número de polos magnéticosEl voltaje se varía junto con la frecuencia de modo

que la densidad de flujo en el entrehierro entre el rotory, por lo tanto, el par producido por el motor se puedancontrolar

Par a (Pmtrrhimo

@ mfrrhimo a volts/Hertz

En donde ~>e”trehierro = densidad de flujo magnético.En el caso típico se mantiene una relación constante

entre voltaje (tensión) y frecuencia (volts por Hertz)(Fig. 2) .

Los componentes básicos de estos controladores sonun convertidor de corriente, inversor de corriente, regu-lador de control y sección de referencia (Fig. 3). El con-vertidor convierte la ca de la línea en CC. El inversor decorriente invierte la CC a ca de voltaje y frecuencia va-riables. El regulador controla las funciones y respuestadel convertidor y el inversor. La sección de referencia esun potenciómetro e interruptor que envían al reguladorseñales para encender y apagar, y para indicar cuál esla velocidad requerida.

Tipos básicos de controladores

Hay tres tipos básicos de controladores de frecuenciaajustable hasta para 500 hp. En cada uno se utiliza unatécnica diferente para convertir la ca de la línea en CC y,luego, variar la cc para que sea más 0 menos igual quela ca. Cada uno tiene sus ventajas.

En la unidad motriz con inversor de entrada de voltajevariable (VVI), figura 4, se utiliza un rectificador contro-lado o rectificador con diodos y modulador en unidadesanalógicas, mejor conocido como chopper (que no se ilus-tra), para transformar el voltaje de entrada de ca en CC

de voltaje variable. La frecuencia de la salida se controlacon la conmutación en secuencia de los transistores o lostiristores en el inversor en seis pasos discretos para pro-ducir la salida con la forma de onda ilustrada. La co-rriente sigue al voltaje en una onda más o menossenoidal.

El controlador de VVI es el sistema regulador mássencillo entre los tres tipos de unidades motrices con fre-cuencia variable, aunque incluye la máxima cantidad decomponentes de filtro de CC, que consisten en un induc-tor de CC y capacitores (condensadores) de filtro que fil-tran el voltaje de entrada al inversor y almacenanenergía para uso temporal.

En la unidad motriz con inversor de entrada de lafuentede corriente (Courren-Source-Input, CSI), figura 4, se uti-

Inversor Paso de potencia

Potenciómetropara velocidad

Controlador de On

ti

0velocidad del motor off o

irSensor remoto

o seRal de4a20mA

Fig. 3 El controlador de ca de frecuencia variable tiene cuatro componentes b6sicos

230 UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD AJUSTABLE

El interruptor inmóvil

Los componentes de estado sólido paraconmutación han dado origen a la enorme aceptaciónde las unidades motrices de ca y CC de velocidadajustable. La confiabilidad y eficiencia de estoscomponentes son esenciales para la conversión decorriente en las unidades. El grado deperfeccionamiento de esos componentes se hareflejado en las unidades motrices. Hoy en día, loscomponentes son mucho mejores que los de haceunos cuantos años.

A continuación se describen estos componentes ysu funcionamiento.

Transistores. Fueron los primeros dispositivos deestado sólido para conmutación y amplificación y losde empleo más sencillo. Tienen tres terminales: base,colector y emisor y la base controla la impedanciaentre las otras dos. El transistor conduce haciaadelante cuando la corriente en la base es lo bastantealta y se apaga cuando es muy baja (véase esquema).

Hasta hace poco, los transistores estaban limitados

los tiristores es que hay que apagarlos, pues serequiere en la compleja conmutación en loscontroladores de ca.

Rectificador controlado de silicio. El RCS es un tipo detiristor con tres terminales: ánodo, cátodo ycompuerta. Suele estar apagado hasta que se aplicaun pequeño voltaje de “gatillo” en la compuerta(véase esquema) y luego empieza a conducir haciaadelante. El problema es que una vez que seenciende el RCS no se puede apagar con una señalnegativa en la compuerta y sólo se apaga al cortar lacorriente para el ánodo. En la unidad motriz de CCocurre en forma automática cuando la ca de líneacambia de positiva a negativa. En la unidad motrizde ca se necesita conmutación forzada. Los RCS seemplean en unides motrices de CC y en las de ca demás de 20 hp.

Interruptor pop compuerta. El GTO es similar al RCS,excepto que se puede apagar con una señal negativaen la terminal de compuerta. Se utilizan en unidadesmotrices de CC y ca de menos de 20 hp.

a las unidades motrices pequeñas de ca porque notenían capacidad para manejar la corriente en las demás de 5 hp. Ahora, con la aparición de lostransistores de 460 V, se han hecho realidad lasunidades motrices de ca transistorizadas, de altapotencia.

de transistor

Tiristores. Un grupo de componentes de estadosólido que se encienden con la aplicación de voltaje ocorriente externos; al principio se emplearon enunidades motrices de CC y en las de ca de altocaballaje, pero se los ha ido reemplazando por:ransistores en los sistemas de ca. La limitación de Tiristor

Interruptor porcompuerta (GTO)

liza también un rectificador controlado, o rectificadorcon diodos y chopper para convertir la ca en CC de poten-cial variable. La corriente detectada en los transforma-dores en la línea de ca es la base para variar elrectificador controlado. La sección de inversor producecorriente de frecuencia variable en seis pasos y el voltajesigue a la corriente, con crestas de conmutación debidasal disparo de los tiristores como se ilustra.

La ventaja principal de la unidad motriz con CSI esque puede producir control completo de la corriente delmotor con lo que se tiene control completo del par. Sinembargo, esta característica de control de corriente ne-cesita un inductor de filtro grande y un regulador semi-complejo, por la dificultad de controlar el motor sólocon la corriente.

En la unidad motriz con inversor de modulación de an-chura de impulsor (Púlse- Width-Modulated, PWM) se utili-za un rectificador de diodos para producir un voltajeconstante de CC. Por ello el inversor controla el voltaje yla frecuencia. Para ello se varía la anchura y la frecuen-cia de los impulsos de salida de modo que el voltaje efi-caz sea o menos senoidal.

Debido a que el controlador de PWM le presenta elmotor una simulación muy aproximada de la potencia

de onda senoidal, se requieren pocos componentes. Sinembargo, las complejas formas de onda para conmuta-ción en el inversor requieren el empleo del regulador demáxima complejidad en las unidades motrices descritasy las pérdidas por conmutación pueden ser elevadas.

Cada tipo de unidad motriz tiene ventajas específicas:n A velocidad máxima y con plena carga, el momen-

to en que la eficiencia de la unidad motriz es más críticapor la gran cantidad de potencia que debe manejar, lostres tipos ‘citados de unidades motrices de frecuenciaajustable tienen eficiencia bastante aproximada, del 85al 90% incluso el controlador y el motor.n Las eficiencias de los tres tipos de unidades motri-

ces pueden variar según el caballaje nominal y las condi-ciones de funcionamiento. Las unidades para altocaballaje tienen mayor eficiencia además de que funcio-nan más cerca de su capacidad nominal máxima de di-seño.n Las pérdidas en el motor están en función de la

corriente de carga, que es la misma, sin que importe eltipo de unidad.n El controlador de CSI conserva mayor eficiencia

que los otros cuando se reduce la velocidad. Las pérdi-das por conmutación, que se relacionan con la conmuta-

SELECCI6q DE UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD 231

Rect i f i cador V o l t a j e

cont ro lado Inversor (linea al 0y Barra para CC variable neutro)

- -Entrada

‘4

f Formas de ondade ca - CX - de VW

- -1 Corriente 0

Entrada de voltaje variable IVVI) (Ilnea)

Rec t i f i cador

controlado Barra para CC variabk Inversqr1 V o l t a j e

- rm -Entrada L (Ilma al O

de ca o---Formas de onda neutro)

de CSI- -

Corriente o

Inversor de fuente de corriente KXI) (Ilnea)

Rec t i f i cadorde d iodos

V o l t a j eInversor

Barra para CC f i j a( l ínea a l

p- - neutro)

Entrada -+

0

Formas de

de ca C - - o n d a d e P W M- -

1 V o l t a j e

Modulación de anchura de impulsos (PWM) ( l ínea)

Fig. 4 Tres tipos de controladores de frecuencia variable convierten la ca en CC y varían de modo diferentela CC a ca

ción o apagado de los tiristores en el inversor y que sonun importante factor en las pérdidas totales en el contro-lador, varían en proporción con el par y la corriente.

Para regulación precisa de la velocidad

Cuando se combinan un controlador de estado sólidocon un motor sincrónico, de reluctancia o uno de ima-nes permanentes, se tiene velocidad controlada con una

160 -

ò0 g140 -EL

8s m 120-0-i

..i Q 1ooPar (torsión) C a b a l l a j e

.!$ ‘ÉTjg 6 0 - 8 /842;d! 40- 9’

LL 20 -_ /’

1 I I I 1 I I 1 I , 1 I 1 10 6 12 18 24 30 36 42 48 54 60 66 72 64 90 96

Frecuenc ia de l cont ro lador , HzL 1 I I

0 4 6 92,38 184 2;02i63;23;B4,‘4 4;O

Vol ta je de l con t ro lador

Fig. 5 La sefial de frecuencia del controladorgobierna la velocidad del motor de ca

variación de menos de 0.5 % de la velocidad establecida.Las modificaciones al regulador del controlador la pue-den reducir a menos de 0.05 7% para tener medición pre-cisa en operaciones críticas de control.

A más de la velocidad base

La velocidad de un motor de ca es proporcional a lafrecuencia de la señal enviada por el controlador: paracasi todas las aplicaciones entre los límites de 6 Hz alarranque hasta 60 Hz a la velocidad base. Aunque lasunidades motrices de ca pueden funcionar a más de lavelocidad base, sólo entregan caballaje constante en ese in-tervalo y el par se reduce conforme aumenta la veloci-dad (Fig. 5).

Más de un motor

Una ventaja de las unidades motrices de ca es en apli-caciones en donde más de un motor debe funcionar a lamisma velocidad o una proporcional con los demás. Losejemplos incluyen unidades motrices de transportadorcon más de un motor, transportadores múltiples quedescargan uno en otro y máquinas llenadoras que, a lavez, llenan los recipientes y los mueven. Una sola uni-dad motriz de ca, siempre y cuando sea para la corrientemáxima demandada por los motores múltiples, los im-pulsará a todos a la misma velocidad y cada motor com-partirá la carga por igual.

Cuando hay que mantener las velocidades de dos mo-tores con una relación precisa, se utilizan unidades mo-trices de ca. Un ejemplo es un sistema mezclador de dosmateriales en una cantidad fija. Para lograrlo, se impul-

232 UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD AJUSTABLE

san los dos motores con controladores separados, cuyassalidas de frecuencia se regulan por una referencia maes-tra de velocidad: ésta permite que un solo operador ten-ga hasta 12 motores en marcha a velocidades proporcio-nales entre sí.

Hacer retroadaptación

Una ventaja de los controladores de ca es la facilidadcon que se pueden instalar o retroadaptar en motoresexistentes para convertirlos al sistema de velocidad ajus-table. Esto permite reducir la velocidad del motor cuan-do no se requiere máxima potencia, lo cual ahorraenergía.

La unidad motriz de velocidad constante se sustituyepor un controlador que se acopla con un transductorque detecta alguna variable en el flujo, como la presióno la temperatura. El inversor controla la velocidad delmotor de acuerdo con las señales del transductor.

La retroadaptación brinda muchos beneficios en zo-nas geográficas en donde el precio de la energía es muyalto y el equipo trabaja en forma constante. En una re-troadaptación para ventiladores en un sistema grandede bombeo, se convirtió un sistema de velocidad cons-tante a velocidad ajustable. El costo inicial de los doscontroladores, transductores y mano de obra de la con-versión fue de 130 000 dólares. Sin embargo, se calculóque se recuperaría en menos de un año con base en aho-rros de energía a razón de 6 centavos de dólar por kWh.

En otra aplicación, en una bomba centrífuga movidapor un motor de inducción de 100 hp y con la velocidadregulada con un embrague de corriente parásita, se hizola retroadaptación a un sistema de unidad motriz de es-tado sólido. El sistema que trabajaba 8 000 h/año con uncosto de energía de 7 centavos de dólares por kWh teníaun costo por ese concepto de 25 984 dólares. Cuando seinstaló el sistema de estado sólido, más eficiente, el costose redujo a $18 424Iaño.

Unidades motrices de CC de estado sólidoHay varias razones por las cuales predominan estas

unidades de CC. Las hay para una gama muy amplia depotencias, desde fracciona1 hasta miles de caballos.Controlan la velocidad con precisión, desde el arranquehasta la máxima.

Los controladores electrónicos para los motores de CC

son sencillos y hay muchas opciones para aplicacionesespecializadas, como son frenaje dinámico y regenerati-VO, control de aceleración y deceleración, control preci-so del par, avance lento por etapas, control de tensióne inversión rápida. El conjunto de motor y controladora veces cuesta un poco más que otras unidades motrices0 sea el motor y una transmisión mecánica, electrome-

cánica o fluida; pero, la gran adaptabilidad de las unida-des motrices de CC les dan gran utilidad.

Al contrario de las unidades motrices mecánicas, elec-tromecánica o fluida, la de CC varía la velocidad de sali-da porque modifica la velocidad del eje de la máquinamotriz. Otros sistemas de unidades motrices que sonbásicamente acoplamientos controlados entre el motor yla carga, no cambian la velocidad del eje del motor quesuele ser de ca de inducción, que sólo funciona a veloci-dad sincrónica. En esos casos, la velocidad se reduce alconvertir la energía en calor de desecho. Pero las unida-des motrices de estado sólido sólo consumen la energíarequerida para satisfacer la demanda y las pérdidas, y

Entrada decorrientetrifásica

Controlador develocidad del motor

Potenciómetro

Sensor remotoo sefial .de4a20mA

Disparo detiristores

Amplificadoresy regulador

Flujo decorriente’\,

de armadura

Tacómetrocon generador

Fig. 6 Diagrama del control de unidad motriz de CC de estado sólido de velocidad ajustable

SELECCIÓN DE UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD 233

son muy efectivas en costo cuando es importante aho-rrar energía.

Otra ventaja de estas unidades motrices es ladesconexión rápida entre el par de impulsión y la carga,lo cual es importante cuando hay que detener el funcio-namiento con rapidez.

Componentes y técnicas de control básicos

Las primeras unidades motrices de CC de velocidadvariable eran de gran tamaño e incluían el motor y unmotogenerador que producía el voltaje ajustable necesa-rio. Pero hace unos 25 años, la aparición del RCS o deltiristor lo cambió todo. El controlador consta ahora deuna unidad de potencia (rectificador), regulador (ampli-ficador de señal) y la sección de referencia o sea el con-trol por el operador (Fig. 6).

El rectificador, que puede tener hasta seis tiristores,convierte la ca y CC para el motor. Los controladores pa-ra motores de 5 hp o más pequeños suelen tener rectifi-cadores monofásicos de onda completa y en los motoresgrandes se emplean los trifásicos de onda completa.

El regulador controla el disparo de los tiristores y, portanto, la salida del rectificador.

Igual que en el sistema de ca, la sección de referenciaconsiste en un potenciómetro y un interruptor. El motorde CC tiene dos componentes básicos: el conjunto de ar-madura y conmutador y los campos. La armadura tienedevanados y gira para producir potencia mecánica;los devanados terminan en las barras o delgas de cobredel conmutador. La corriente se aplica a la armaduramediante escobillas (carbones) que apoyan contra elconmutador. Los campos también son devanados, peroestán montados dentro de la carcasa del motor y produ-cen flujo electromagnético en el pequeño entrehierroque hay entre. los campos y la armadura.

El método básico para cambiar la velocidad del motores variar el voltaje aplicado a la armadura, que se cono-ce como control por armadura o voltaje. Conforme au-menta el voltaje de la armadura, también subirá lavelocidad, dentro de ciertos límites.

Limitaciones en las industrias de procesos

No obstante, las unidades motrices citadas tienen al-gunos inconvenientes en muchas de las industrias deprocesos químicos.

Primero, es difícil que los motores de CC sean a pruebade explosión; se puede hacer, pero se necesitan un blin-daje considerable y complejos duetos para el aire de en-friamiento o bien una carcasa o un alojamiento espe-ciales. El problema está en el punto de contacto entre lasescobillas y el conmutador en donde la CC entra a la ar-madura. Como las escobillas rotan a través de las barrasdel conmutador y hacen y rompen el contacto, ocurrenchispas. Ésta es la zona que debe estar hermética a todoslos vapores en las inmediaciones.

Además, los motores de CC abiertos son sensibles a lasatmósferas corrosivas 0 con partículas. Los materialescorrosivos, como los halógenos y sulfuros atacan la su-perficie del conmutador, la pican y así no pueden pasar

Fig. 7 Motor de 3 hp acoplado a una unidad motrizcon control modular de CC para moverun alambre en un baño de galvanización

la corriente. Las partículas de polvo de sflice u otrosabrasivos se enclavan en las escobillas y rayan el conmu-tador.

La zona de escobillas y conmutador es la que ocasionamás problemas de mantenimiento. Cuando la corrientepasa entre las escobillas y la armadura, se forma una pe-lícula dura de óxido en el conmutador que puede ser útilo perjudicial. Mientras no se mueve, minimiza el desgas-te de las delgas de cobre blando del conmutador. Perocuando hay arranques y sobrecargas frecuentes y ataquepor productos corrosivos, la película se deshace en esca-mas que se enclavan en las escobillas; entonces, la pe-lícula se vuelve un abrasivo que raya el conmutador. Laprofundidad de las rayaduras puede ser desde una “ros-ca” ligera hasta ranuras profundas y para eliminarlashay que tornear el conmutador.

Hay disponibles sistemas de vigilancia de escobillaspara muchos motores de CC, que eliminan las conjeturasen cuanto al mantenimiento porque generan una señalcuando se ha gastado el 85% de las escobillas.

Regulación precisa de la velocidad

Con las unidades motrices de CC de velocidad ajusta-ble, se puede mantener la velocidad muy cerca de un va-lor establecido. Con un voltaje dado, el cual es propor-cional a la velocidad, aplicado a la armadura y con todala corriente de campos, el motor mantendrá alrededor del95 % de la velocidad establecida (5 % de caída) si la cargasobre el eje varía alrededor de 5 a 100%. Esta caída sepuede disminuir con la retroalimentación del voltaje dearmadura y si se conecta con el regulador, la regulaciónde velocidad se puede mantener a alrededor del 99% delvalor establecido (1% de caída).

Para regulación muy precisa de la velocidad, se utili-zan tacómetros con generador, que se montan en el eje

234 UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD AJUSTABLE

del motor y generan im voltaje proporcional a la veloci- la nominal o base, mediante la reducción del flujo dedad. Cuando esta señal se aplica al ,regulador, la caída campos. El funcionamiento a más de la velocidad basede velocidad se puede mantener a 0.1% La retroali- es con caballaje constante, con par decreciente en pro-mentación desde el tacómetro también permite que las porción, pero puede llegar hasta al 400 % de la velocidadunidades motrices de CC trabajen con suavidad a l/lOO base. Además, se pueden proyectar para controlar tantode la velocidad nominal. la velocidad como el par (torsión).

El costo de la retroalimentación del tacómetro es queequivale a una pequeña pérdida de eficiencia del motor,pues en realidad es un generador pequeño que produceuna señal proporcional a la velocidad del motor. Debi-do a que se impulsa con el motor, también equivale auna demanda integrada, aunque sea pequeña.

La mayor parte de las unidades motrices de CC puedentrabajar a velocidades muy bajas con excelente seguimien-to de la velocidad establecida. Sin embargo, la mayorparte de ellas tienen ventiladores internos montados enel eje. Si se requiere funcionamiento con alto par y altacorriente a bajas velocidades, de menos del 60% de lanominal, se puede necesitar otro ventilador para que nose sobrecaliente el motor.

Las aplicaciones incluyen accionamiento de extruido-res, máquinas trefrladoras y embutidoras, revestidoras,laminadoras, bobinadoras y otro equipo que debe sersensible a las limitaciones por tensión o viscosidad(Fig. 7). En estos casos, los controladores se diseñan pa-ra regular la corriente de armadura, que es proporcionalal par. Se suelen acoplar con transductores de tensión ode presión que vigilan el parámetro del proceso que secontrola.

Economía y energía

Adaptabilidad excepcional

Como se mencionó, las unidades motrices de CC pue-den efectuar muchas funciones que no tienen otras uni-dades de velocidad variable; ésta es una de las razonesde su empleo tan extenso.

Las unidades motrices de CC se pueden invertir o ac-cionar en reversa con rapidez, cosa que no ocurre conmuchas de las mecánicas, electromecánicas, fluidas o deca. Además, cuando se utilizan ciertos tipos de controla-dores, el motor se puede convertir en generador para ac-tuar con freno dinámico (la potencia se disipa en unaserie de resistores) o regenerativo (se devuelve la poten-cia a la línea de corriente) para cargas de elevada iner-cia, como en las centrífugas.

Las unidades motrices de CC de una potencia dada tie-nen un costo inicial algo mayor que el de un motor deinducción acoplado con una unidad motriz mecánica,fluida o electromecánica. Esto se debe a que los contro-les requeridos para regular la velocidad del motor de coson más complejos que con las otras unidades motrices,aunque ninguna de ellas puede alterar la velocidad de lamáquina motriz. Esta función fue exclusiva de las uni-dades motrices de CC y, desde hace poco tiempo, de lasde ca de velocidad ajustable. Los acoplamientos de lasotras unidades motrices varían la velocidad de salida,pero a expensas de la corriente para convertir la energíamecánica en calor.

Estas unidades motrices pueden funcionar en su ga-ma de velocidad nominal con un par constante. Pero, enciertos casos, pueden trabajar a una velocidad ‘mayor a

Los controladores de CC funcionan con una eficienciaaproximada de 98% y la del motor es entre 87 y 90%.Con ello la eficiencia total típica es de 86%, que es mu-cho mejor que en los otros tipos de unidades motricescuando hay que trabajar por mucho tiempo a velocidadreducida. En muchos casos, por ejemplo, en secadores,extruidores y bombas, la unidad motriz de CC es más ba-rata, a la larga que las de los otros tipos.

Transmisiones mecánicas

Las transmisiones mecánicas de velocidad variableson las más sencillas, menos costosas y antiguas para va-riar la velocidad entre un eje o árbol impulsor y un ejeimpulsado. Suelen ser ligeras de peso, eficientes y demantenimiento fácil. La mayor parte funcionan me-diante la conversión de velocidad en par motor (torsión)es decir, cuando se reduce la velocidad aumenta el par.Algunas pueden aumentar la velocidad del eje de salidapor medio de poleas, engranes, etc., hasta una más altaque la del motor, pero sólo con reducción del par.

La eficiencia de las transmisiones mecánicas dependeen general de la cantidad de pérdidas entálpicas inter-nas, como la fricción y no por el deslizamiento entre uncomponente y otro.

Las ventajas principales de estas transmisiones son lasencillez, facilidad de mantenimiento y bajo costo; susdesventajas son que requieren cierto grado de manteni-

miento y que no pueden desacoplar la carga con rapi-dez.

Hay cuatro tipos básicos en uso: bandas (correas),cadenas, bloques de madera y tracción. Los tres prime-ros son similares porque hay una banda continua (quepuede ser de tela ahulada, una cadena o bandas con blo-ques de madera) que transmiten la potencia de una PO-lea ajustable a otra. El tipo de tracción es más recientey transmite el par entre una serie de conos, discos o esfe-ras que están en contacto estrecho.

Bandas: ligeras, fuertes, de fácil servicio

La transmisión con bandas está basada en un par depoleas ajustables y una banda de tejido compuesto concaucho que se mueve entre ellas. Las poleas se puedenabrir o cerrar en sentido axial para cambiar el paso efec-

SELECCIÓN DE UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD m

a justab le

Fig. 8 La reducción con las bandas depende de lasaberturas relativas de las poleas

tivo al cual la banda toca las poleas (Fig. 8). La relaciónde transmisión depende del grado en que se abra unapolea por comparación con la otra. En algunos casos,sólo la polea impulsora es ajustable y la impulsada tienepaso fijo; en otros casos, ambas son ajustables.

La velocidad se puede variar con un mecanismo detornillo Vernier, eléctrico 0 manual, para mover las mi-tades de la polea hacia dentro o afuera (Fig. 9). Tam-bién hay mecanismos mecánicos y neumáticos para esedesplazamiento.

Las bandas son para aplicaciones con par bajo o mo-derado y hasta 100 hp; para potencias más altas se em-plean bandas dobles. La reducción puede ser hasta de10: 1. La velocidad máxima típica, sin reductor por en-granes, es de 4 000 rpm. Muchas unidades motrices in-cluyen un motor de inducción de ca, reductor por banday un reductor de engranes de paso fijo, que permiten el

Tornillo Vernier

Bandz

Fig. 9 La velocidad de la transmisión mecánica sepuede cambiar con un tornillo Vernier

funcionamiento de la banda en una gama óptima de ve-locidad para cumplir los requisitos de velocidad de sali-da y potencia.

La eficiencia de las bandas es muy alta y puede llegaral 95 76. Ofrecen buena protección contra sobrecarga y“ahogo” porque la banda patinará al someterla a unafuerte sobrecarga, lo cual evita daños al motor y da gransuavidad de funcionamiento. Las bandas no tienen con-trol preciso de la velocidad y la exactitud puede variaren 5%.

Las bandas se seleccionan por su peso ligero, toleran.cia a los choques y facilidad de servicio en equipo comotransportadores, revolvedoras portátiles y equipos mo-vibles.

Nuevos sistemas de bandas

Aunque las transmisiones con bandas de velocidadajustable son las más antiguas que existen, no se ha es-tancado su perfeccionamiento. Las bandas han sidosiempre el factor crítico, En la actualidad, los nuevosmateriales y técnicas para reforzamiento permiten tenersistemas con una sola banda de tela y compuesto decaucho para 50 hp y sistemas con bandas dobles para100 hp.

Hay también un nuevo diseño que prolonga mucho laduración de las bandas, en el cual se utiliza una leva de-tectora del par en la polea de velocidad variable paraproducir sólo el par necesario para acelerar la carga ymantener la banda contra las poleas. Estas transmisio-nes están disponibles hasta para 50 hp y se utilizan paraventiladores.

Transmisiones con cadena,para un par elevado

Los principios de.las transmisiones con cadena son si-milares a Ia de banda, pero se emplean uno de dos tiposde cadenas. Un tipo de cadena tiene secciones laminadas

La polea cónicaranurada acopla con los

dientes de la cadena

Fig. 10 Los dientes autoformables de la cadenaimpulsan la polea movible

236 UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD AJUSTABLE

Fig. ll Los pasadores alargados de la cadena tocancon las poleas

y cada eslabón consta de cierto número de laminillas, la-minadas en el sentido de avance, entre las cuales se des-liza en sentido transversal un grupo de listones de aceroendurecido, que hacen contacto con la polea movible(Fig. 10). El otro tipo de cadena es similar a la utilizadacon catarinas, excepto que tiene pasadores alargados pa-ra hacer contacto con las poleas (Fig. ll).

La capacidad de la transmisión con cadena dependede la relación de reducción; cuando mayor es la rela-ción, menor es la capacidad. Para reducciones muy ele-vadas, los fabricantes tienen curvas para reducir o“despotenciar” el par y la potencia.

Las cadenas pueden durar mucho más cuando se uti-lizan con cargas suaves, pueden transmitir pares muchomás alto y controlar mejor la velocidad que las bandas.Además, la transmisión con cadena puede ser más pe-queña que una con bandas de potencia comparable.

Las cadenas no tienen protección contra cargas dechoque y sólo son adecuadas para baja velocidad. Eldeslizamiento excesivo puede destruir los bordes de loslistones laterales. Además, cuestan alrededor de un50% más.

Las aplicaciones incluyen transportadores permanen-tes, molinos de tambor y otras cargas que se caracteri-zan por un par elevado, largos ciclos de trabajo y muypoco juego muerto.

Bloques de madera, para servicio pesado

Las transmisiones con bloques de madera, igual quelas de banda, son de las más antiguas para velocidad

Tornillo de ajuste convolante o actuador remoto

I

‘Iu 1 1 -r.‘Palanca d epivote0

‘-Banda con losbloques

Poleas de diámetro ajustable

Fig. 12 La transmisión con bloques de maderatransmite el par

ajustable. Tienen semejanza física con las de banda por-que una tira continua movible transmite el par entre lapolea impulsora y la impulsada. Para variar la veloci-dad, se hace un ajuste axial de las poleas para modificarel punto de contacto de los bloques; en muchos casos,ambas poleas son ajustables.

Las transmisiones con bloques de madera han subsis-tido aunque haya mecanismos más modernos y veloces,porque son muy fuertes, pueden soportar sobrecargasextremosas y’ proteger la máquina motriz.

La sección propulsora es una hilera de bloques de ma-dera rectangulares, transversales con extremos forradoscon cuero. Se atornillan en una banda tejida con espacioentre los bloques para permitir la flexión (Fig. 12). Amenudo funcionan durante años en condiciones de mu-cho juego muerto, sobrecargas, cargas de choque e in-cluso en atmósferas abrasivas. Son de fácil instalaciónen sentido horizontal o vertical. Sus principales limita-ciones son su voluminosidad y baja velocidad de entra-da, de menos de 500 rpm, que requiere instalar unreductor de engranes entre el motor y la transmisión.

Las aplicaciones incluyen trituradoras y quebradorasy otros aparatos que se pueden atascar o estar sometidosa cargas de choque intensas y frecuentes y que necesitanun elevado par de arranque, como las mezcladoras depinturas.

Unidades motrices electromecánicas condeslizamiento

Otras técnicas para variar la velocidad de un mo- principios electromagnéticos para variar el grado detor sono el embrague electromecánico y el motor de deslizamiento entre la unidad y el componente impul-rotor devanado, en los cuales se emplean uno de dos sado (Fig. 13).

SELECCIÓN DE UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD 237

Componente de sa l idade velocidaf va r iab le

\Componente de entrada \ ,de ve loc idad cons tan te ‘1

\ \‘)

Imán’

Fig. 13 Los embragues eléctricos tienen camposmagnéticos 0 ektricos para transferirel par

Al contrario de las transmisiones con banda o cadena,los embragues eléctricos no aumentan el par (torsión)cuando se reduce la velocidad. Su precio es más o menosigual que el de las mecánicas más costosas.

Control de velocidad precisoy de cambio rápido

Los embragues eléctricos tienen la ventaja de un cam-bio rápido en la reducción (algunos tienen velocidadesde 1 600 ciclos/min), desde deslizamiento total (cero sa-lida) hasta acoplamiento total (casi el 100 % de la veloci-dad del motor). Con acoplamiento total, sólo consumenla energía para mantener excitados los campos y es demenos del 1% de la requerida por otras unidades.

Otra ventaja de los embragues eléctricos por compa-ración con los mecánicos, es la sencillez de los modosde control. El más común, por supuesto, es el control develocidad. Un tacómetro con generador envía señalesde retroalimentaci&r de CC desde el eje de salida hastael excitador de campos y puede regular la velocidad conuna aproximación de 0.1% al valor establecido.

Además, los embragues eléctricos se pueden controlarcon una serie de entradas relacionadas con el proceso,como termistores, transductores de presión o de flujo yceldas fotoeléctricas. En algunos casos, la señal de con-trol es la corriente del motor, que es proporcional al par,a fin de regular el par de salida.

La ubicación de los controles de los embragues eléc-tricos suele ser más accesible que en las transmisionesmecánicas o fluidas. Los controles suelen estar en unaestación para el operador, alejada del embrague, lo cualno suele ocurrir con las transmisiones citadas.

Una de las desventajas de los embragues eléctricos esque, igual que con las transmisiones fluidas, generan ca-lor cuando se deslizan o patinan; la parte de la energíamecánica que no se utiliza para mover la carga se con-vierte en calor.

La mayor parte de los embragues pequeños para me-nos de 50 hp, se enfrían con aire con ventiladores inte-grales; en los de más de 100 hp se suele emplear enfria-miento por agua.

Otra posible desventaja de los embragues eléctricos esque el control de la corriente para las bobinas es con ani-llos colectores externos. Aunque el voltaje de CC que pa-sa por los anillos es pequeño, hay el peligro de chispo-rroteo.

Cómo funcionan los embraguesde corriente parásita

Los embragues de corriente parásita se basan en elprincipio de que cuando un conductor corta las líneas deflujo magnético se induce corriente. Cuando esta co-rriente es aleatoria, se llama corriente parásita y es inde-seable en los motores porque aumenta las pérdidas.Pero, en estos embragues son deseables porque generansus propios campos magnéticos. Estos campos interac-túan con campos magnéticos aplicados para produciruna fuerza que ocasiona que un componente de salida,que es una estrella o araña, siga el movimiento del com-ponente impulsor que es un tambor (Fig. 14).

El tambor ferroso se suele impulsar con un motor deca. La estrella de salida es concéntrica con el tambor y lle-va la bobina y anillos colectores para el control de la CC.Cuando gira el tambor, el campo de corriente parásitay el campo principal producen un flujo neto en el entre-hierro entre el tambor y la estrella, que es proporcionala la corriente de la bobina. La estrella puede girar libreen sus cojinetes. Con plena carga, el deslizamiento esentre 3 v 5%.,

La eficiencia de estos embragues es linealmente pro-porcional al deslizamiento, en porcentaje de velocidadde entrada. La eficiencia máxima, a plena velocidad esdel 96 % , pero cae con rapidez cuando se reduce la velo-cidad. Por ello, estos embragues se utilizan en aplicacio-

Motor T a m b o r

E je deentrada

Fig. 14 La estrella sigue al tambpr en el embraguede corriente parásita.

238 UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD AJUSTABLE

Motor conOC rotor devanedo 52

I ’ I

Fig. 15 El motor trifbico de rotor devanado manejacargas de elevada inercia

nes en donde se requiere funcionamiento casi constantea máxima velocidad o,cerca de ella. La relación máximade velocidad no suele ser de más de 2:l.,&.tos embragues están disponibles en más tamaños y

capacidades que los de partículas magnetitas. Las apli-caciones incluyen ventiladores, bombas centrífugas, so-pladores y otros sistemas de fluidos de funcionamientocontinuo a velocidad máxima o cerca de ella. Otras apli-caciones menos comunes para par constante son extrui-dores y transportadores.

Adaptabilidad con motor de rotor devanado

El motor de inducción de rotor devanado es similar alde ca de jaula de ardik, excepto que el rotor está conec-tado con tres anillos colectores. Este motor tiene carac-terfsticas de velocidad y par similares al motor deinducción convencional pero ofrece la facilidad del con-trol de corriente y par de arranque y de velocidades defuncionamiento (Fig. 15). _

El motor de rotor devanado produce la variación dela velocidad porque envía parte de la corriente destinadapara el rotor, a traktis de resistores externos por mediode anillos colectores, En casi todos estos motores, laenergfa se disipa en los resistores en forma de calor, querepresenta pérdida de energía y para fines de diseño seconsidera lo mismo que el “deslizamiento” electrome-cánico que ocurre en los embragues de corriente pará-s i ta .

Si la carga va a tener deslizamiento continuo, hay quecalcular el motor con todo cuidado para la aplicación,porque se producirá mucho calor en los resistores y hayque disiparlo para evitar que se dañen. Los motores derotor devanado tienen funcionamiento estable a veloci-dades del 50% de la base; después, es probable que lavelocidad tenga variaciones constantes según cambie lacarga.

Las aplicaciones incluyen bombas para efluentes y lo-dos en donde la suavidad del arranque de este motor lepermite vencer elevadas cargas de inercia sin sobreca-

lentamiento. También se utilizan en ciertos servicioscon par constante.

.

Unidades motrices de velocidad ajustablecon transmisión fluida

Las transmisiones fluidas de velocidad ajustable fun-cionan como las electromecánicas, porque la reducciónde la velocidad se basa en el deslizamiento controladoentre un impulsor y un rotor. Al contrario de las trans-misiones con banda o cadena no hay intercambio entrereducción de velocidad y multiplicación del par otorsión. El grado de deslizamiento corresponde al de re-ducción de velocidad y es energía perdida que se disipacomo calor.

Las transmisiones fluidas, al contrario de las electro-mecánicas tienen seguridad inherente. No hay contactode metal con metal y la potencia se transmite del impul-sor al rotor por medio de un líquido, con lo cual no pue-den ocurrir chispas.

Para cargas grandes

El costo de las transmisiones fluidas, comparado conel de las mecánicas y electromecánicas es elevado y nopueden competir en precio con éstas en capacidades demenos de 25 hp. En la gama de 50 a 200 hp son más ase.-quibles. En muchos casos, sus características de funcio-namiento las hacen deseables en las industrias deprocesos químicos sin que importe el precio.

Las transmisiones fluidas se caracterizan por su altacapacidad de potencia, transmisión suave del par o tor-sión, tamaño grande y la necesidad de disipar el calor.Se utilizan en aplicaciones en bombas para oleoductos,quebradoras y otro equipo con ciclos de trabajo muy lar-gos. Otras cracterísticas incluyen funcionamiento muysuave, tolerancia a las cargas de choque, capacidad paraestar ‘.‘al freno” durante un tiempo limitado, seguridadinherente pues están totalmente cerradas y no hay con-tacto de metal con metal y soportan atmósferas abrasi-vas.

Enfr iador de aceite

FCg. 16 La transmisión fluida puede necesitarmuchos componentes adicionales

, SELECCIÓN DE UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD 239

Asimismo, suelen requerir una instalación grande pa-ra funcionamiento eficiente. Casi todas necesitan inter-cambiadores de calor; otras en lugares muy fríos, nece-sitan calefactores para mantener la viscosidad del líqui-do hidráulico (Fig. 6).

Hay dos tipos básicos de transmisiones fluidas con ve-locidad ajustable en las industrias de procesos químicos:hidrodinámica e hidroviscosa.

Para máximas cargas y mínima reducción

Las transmisiones hidrodinámicas, llamadas tambiénacoplamiento fluido son similares a los que se usaban envehículos hasta hace unos cuantos años, transmiten mo-vimiento mediante un remolino o vórtice hidráulico en-tre el impulsor y el rotor, pero no hay multiplicación delpar (torsión). Para variar la velocidad, se ajusta la canti-dad de líquido en el vórtice toroidal (Fig. 17). Cuandogira el impulsor produce el vórtice que empuja contralas aspas del rotor para producir el par de salida.

Cuando el vórtice es pequeño, el deslizamiento entreel impulsor y el rotor es grande y también lo es la reduc-ción de velocidad, pero, este deslizamiento produce con-siderable disipación de calor y menor eficiencia. Porello, estas transmisiones sólo alcanzan su máxima eti-ciencia de alrededor de 95 % cuando funcionan con mí-nima reducción de velocidad y casi a la carga máxima.En este aspecto, trabajan en forma muy parecida a la delos embragues de corrientes parásitas o de partículasmagnéticas.

Estos acoplamientos no deben funcionar largo tiempocon un elevado deslizamiento. Para tener par constante,

Ent Sa l i da---w

El ace i t e en c i r cu l ac i ónimpulsa el rotor )

circula el aceite-. Tubo reco lec to r mov ib le ,on t ro la la can t idad de

ce i te en la cub ie r ta

In tercambiador

elocidad de sa l i dap roporc iona l a l an t idad de ace i tetro de la cubierta

Borhba ‘- Depós i to de ace i teFig. 17 El vórtice de líquido transmite el

movimiento entre el impulsor y el rotor enel sistema hidrodin8mico

In tercambiadorr- Discos movibles

1’1 La ve loc idad de

ca lo rI ’-;--- --\ sal ida es p ropo rc i o

a la fuerza de empujlp i s tón

d e

b a V á l v u l a

B o m b a rónicopara regular

p res ión de l p i s tón

FuerzaPe l í cu la de ace i t e

Sa l i dava r iab le

Disco de s a l i d a

Fig. 18 En la transmisión hidroviscosa elespaciamiento entre los discos controla eldeslizamiento y la velocidad

la velocidad mínima es alrededor del 35% de la de en-trada; para aplicaciones con par variable, la mínima esde 20%.

El control del vórtice se logra con un tubo recolectorque elimina líquido en el vórtice. Cuando se hace girarel ángulo del tubo más hacia al líquido en movimiento,extrae más líquido y produce más deslizamiento. El me-canismo de control se puede conectar con un control au-tomático externo que permite que el acoplamientoresponda a los cambios en la carga.

La propulsión hidrodinámica se suele acoplar, a vecesen forma directa, con un motor de ca, al cual protegecontra cargas de choque, sobrecargas de par y vibracióntorsional .

Una ventaja de esta transmisión es que puede contro-lar la aceleración de la carga. El par de arranque puedeser alto o bajo, según la capacidad del motor. Por ejem-plo, una transmisión para una centrífuga muy cargadapuede necesitar arranque lento a fin de que el par o tor-sión de inercia no “ahogue” el motor y éste puede al-canzar su máxima velocidad antes de aplicar muchacarga.

Las aplicaciones incluyen compresores de aire, moli-nos de bolas, transportadores, separadores y quebrado-ras.

Para alto caballaje y servicio continuo

Las transmisiones hidroviscosas son la elección paraaplicaciones de muy alto caballaje de funcionamiento

;40 UNIDADES MOTRICES DE VELOCIDAD AJUSTABLE

continuo o casi continuo, de más de 2 500 hlaño. Resul-‘tan costosas por comparación con las mecánicas en lagama de pequeño caballaje. Muchas se construyen paraun caso específico. También se las podría llamar de dis-cos múltiples.

Estas transmisiones aparecieron en el mercado haceunos 25 años y los modelos iniciales eran para 200 hpo menos y se utilizan para mover bombas y ventiladoresde tamaño mediano.

Funcionan como sigue: los discos espaciados en senti-do axial en el eje de entrada están intercalados con dis-cos correlativos montados en el eje de salida. El espacioentre los discos se llena con aceite especial. Cuando girael eje de entrada, se produce una fuerza cortante en elaceite que produce fuerza de impulsión en la superficiedel disco de salida, que se convierte en torsión en el ejede salida.

El control de la velocidad es con aceite a presión.apli-cado a los discos de salida con un actuador de pistón(Fig. 18) el cual empuja los discos para aproximarlos en-tre sí, reducir el deslizamiento y disminuir la reducciónentre los ejes de entrada y salida. La presión de actuadorse controla con un servomecanismo externo.-- ,. . . .

Sus aplicaciones más comunes son para bombas gran-des, ventiladores y otros sistemas de elevada inercia quedeben funcionar durante años con mínimo manteni-miento.

Agradecimientos

La figura 8 y la figura 14 se obtuvieron de “Contro-lling Power Transmissions”, por Ralph L. Jaeschke,publicado por los redactores de Power Transmission De-sign, Penton/ITC Publications, Cleveland, Ohio.

Las figuras 10, ll y 18, están basadas en ilustracionesque aparecieron en Machine Design, Penton/ITC Publi-cations, Cleveland, Ohio.

El autor

Thomas R. Do11 es Gerente Técni-co de Mercadotecnia del A-C V*SProducts Group de Reliance ElectricCo., que fabrica variadores de veloci-dad en todo e l mundo. (P.O. Box608, 55 U. S. Highway No. 46, PineBrook, NJ). Sus actividades incluyen------ .r--:-- ^ 1^. .,__ A,A,Tr‘x .rr\t,.s.G

Sección VIIIVentiladores y sopladores

Selección de ventiladores y sopladoresVentiladores y sistemas de los ventiladoresEstablecimiento de la curva de rendimiento de un ventilador centrífugoConsidérense los ventiladores de flujo axial cuando se trate de movergases

Selección deventiladoressopladores

Este comentario acerca de los tipos disponibles de ventiladores y sopladores y de losfactores para su selección, mantenimiento e instalación, ayudarán a escoger el másadecuado para una aplicación determinada.

Robert Pollak, Bechtel, Inc.

Pocos equipos tienen una gama tan amplia de aplica-ciones en las industrias de procesos químicos (IPQ) co-mo los ventiladores y los sopladores. Si se tiene encuenta que tienen usos tan variados como extraer o in-troducir aire u otros gases en reactores de proceso, seca-do,res, torres de enfriamiento y hornos rotatorios;ayudar a la combustión en los hornos, para la transpor-tación neumática 0, simplemente, ventilar para seguri-dad $ comodidad, se pueden considerar como equiposbásicos.

En los últimos años, los intercambiadores de calor,enfriados por aire con auxilio de un ventilador, se hanincrementado mucho en la IPQ porque los ingenieros

Inclinadahacia atrás

Recta/I\a\-

:

Curvatura 1inversa

RadL\

\ 1Aerodhmica Curvada

al frente

(a) Ib)Fig. 1 Ventilador centrífugo: al el aire que entra se

hace girar 90” al descargarse; b) tipos deaspas; la aerodinámica es la más eficiente

han tratado de resolver los problemas de contaminacióntérmica del agua.

Por la creciente demanda de ventiladores y sopladoresmás pequeños y confiables y las exigencias de los regla-mentos de seguridad industrial, cada vez se presta másatención a su diseño. A la vez que las necesidades de losusuarios han obligado a los fabricantes a construir venti-ladores para presiones más altas, (con las velocidadesmás altas consecuentes), los reglamentos referentes almedio ambiente exigen menor intensidad de ruido ymenor tiempo de exposición al mismo.

Como los fabricantes suministran ventiladores conmayores relaciones (razones) de compresión y caudalesmayores y menores que los que proporcionaban antes,se justifica una evaluación detallada de ingeniería antesde seleccionar un ventilador o un soplador. Para ello, esesencial el conocimiento de lo que pueden y no puedenhacer.

Clasificación, de ventiladores y sopladores

Por lo común la denominación de ventilador se utilizacuando la presión se eleva hasta unas 2 psig; entre estapresión y unas 10 psig, la máquina recibe del nombrede soplador. Para presiones de descarga más altas, eltérmino que se usa es el de compresor.

Los ventiladores normalmente se clasifican como axia-les, en los que el aire 0 el gas se mueve paralelo al ejede rotación, o centrzjugos, en los que el aire o el gase semueve perpendicular al eje. La National Association of

244 VENTILADORES Y SOPLADORES

Fan Manufacturers ha establecido dos categorías gene-rales para flujo axial (FA): tuboaxiales y con aletas deguía.

Los ventiladores FA se utilizan en aplicaciones conbaja resistencia, .porque pueden mover grandes cantida-des de aire a baja presión.

Los ventiladores centrífugos (FC) son para trabajosque requieren una carga más alta, al mover aire cuandohay alta resistencia de fricción. De acuerdo con la confi-‘guración de las aspas se clasifican como: radiales, de cur-vatura alfrente, de curvatura inversa o inclinados y aerodiná-micos.

Los sopladores suelen ser de una etapa y alta veloci-dad o de etapas múltiples que funcionan con presionescercanas a las de los compresores o dentro de los límitescubiertos por estos (Fig. 2). La denominación de sopladorse aplica también a los compresores rotatorios, de des-plazamiento positivo, que pueden manejar flujos relati-vamente bajos, con una elevada relación de compresión.

Características de los ventiladores axiales

Se dividen en tipos tuboaxiales y, con aletas de guía,y sus características son:

Ventiladores tuboaxiales. Están diseñados para una am-plia gama (rango) de volúmenes a presiones medias;constan principalmente de una hélice alojada en un ci-lindro, en la cual se recibe y dirige el flujo de aire. Elmovimiento típico del aire de descarga es en espiral ohelicoidal (Fig. 3).

Ventiladores con aletas de guía. Tienen aletas de guía delaire en el lado de descarga, que los diferencia de los tu-

boaxiales. Al combinar la rueda del ventilador tuboaxialcon las aletas de guía, el flujo de aire es rectilíneo (Fig. 4).Con ello se reduce la turbulencia, lo cual mejora la efi-ciencia y las características de presión.

Los ventiladores con aletas de guía pueden producirpresiones hasta de 20 in de agua, y más altas, con ciertasmodificaciones. Por lo general, son del tipo que no se so-brecarga; es decir, se pueden mover con una unidadmotriz del caballaje deseado. También los hay con aspasde paso ajustable, que permiten variar su rendimiento.En algunos casos, esta característica de diseño permitela conexión directa de la rueda del ventilador con el ár-bol del motor, lo cual elimina algunas de las desventajasde las transmisiones con bandas en V.

Ventiladores centrífugos

Se clasifican como de aspas radiales, de curvatura alf rente , de curvatura inversa o incl inadas y aerodiná-

micas.Tipo de aspas radiales. Tienen buen rendimiento en

muchas aplicaciones, que pueden ser desde transporta-ción neumática hasta extracción de aire o gas del proce-so en sistemas de alta resistencia. Su principal caracte-rística es la flexibilidad en la construcción de anchuraproporcional, que permite lograr alta presión estáticacon una capacidad más o menos baja.

Cuando se necesitan motores de alto caballaje, se suelenconectar a la velocidad síncrona (sincrónica) del motor.Por lo general, ofrecen servicio estable, sin que importe elporcentaje de capacidad con apertura amplia.

Impulsoresrevestidos

Sello de

extensióndel árbol *

S e l l opositivo -

Protectorescontra calor

Sellos anulares

Cubiertacerrada decojinetes

Cubierta

de Cojinetescon núcleo

\Protectores

contra calor

Anillos “0”)

Fig. 2 Los sopladores herméticos para presión pueden manejar aire, gas natural, vapores orgánicos. helio,nitrógeno, etc.

SELECCIÓN DE VENTILADORES Y SOPLADORES 245

r

Fig. 3 La descarga del ventilador tuboaxial es enespiral

’ Este ventilador puede producir altas presiones a altasvelocidades. Las aspas tienden a ser de autolimpieza y

’ pueden ser de alta resistencia estructural. En la figura5 se ilustran los impulsores típicos. No se suelen utilizarpara ventilación.

Tipo de curvatura al frente. Este ventilador imprime alaire que sale de las aspas una velocidad mayor que el deaspas con inclinación inversa, que posean la misma ve-locidad en la punta. Aunque descarga aire a alta veloci-dad, funciona a menor velocidad que otros tipos, con locual es adecuado para un equipo de proceso en dondese requieren árboles largos. Es bastante silencioso y re-

. uiere poco espacio (Fig. 6)\ipos de curvatura inversa o inclinadas hacia atrás. Tienenasp’as inclinadas o con curvatura hacia atrás al ánguloóptimo para convertir gran parte de la energía directa-mente a presión (Fig. 7); por ello, son muy eficientes pa-ra ventilación.

Estos ventiladores funcionan a velocidad media, tie-nen amplia capacidad de presión y volumen y producenmenos carga de velocidad que los del mismo tamaño concurvatura al frente. Otra ventaja es que las pequeñasvariaciones en el volumen del sistema suelen ocasionarpequeñas variaciones en la presión del aire, lo cual faci-lita su control.

Fig. 4 La descarga del ventilador axial con ale’tasde guía es rectilínea

Ventiladores con aspas aerodinámicas. Tienen aspas decurvatura inversa y sección transversal aerodinámicapara aumentar su estabilidad, rendimiento y eficiencia.Estos ventiladores suelen ser más silenciosos y no tienenpulsaciones dentro de sus límites de operación, porqueel aire puede pasar por las ruedas con menos turbulen-cia (Fig. 8).

Ventiladores tubulares. Se instalan en un dueto, y el aireentra y sale en sentido axial y todos los cambios en la di-rección del flujo ocurren dentro del ventilador (Fig. 9).Su diseño produce un aumento pronunciado en la pre-sión, en una amplia gama (rango) de capacidades(Fig. 10). Dado que no se sobrecargan, son adecuadospara ventilación y acondicionamiento del aire en edifi-cios, así como para extracción de humos, humidifíca-ción, secado, enfriamiento de motores y suministro deaire para combustión.

Comparación entre los ventiladoresaxiales y los centrífugos

En general, los ventiladores centrífugos son más fáci-les de controlar, más fuertes y menos ruidosos que losde flujo axial. Su eficiencia no cae con tanta rapidezcuando funcionan en condiciones que no son de diseño.

246 VENTILADORES Y SOPLADORES

Ib)

fdl

Fig. 5 Tipos de impulsores: al abierto, para usogeneral, de autolimpieza, bl cerrado en unlado para materiales fibrosos, CI tipo de aropara trabajo severo; d) el de placa traseraproduce buen tiro, pero no es adecuado paramateriales en trozos o fibrosos.

A veces se pueden utilizar cajas de entrada, que desví-an el aire 90’ en la entrada al ventilador, en un espaciode más o rqenos un diámetro en la dirección axial, sinmenoscabar la presión o eficiencia del ventilador centrí-fugo, pero no se recomiendan para los de flujo axial. Sies posible, los de flujo axial deben tener alrededor de dosdiámetros de distancia axial, corriente arriba y corrienteabajo, sin obstrucciones ni cambios de dirección.

Los codos en ángulo en la entrada afectan menos a losventiladores centrífugos que a los axiales, pero pueden

Notación

A Presión barométrica según la altitud del sitio,psia

B Factor (K - 1)IKNEhpr Caballaje al freno leído en la curva de rendi-

miento estándarEhp Caballaje el freno requerido en el sitioH Carga politrópica (ft-lb)/lbK Razón del calor específico a presión constante al

calor específico a volumen constante, c/c,M Peso molecularN Eficiencia politrópica4 Presión absoluta a la entrada, psiaPz Presión absoluta en la descarga, psiaPe.4 Presión equivalente de aire para ser utilizada

con las curvas de rendimiento estándar de uncompresor, con el fin de suministrar la presióndeseada de descarga en el sitio, psig

Pr Presión manométrica de descarga en el sitio,psig

Qs Volumen de aire de entrada al compresor,ft”/min

R Factor, 1 545/M7 Relación de presiones en condiciones estándar

en la entradaRazón de la presión absoluta en la descarga enel sitio a la presión absoluta en la entrada en elsitio, PIIP,Temperatura absoluta de entrada, “RTemperatura de entrada, OFVolumen real del aire, ft’/minVolumen del aire en condiciones estándar(68OF, 14.7 psia), ft’/min. En realidad es unamedida del flujo de masa (densidad del aire de0.075 lb/ft”)Flujo de masa, lb/minFactor de temperatura para emplear con, la cur-va estándar de rendimiento al seleccionar un

x,

z

compresorFactor de temperatura para las condiciones en elsitioFactor promedio de compresibilidad

Fig. 6 La rueda con curvatura Fig. 7 La rueda con inclinaci&nal frente tiene capacidad hacia atrás entrega granpara mucho volumen a parte de su energiabaja velocidad y es directamente comobastante silenciosa. presión.

Fig. 8 Las aspas aerodin&micastienen inclinación haciaatrAs para producirmenor turbulencia delaire.

SELECCI6N DE VENTILADORES Y SOPLADORES 247

Rueda centrifuga con aspas aerodinhmicas

.

Fig. 9 El ventilador centrífugo tubular esth alojado en un dueto para la entrada y salida axiales del aire.

IW L % de ores ión es tá t ica nomina l I

-6 100.GEe 80:Ea 60

z 40a\ / .--1 C a b a l l a j e ’ F I \\

2>”

1 1 - 1 I 1F 1

0 2 0 40 6 0 80 100 120 140

% de volumen nominal,

Fig. 10 El ventilador centrífugo tubular produce un’ fuerte aumento en la presión, dentro de

amplios límites (rango) de capacidad.

esperarse pérdidas de eficiencia hasta del 15% cuandoocurren cambios bruscos en la dirección de flujo del aireen la entrada al ventilador.

Las aletas de guía a la entrada suelen producir uncontrol suave incluso con menos del 30% del flujo nor-mal, pero han ocurrido problemas de vibración en ven-ti1 dores grandes, de tiro inducido y de tiro forzado

a9cua do esas aletas se han cerrado entre 30 y 60%.Cuando hay altas velocidades en los duetos con un

ventilador equipado con aletas de guía de entrada, sedebe tener cuidado adicional para obtener formas sua-ves de flujo del aire en los duetos de entrada y salida y,además, que éstos sean tan fuertes como se necesite paraevitar daños por vibración; ésta se agrava con la turbu-lencia y con la graduación incorrecta de las aletas deguía de entrada. Véase Ref. 5 respecto a un tratamientogeneral acerca del funcionamiento de los ventiladores.

Los ventiladores axiales tienen límites (rango) estre-chos de operación a su máxima eficiencia (Fig. ll), locual los hace menos atractivos cuando se esperan varia-ciones en el flujo. La joroba en la curva de rendimientodel ventilador axial (Fig. 12); con alrededor del 75 % deflujo, corresponde al punto de ahogo. No es deseable laoperación de los ventiladores axiales entre este punto o

Flujo, %

Fig. ll Curvas de eficiencia para ventiladorescentrífugos y axiales.

(C) BHP, axia l

Caudal (gasto), %

Fig. 12 Comparación de rendimientos: presión totaly caballaje al freno de los ventiladores axialen comparación con los centrífugos.

aquél en el cual no hay flujo; es difícil predecir el rendi-miento.

248 VENTILADORES Y SOPLADORES

Tabla I Aplicaciones industriales típicas de los diversos tipos de ventiladores

Tipo de ventilador

Axial con Con curvatura Con curvaturaAplicación Tuboaxial a letas de guía Radial al frente hacia atrás Aerodinámico

Sistema de transportación X XSuministro de aire aquerpadores de petróleo y

gas u hogares X X X X X XReforzamiento de presionesde gas X X X

Ventilación de la planta X X X XCalderas, tiro forzado X X XCalderas, tiro inducido X XEscape de hornos rotatorios X XAlimentación de hornosrotatorios X X

Torres de enfriamiento X

Colectores de polvo yprecipitadoreselectrostáticos X X

Secado en procesos X X X X X

Gases de descarga dereactores o humo enchimeneas X X

X

En la figura ll se indica también la curva de eficien-cia de los ventiladores centrífugos (FC). Hay que teneren cuenta que estas curvas son generales y no implicanque los de, flujo axial sean menos eficientes.

En las aplicaciones en procesos, por lo general, es me-jor que’se utilicen ventiladores centrífugos, aunque setiene un traslape considerable en el rendimiento entrelos centrífugos y los axiales en el extremo inferior del in-tervalo (rango) flujo y presión. En la figura 12 se presen-ta una comparación del rendimiento de los ventiladorescentrífugos contra los axiales. En la tabla 1 se enumeranlas aplicaciones típicas.

En la figura 13 se ilustran los límites (rangos) de ope-ración de los ventiladores centrífugos y axiales, y estánbasados en los datos nominales de los catálogos. Losventiladores centrífugos estándar para ventilación fun-cionan hasta alrededor de 22 in de agua; más alla de estepunto; se pueden fabricar ventiladores de este tipo paratrabajo pesado, con relaciones de mayor compresión enciertos flujos, de acuerdo con las especificaciones reque-ridas. No suele haber ningún ventilador disponible paramás de 100 in de agua, con flujos de aire muy reducidos.

Cuando una aplicación queda fuera de los límites es-tándar, es aconsejable consultar con el fabricante paraver si puede construir uno especial para trabajo pesado.Cuando las presiones son más altas, puede ser difícil ladecisión inicial de si el proceso necesita un ventilador oun compresor. En este caso, puede ser necesario detenerprecios aproximados de ambos antes de hacer la selec-ción.

Procedimiento para el dimensionamiento

Para estimar las necesidades de caballaje para el aireen los ventiladores, cuando los cambios en densidad en-

tre la entrada y la salida son insignificantes, se puedeutilizar la siguiente fórmula para el aire:

Hp del aire = (144 x O.O361)Qh/33 000 (1)

en donde Q volumen de entrada, ft”/min y h aumentoen la presión estática, in de agua.

Para estimar el caballaje al freno (BHP), se puede uti-lizar un valor de eficiencia (Fig. 11) con la ecuación an-terior (eficiencia = caballaje del aire de salida/caballajede entrada). La eficiencia real dependerá del tipo deventilador. El caballaje de la unidad motriz se seleccionanormalmente para tener un margen de seguridad de po-tencia de, cuando menos, un 10% en el punto esperadode funcionamiento; el caballaje requerido con cualquierflujo es menor que el caballaje de la unidad motriz. Estopermite funcionar en condiciones que no sean las de di-seño.

En los catálogos de los fabricantes, por lo general seindican en tablas los ft3/min estándar en contra del au-mento de presión en el ventilador. Cuando el aire no es-tá en las condiciones estándar, hay que aplicar correc-ciones en el volumen, la presión y el caballaje, con el’finde poder seleccionar un ventilador de volumen y presión“equivalentes’ ’

Háganse las siguientes correcciones cuando las condi-ciones en la entrada no sean las estándar de 68°F y 14.7psia.

Corrección en el volumen

Corrección en la presión

(2)

SELECCIÓN DEVENTILADORES Y SOPLADORES 249

Fig. 13\;, Guía para selección de ventiladores, basada en aumento de presión contra flujo de aire, según valoresnomínales de catAlogos

Tabla II Valor de x ~610 para aire*

r 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9

1.0 0.0000 0.0028 0.0056 0.0084 0.0112 0.0139 0.0166 0.0193 0.0220 0.02471 . 1 0.0273 0.0300 0.0326 0.0352 0.0378 0.0404 0.0429 0.0454 0.0480 0.05051.2 0.0530 0.0564 0.0679 0.0803 0.0828 0.0652 0.0676 0.0700 0.0724 0.07471.3 0.0771 0.0794 0.0817 0.0841 0.0884 0.0886 0.0909 0.0932 0.0864 0.09771.4 0.0399 0.1021 0.1043 0.1065 0.1087 0.1109 0.1130 0.1152 0.1173 0.11951.5 0.1216 0.1237 0.1259 0.1279 0.13cul 0.1321 0.1341 0.1362 0.1382 0.14021.6 0.1423 0.1443 0.1483 0.1483 0.1503 0.1523 0.1542 0.1562 0.1581 0.16011.7 0.1620 0.1640 0.1659 0.1678 0.1697 0.1716 0.1735 0.1754 0.1773 0.17911.8 0.1810 0.1828 0.1847 0.1865 0.1884 0.1902 0.1920 0.1938 0.1956 0.19741.9 0.1992 0.2010 0.2028 0.2045 0.2063 0.2080 0.2098 0.2115 0.2133 0.21502.0 0.2167 0.2184 0.2202 0.2219 0.2236 0.2253 0.2269 0.2286 0.2203 0.2320

l Esta tabla se utiliza como en los ejemplos, si r = 1.00, x = 0.0000; si r = 1.01, x = 0.0028; si r = 1.86, x = 0.1920

250 VENTILADORES Y SOPLADORES

Método A: Utilícese la figura 14Método B: r8 = (A + P,)/A

x = r o.283 _ , ,(Véase tabla II respecto al

x; = x;(yz~rd”’

r, = (x, + 1)3.53 (Véase tabla II respecto al

valor de r<)

PEA = 14.7 (TC - 1) (3)

Corrección en el caballaje

Al efectuar los cálculos, se debe tener en cuenta lo si-guiente:

1. Háganse las sustituciones adecuadas en las ecua-ciones (2) a (4) si los catálogos del fabricante no serefieren a las condiciones estándar de 68°F y 14.7 psia.

2. Cuando se necesita un valor aproximado de lapresión equivalente del aire (P&, hay que entrar a la fi-gura 14 en la gráfica del lado izquierdo en la presiónapropiada y leer hacia arriba hasta encontrar la altituddel sitio. A partir de este punto, trácese una recta hastala temperatura máxima esperada en la admisión (gráficade la derecha) y bájese desde esta intersección hasta lapresión equivalente del aire en el eje X. Por ejemplo,para,obtener 6.0 psig a una altitud de 4 000 ft. y a

100°F, se debe seleccionar un soplador que produzca7.5 psig en las condiciones estándar.

3. Para tener un valor exacto de la PEA, se utilizan elmétodo B para corrección de la presión, de la ecuación(3), con los factores x de la tabla II.

4. El caballaje al freno necesario para las condicionesen el sitio se determina con las curvas estándar de rendi-miento.

5. Con gases que no sean aire, se utiliza la ecuación(5) para calcular la carga, y se selecciona un compresorque produzca esa misma carga sobre el aire. Después sepuede calcular el caballaje al freno con la ecuación (6).Para estas aplicaciones, hay que consultar al fabricante.

Ejemplos de cálculos

Ejemplo 1. Calcúlese el caballaje al freno requerido pa-ra estas condiciones: flujo en la succión = 10 000ft’$/min estándar, P, = 12.7 psia a 4 000 ft de altitud,

p2 = 4 psig, T, = 120°F.

= 12 700 ft3hín

r8 = 16.7/12.7 = 1318

x, =: 1.318°.283 - 1 = 0.805

re = (1 + 0.0884)3.53 = 1.35

Presión equiva/ente del ‘airepara empleo con curvas /

estándar de rendimiento

I

+ P. = 14.7

3 4 5 6 7 8 912 3 4 5 5.2 6 7 7.5 8 9

Presión de aire requerida en las condiciones del sitio, psig 1 Presibn equivalente del aire, psig

Fig. 14 Curvas de corrección de presión, según la altitud y la temperatura de entrada del aire

SELECCIÓN DE VENTILADORES Y SOPLADORES 251.

Ejemplo 2. Calcúlense caballaje al freno requerido(Eh+,,) y el flujo de masa (w) obtenibles para un sistemade dióxido de carbono seco, en un ventilador cuyas ca-racterísticas de manejo de aire son: P, = 14.7 psia, T,= 70°F; ft3/min reales (VA) = 26 000; presión de des-carga = 18 in de agua; caballaje al freno para el aire(E,,$,) = 103 (supónganse 98 hp para el aire + 5 hp pa-ra las pérdidas en los cojinetes); velocidad = 960 rpm.Los datos pertienentes del sistema de CO, son: K =1.3, peso molecular (M) = 44, T, = 100“F.

PEA = 14.7 x 0.353 = 5.2 psi (verifíquese el valorcon la figura 14).

Al consultar las tablas de valores nominales de catálo-go para un aumento de presión de 5.2 psi y 12 700ftP/min. reales (PC&iR).

E,,, = (++)(g)Ehw = (1/1.27) .‘%pe

Aunque, por lo general, hay que consultar al fabri-cante al dimensionar el ventilador para gases que nosean aire, se puede emplear el siguiente procedimientopara estimar el caballaje y flujo equivalentes del ventila-dor. La figura 15, que se utiliza en este procedimiento,se preparó con la ecuación para la carga politrópica (quees similar a la altura de columna en los líquidos) que seaplica a velocidades y flujos de entrada dados, sin queimporte el tipo de gas.

(5)

18 in manométricas de = 18 xagua 0.03613 = 0.65 p s i

P2 = 14.7 + 0.65 = 15.35 psia.P*/P1 = 15.35/14.7 = 1.045

Con R = 1.045, H = 1 260 (ft-lb)/lb (Fig. 15)

W26000 x 144 x 14.7 x 2 8 . 9

alre= = 1940 Ib

1 545 530/min

x

N=1940x 1260

= 0.75633 000 x 98

Se puede utilizar la figura 15 con poco error para efi-ciencias entre 0.60 y 0.80. Nótese que con bajas relacio-nes de compresión, se puede pasar por alto la compresi-bilidad del aire (o del gas).

Para determinar el caballaje requerido por un ventila-dor, se puede utilizar la ecuación (6).

Con dióxido de carbono y una carga de 1 260 (ft-lb)/lb, el factor B es:

B=(~)(f)=(~)(&&0.305

Y la razón de presiones es:

(6)(P*/P,)B = 1 + (+g) = 1 + ,ua,;;;;;;) = l 196

Aunque N en esta ecuación es la eficiencia politrópi-ca, es posible emplear eficiencias estáticas como prime-ras aproximaciones.

P2, in de agua manométricas (con P, = 14.7

\ psia o 407 in de agua)1 0 0

-= Tm= 1.80p2Pt

Por tanto, con 26 000 ft’/min reales y a 100°F, elflujo de masa (w) y el caballaje al freno (Eh,,) para elsistema de CO, son:

w=26 000 x 144 x 14.7 x 44

IW = 28.9 = 2 800 Ib CO,/min

T, = 70 F. (530 R.)1 545 x 560

5.000 - Z=l 2.800 x 1260N = 0.70 &ps = 33 000 x 0.756 =

141.2 hp. (más 5 hp para pérdidas en cojinetes)

Comprobación de la temperatura de descarga:

p2 *T2 = T, p( 1

= 560 x 1 196 = 670 OR. (210OF.)1

Antes de utilizar el ventilador de este ejemplo con dió-xido de carbono, hay que consultar al fabricante paradeterminar si el equipo es adecuado para el nuevo servi-cio. Podría sugerir cambiar la velocidad o restringir elflujo para disminuir la potencia requerida.

1.00 1.05 1.10 1.15 1.20 1.25

Relación de compresión, P2/ P,

Fig. 15 Carga politrópica contra relación de compre-

sión

Con una velocidad más baja, se reduciría la relaciónde presiones producida por el ventilador; se puede utili-zar las leyes de los ventiladores para estimar el nuevorendimiento. Tendría que restringirse el flujo a uno es-table para el ventilador y obtenerse con el fabricanteuna nueva curva de rendimiento.

252 VENTILADORES Y SOPLADORES

Por lo general, no se suele cambiar los ventiladores de un ventilador de tiro forzado para una caldera en el nor-un servicio a otro, pero se pueden aplicar los métodos te de Canadá, el aire de entrada puede estar a tempera-descritos para estimar la poteqcia requerida y, con los turas que van desde -5O’F hasta + 90’F. Por tanto,catálogos del fabricante, seleccionar el tamaño del venti- puede ser necesario utilizar un motor que no se sobre-lador. cargue con ninguna temperatura del aire de entrada.

Especificaciones y hojas de datos

Una parte esencial del dimensionamiento correcto esuna definición exacta de las condiciones y requisitos deoperación. Cuando se va a comprar un ventilador, seacostumbra enviar las especificaciones y hojas de datosa los fabricantes. Deben incluir no sólo la informaciónque permita al fabricante determinar el tamaño, sinotambién incluir los accesorios necesarios y dejar espaciosuficiente para incluir los datos del fabricante. Esto ayu-da a evaluar las características mecánicas y aerodinámi-cas del ventilador. Una hoja de datos típica incluye lospresentados en la tabla III.

Si los ventiladores se van a instalar a la intemperie,el motor y cualquier otro equipo eléctrico y de controlse deben especificar con carcasas y casetas adecuadas,por ejemplo, motor completamente encerrado, enfriadopor ventilador. El ventilador en sí se puede proteger conpintura.

También se debe recordar que la Air Moving andConditioning Assn., (AMCA)4 ha estandarizado lasdesignaciones de ventiladores y sopladores en cuantoa construcción resistente al chisporroteo, diámetros delas ruedas, áreas de salida, tamaños disposiciones de lastransmisiones, posiciones de la caja de entrada, rotacióny descarga, posiciones del motor y límites de operación.

Hay que definir con la mayor exactitud posible las ca-racterísticas del gas y las condiciones de operación. Sedeben incluir la máxima gama esperada de composi-ción, presiones y temperaturas del gas. Por ejemplo, en

. Lo anterior está incluido en las normas AMCA 2401a 2410 y se deben consultar para la especificación preci-sa del ventilador. En las plantas de proceso se suele utili-zar la construcción Clave IV, que abarca ventiladorescon aumento total de presión mayor de 12.25 in deagua.

Tabla III Información que se debe incluir en la hojade datos

Costos de inversión

Es dificil estimar con exactitud los costos de los venti-Características del gas Accesorios requeridos ladores centrífugos debido a los muchos y diferentes ti-

pos, clases y configuraciones existentes. Una base con-servadora alrededor de 30 a 40 dólares por hp al freno(bhp) para ventiladores de alrededor de 50 000 ft3/miny presión de 45 in de agua (500 bhp), y de alrededor de60 dólares/bhp para los de 25 000 ft3/min y presiónde 40 in de agua (250 bhp).

ComposiciónPeso molecularFlujo requerido

Condiciones ycaracterís ‘cas de

“\operaciónPresión y temple ratura de

succiónPresión y temperatura de

descargaPotencia requeridaVelocidad del ventiladorRotación del ventiladorDiámetro del impulsorNúmero de etapasTipo de ventiladorPar (motor) al arranqueMomento de inercia

Cojinetes y lubricación

Tipo de cojinetes (radiales yde empuje)

Sisrema de lubricación ylubricante recomendado

Conexiones

TamaAo y capacidad nominalUbicaciónConexiones para drenaje

Unidad motriz (motor,turbina de vapor, turbinahidráulica, otro)

Información del acoplamiento(fabricante, tipo, tamafio, etc.)

Engranaje requeridoControl (reguladores de tiro,

aletas de guía de entrada,unidades motrices develocidad variable, aspasde paso variable, actuadoresaxiales

Equipo de seguridad (presibn,temperatura, vibración)

Filtros o coladores de admisiónAgujeros para limpiezaEquipo y revestimientos para

atenuación del ruido

Especif icaciones deconstrucción y materiales

Para carcasa, impulsor, árbol yotras piezas

Tipo de sellosDiametro del arbol

Pruebas y diversos

Pruebas requeridasInspecciónPruebas ante representantesPruebas de la unidad motrizPesos

Esos costos incluyen el ventilador, el motor totalmen-te encerrado con enfriamiento por ventilador, el acopla-miento y su protector, el montaje de la placa base paralas unidades pequeñas y los materiales estándar deconstrucción; no incluyen arrancadores, accesorios ycontroles. Se puede encontrar una guía general de cos-tos para ventiladores, hasta de 1 000 bhp y para 20 inde agua, en el nomograma preparado por J.R.F. Alon-so6

El precio relativo de los ventiladores pequeños de altapresión y una etapa, hasta de 100 ft3/min es elevado.Por ejemplo, un ventilador para 65 ft3/min a 14 in deagua costó hace poco más de 1 000 dólares/bhp. El pre-cio de los sopladores, en general, está entre 50 y 60 dóla-res/bhp. Cuando el proceso exige una construcción deacero inoxidable, el costo puede ser dos o tres veces ma-yor que cuando se usan materiales estándar.

Unidades motrices y acoplamientos

Si la propulsión del ventilador va a ser con turbina uotro medio de velocidad variable, hay que determinar silas piezas rotatorias resistirán la operación hasta llegara la velocidad de disparo del propulsor. En las turbinasde vapor el disparo se ajusta entre 10 y 15 % por arribade la velocidad normal. Es aconsejable incluir en las es-

SELECCION DE VENTILADORES Y SOPLADORES 253

pecificaciones una prueba del conjunto rotatorio a la ve-locidad de disparo. En la tabla IV se enumeran lasventajas y desyentajas de diversas unidades motrices develocidad variable.

Cuando se utiliza engranaje entre el propulsor y elventilador, hay que hacer un análisis torsional de todoel tren 0 sea transmisión, acoplamientos, engranaje yventilador. Este análisis lo puede realizar el fabricantedel ventilador o el de la unidad motriz, y debe comprar-se con la unidad.

The Ameritan Gear Mfre. Assn. (AGMA)’ reco-mienda incluir un factor de servicio para el engranaje.Se suelen aplicar los siguientes factores a la capacidad depotencia del propulsor para obtener el caballaje nominalde la unidad de engranes.

Motor decombustión

internaMotor (cilindros

Tipo de ventilador eléctrico Turbina múltiples)

Centrífugo, inclusosopladores y de

-L. tiro forzado 1.4 1.6 1.7De tiro inducido 1.7 2.0 2.2Industriales y para

minas 1.7 2.0 2.2

Las pérdidas de alrededor de un 2 % o de un 5 % , se-gún el tipo y la calidad de unidad de engranes, se sumana la potencia requerida en el propulsor.

Los accesorios para el engranaje, según su tamaño,pueden ser termómetros para cojinetes, detectores de vi-bración, el tipo de cojinete de empuje (caras cónicas, ’cuerpo basculante, antifricción, de reborde, etc.) y al-gún tipo de sistema de lubricación. En ventiladores pararefinerías, se puede aplicar la Norma API 613.g

Además de las consideraciones anteriores, hay quedecidir si la unidad motriz se compra junto con el venti-lador o por separado. Si el ventilador es grande, es pre-ferible comprarlo con el motor, para evitar losproblemas de coordinación en la selección del motor yel acoplamiento.

El fabricante del ventilador debe determinar una cur-va esperada de velocidad contra el par (torsión) (Fig. 16)y el momento de inercia del ventilador. Esto le permitiráseleccionar el motor correcto para la aplicación. El aco-plamiento lo debe suministrar el fabricante del venti-lador.

Otros componentes en que se requiere coordinacióncon los fabricantes son la bancada o placa de base parael ventilador y el motor, y el protector para el acopla-miento.

Algunas de las complejidades de la coordinación seilustran con el siguiente caso real.

Un ventilador industrial de tiro forzado, para unos150 000 ft3/min de aire a 38 in de agua manométricas,que necesitaba 1 300 bhp para el aire, iba a tener doblepropulsión, con motor eléctrico y turbina, y embragues

Tabla IVVentajas y desventajas de las unidades motrices de

velocidad variable para ventiladores

Ventajas Desventajas

Motor de corriente continua

Amplios límites (rango) de Alto costo inicial; requierevariación de velocidad equipo de conversión de ca aajustable, sin CC; problemas de instalaciónescalonamientos y mantenimiento

Motor de ca de velocidad variable

Todas las ventajas de unidad Alto costo inicialde CC de velocidad variable;muchos no tienenconmutador o escobillasque necesitenmantenimiento

Motor de ca de dos velocidades

Cambio sencillo de la velocidad Sólo hay dos velocidades; seincluyen motores de devanadosencil lo y polos consecuentes(con relación de velocidadesde 2: 1) y motores conamplitud modulada en lospolos, con relación develocidades de 3:2 a 3:l

Unidades hidr6ulicas

Bajo costo, sencillas; permitenarrancar al motor en contrade un par motor bajo;generalmente libres deproblemas

Ineficientes excepto a plenavelocidad; algunos embragueshidráulicos son difíciles decontrolar cerca de la posiciónde plena velocidad; se necesitaun sistema auxiliar delubricación

de un sólo sentido para que el motor o la turbina pudie-ran hacer funcionar el ventilador.

El ventilador y el motor se compraron en otros países,a distintos fabricantes; la turbina, el engranaje, los em-bragues y el acoplamiento, en Estados Unidos, con laparticipación del fabricante de la turbina. Con tal canti-dad de fabricantes, no se pudo responsabilizar a nadiedel funcionamiento de la unidad; el resultado fue que nose pudo funcionar el ventilador en la fábrica con el mo-tor ni con la turbina.

Es mucho más sencillo y, quizá menos costoso a lalarga, comprar todo el equipo con la intervención de unsolo fabricante; en especial cuando puedan ocurrir pro-blemas en el campo y sería difícil determinar el respon-sable.

En la Ref. 7 se puede encontrar una buena descrip-ción de motores para ventiladores y la forma en que elmomento de inercia (WZ?), el peso del ventilador yotros factores influyen en la selección del motor.

VENTILADORES Y SOPLADORES

8 0 -

6 0 -

Mgtor: 600 hp, = 3 550 rpm- Ventilador: WK2 = 5 690 Ib-f?

0 2 0 40 60 80 100

Ve loc idad , %

Fig. 16 Curva de velocidad contra momento detorsión para estimar el caballaje delventilador, para el aire o gas

Controles del ventilador

El rendimiento de un ventilador centrífugo o axial sepuede modificar variando la velocidad del ventilador ocambiando las condiciones de presión en la entrada, lasalida o en ambas con aletas de guía en la entrada o conreguladores de tiro. Los de flujo axial también se pue-den controlar si se cambia el paso de las aspas.

El más eficiente de esos métodos es el cambio de velo-cidad. Sin embargo, como esta característica no es de

b so general, pues los ventiladores suelen tener motor de/ velocidad constante, hay que recurrir a otro medio para

variar el flujo; quizá lo mejor sea con aletas variables deguía en la entrada que deben comprarse con el venti-lador

El control más común en los ventiladores centrífugosde velocidad constante es el regulador de tiro. Cuandose cierra y se reduce la presión de entrada, aumenta larelación de presiones, con lo cual el punto de funciona-miento sobre la curva del ventilador se mueve en la di-rección del flujo más bajo.

A veces, la caída adicional de presión se logra con unregulador de descarga, pero se desperdicia más potenciaque con el regulador de tiro. Los reguladores parcial-mente cerrados en los ventiladores axiales pueden au-mentar la potencia conforme reducen el flujo, deacuerdo con las características generales de rendimientode tales ventiladores.

Las oscilaciones, que constituyen una condición deflujo inestable en los compresores dinámicos, tambiénpueden ocurrir en los ventiladores, al tener caudales (ogastos) menores que los normales, cuando el ventilador(o el compresor) ya no pueden producir la presión re-querida. En los ventiladores o sopladores con presiónmayor de 55 in de agua (2 psi) y de más de 150 bhp, lasoscilaciones pueden producir daños. Por tanto, se debepensar en el empleo de algún control de oscilaciones.

A veces, en ventiladores de carga elevada en serviciocon un gas, puede ser necesario derivar parte del gas dela descarga hacia la succión, para mantener el flujo porencima del mínimo requerido para evitar las oscilacio-nes. Hay que enfriar el gas y tomarlo desde un puntoen el tubo de descarga corriente arriba del evitador deflujo inverso en la descarga (si se utiliza). En serviciocon aire, se puede mantener el flujo por arriba del puntode oscilaciones si se arroja aire a la atmósfera o se dejasalir algo de aire en el lado de la succión (en los ventila-dores de tiro inducido).

Para evitar una posible rotación inversa después delparo, se debe considerar algún evitador de flujo inversoen ventiladores extractores de gas de un sistema cerra-d o .

Vibración

Los límites de vibración dependen de la velocidad.Una amplitud máxima pico a pico, media en las tapasde los cojinetes, se clasificaría como “buena” según latabla siguiente. Las vibraciones 2.5 veces mayores queesos valores, se considerarían “ligeramente fuertes”,pero todavía aceptables después de cierto tiempo de tra-bajo.

RPm Amplitud de vibración “buena”, in

400 0.003

8 0 0 0.002

1 200 0.00131 800 0 . 0 0 0 8

3 600 0.0005

A velocidades más bajas, digamos menores de 800rpm, los valores de la amplitud aceptable de la vibra-ción, tomados de tablas pueden no ser un buen criterio.Entonces es preferible limitar la velocidad de vibracióndel árbol a 0.1 in.

Hay que considerar el monitoreo de las vibracionesen ventiladores en servicio crítico, para dar alarma au-tomática cuando llegan a un valor peligroso. Si se pideal fabricante balancear el conjunto rotatorio (ventiladory árbol) pueden minimizarse las vibraciones por esacausa. En Jos ventiladores grandes es posible que el im-pulsor se envíe desmontado al usuario. El fabricante de-be ser el responsable de balancearlo hasta el puntoconvenido con el usuario.

Atenuación del ruido

Se debe instalar equipo para atenuación de ruido enventiladores que sobrepasen los límites establecidos. Sinembargo, es muy difícil especificar el nivel máximo delruido de un ventilador.

La potencia del sonido generada por un ventiladordepende del flujo, nivel de presión, tipo y configuracióndel impulsor. No es posible diseñar un ventilador silen-cioso para altos valores de presión; en los de 2 a 3 psi,no es raro que el nivel de potencia del ruido sea de 110

SELECCIÓN DE VENTILADORES Y SOPLADORES 255

a 130 dB. Por supuesto, este tipo de ventilador se debeinstalar en un lugar alejado o modificarse con atenuado-

.res de sonido para hacer que el nivel de ruido quededentro de límites aceptables. En la Walsh-Healey Act’”y la Occupational Safety and Health Act (OSHA)14 seespecifican los niveles sonoros permisibles en las zonasde trabajo.

Para disminuir la intensidad del ruido, se pueden uti-lizar silenciadores, aislamiento alrededor de los duetos yrevestimiento en los muros 0 una caseta acústica. Laspérdidas de presión del ventilador en los atenuadores ci-líndricos por lo general son de 2 in de agua o menos.

El equipo silenciador se puede instalar en los duetosde entrada o salida, cerca del ventilador o alrededor dela carcasa. Los fabricantes darán los datos del nivelde ruido generado por determinado ventilador; estos sesuelen tomar de pruebas en la fábrica en instalacionestípicas de campo de ventiladores similares.

Si los silenciadores de admisión y descarga están calcu-

rJuntas de unión

estática - 7‘unto dinámico

-2s

Elemento estacionario _I \ iI Elemento de

Elemento f lotante - transmisión

lados para las condiciones nominales de funcionamien-to, darán la atenuación requerida. Se fabrican para co-locarlos en duetos redondos o rectangulares, conmateriales estándar o especiales y con relleno acústicoespecial para atmósferas corrosivas. II. l2

Fig. 17 El sello del tipo de contacto mantiene todaslas caras en contacto constante con el Árbolpara evitar fugas

En ocasiones, cuando una aplicación necesita másbien un compresor, el costo de un ventilador y los acce-sorios asociados para atenuación del ruido puede sermenor que el de un compresor cuyo ruido máximo estédentro de los límites permitidos.

Carga en la brida; sellos del árbol

Por lo general, los fabricantes requieren que los duc-tos conectados no transmitan carga a la carcasa del ven-tilador; cosa deseable, pero cuando es inevitable aplicarcargas, por la dilatación térmica o el peso, existe la posi-bilidad de reforzar la carcasa para evitar la deformacióny la desalineación.

En un sistema fijo el caudal (gasto) en fG/min tendráuna pérdida de presión ocasionada por la resistencia delsistema. La pérdida de carga en un sistema de ventila-dor se calcula en forma similar a la del flujo de fluidosen la tubería de un proceso. Primero se desglosa el siste-ma complejo en sus componentes, con valores conocidosde caída de presión. La suma de estas resistencias es laresistencia total del sistema.

Por lo general, resulta tolerable cierta cantidad de fu-gas por los sellos del ventilador y el árbol, pues una con-sideración importante es la facilidad de reemplazo de lossellos, que pueden ser de fieltro, caucho natural o sinté-tico, asbesto u otros materiales.

Si no se puede permitir las fugas, se utilizan sellos decontacto. Un tipo (Fig. 17) tiene un elemento central,que proporciona compensación anular, bajo carga deresorte, para mantener todas las caras en contacto cons-tante. Se dice que es adecuado para líquidos, gases, va-pores y sólidos finos en las industrias química,petrolera, farmacéutica y alimentaria.

Análisis de los sistemas

La resistencia total del sistema incluiría la que hay enel dueto principal a la entrada del ventilador, la del duc-to principal desde la descarga del ventilador hasta el ex-tremo del mismo y las de los tubos o duetos ramales,filtros, colectores de polvo, rejillas u otros componentes.La persona sin experiencia en estos aspectos debe con-sultar a un especialista.

En una curva típica de sistema de ventiladores (Fig.18) la presión estática del sistema (PI) es una funciónparabólica. El punto de operación (PO) está en la inter-sección de la presión estática del ventilador y la P, delsistema.

En ocasiones, los ventiladores que no funcionan en elPO de diseño son inestables y producen pulsaciones,que pueden dañar el ventilador, el sistema o ambos. Pa-ra evitar el problema, se debe seleccionar el ventiladorde modo que su PO siempre esté dentro de los límitesestables, es decir, en la parte descendente de la curva deflujo contra aumento de presión y, de preferencia, conalgún flujo que corresponda sólo a un punto de aumentodépresión. En la figura 18, por ejemplo, esto correspon-de a flujos mayores de 17 500 ft3/min.

Otro factor importante en el diseño de un sistema esla elección de las aspas. Por ejemplo, como se indica enla figura 19, hay menos posibilidad de acumulación departículas sobre las aspas si éstas son de curvatura alfrente, pero a cambio de estabilidad en el ventilador. Elde aspas con inclinación inversa es más estable; las as-

Para tener funcionamiento adecuado de un ventila-dor, hay que comprender los efectos del sistema sobre elpropio ventilador; en otra forma, ninguno de los dostrabajará bien. Un sistema de ventilador consiste en to-da la trayectoria del aire, que suele ser una combinaciónde tubos o dvctos, serpentines, filtros, bridas y otroequipo.

256 VENTILADORES Y SOPLADORES

E100 Q)

..k

80 ;=2-- -

Altitud: Nivel del mar

Densidad: 0.075 Ib/f?

1 2 0

OL ,@f- 1 I I 1 I I 1 100 5 1 0 1 5 2 0 2 5 3 0 3 5 4 0 4 5 5 0

Flujo de aire, miles de ft3/min

Fig. 18 La curva del sistema de ventiladores ubica el punto de operación en la intersección de la presiónestática del ventilador y la PS del sistema

pas de curvatura al frente deben acoplarse con todo cui- de diámetro para 120 000 ft’estándar/min para una- dado al sistema de duetos. presión estática máxima de sólo 2 in de agua.

Materiales de construcciónLos de FRP, con aspas de inclinación hacia atrás,

pueden manejar flujos de 65 000 ftî/min a una presiónestática de 3 in y velocidad de 8 200 ft/min en la punta.Con soportes y refuerzos especiales, los ventiladores deFRP con aspas radiales pueden manejar presiones hastade 20 in de agua, con caudal hasta de 45 000 ft’/min yvelocidad de 16 500 ft/min en las puntas de las aspas.

Los materiales de construcción y los tipos de-sellos de-penden de la composición del gas que se maneje. Losmateriales estándar incluyen hierro fundido y acero alcarbono para carcasas; aluminio y acero al carbono enlos impulsores y acero al carbono para los árboles. En

)algunos casos se pueden requerir otros materiales. Por/ejemplo, si el ventilador tiene que mover una mezclahúmeda de amoniaco, dióxido de carbono y aire, puedeser necesario el acero inoxidable (304 ó 316) para todaslas piezas que hacen contacto con el gas.

Se utilizan también los plásticos reforzados con fibrade vidrio (FRP), aunque tienen limitaciones en la pre-sión. Por ejemplo, se construyó un ventilador de 7.5 in

La resistencia a la corrosión se puede aumentar conmateriales especiales de revestimiento, a menudo obte-nibles con los fabricantes y a menor costo que los mate-riales especiales. Sin embargo, la buena aplicación delrevestimiento depende mucho de la experiencia en apli-caciones anteriores, en un servicio similar.

Los revestimientos por lo general se clasifican comode secado al aire, como las pinturas especiales, asfalto resi-nas epoxi, fenólicas de secado al aire, vinilo, siliconas o

Volumen de entrada -+-

Fig. 19 Rendimiento del soplador con diferentes tipos de impulsores

.

zinc inorgánico, y de secado en horno, como el poliéster,con refuerzo de libra de vario o sin él, el cloruro de poli-vinilo, las epoxi y las fenólicas secados en horno.

Cuando se especifique un revestimiento, hay que in-dicar la zona y el espesor de la aplicación. La prepara-ción de la superficie y el método de aplicación deben serlos indicados por su fabricante. Por lo general, en laspropuestas del fabricante del ventilador se suelen incluirlas superficies tratadas con chorro de arena o de perdi-gones, pero no las preparaciones especiales.

Puede ser imposible aplicar revestimiento de secadoen horno en las superficies internas y externas comple-tas; en algunos casos, es posible que resulte satisfactoriosólo en las superficies para la corriente de aire y muchomenos costoso. Por ejemplo, en un soplador para com-primir 100 ft”reales/min de amoniaco y sulfuro de hi-drógeno desde 18 hasta 21 psia, su fabricanterecomendó revestir sólo las partes internas con Heresite(Heresite and Chemical Co., Manitowoc, WI) a un cos-to de alrededor de 1 000 dólares por soplador.

. Las temperaturas permisibles para los revestimientos’ deben ser mayores, por un amplio margen que las espe-

radas de funcionamiento. El caucho, que se utiliza a ve-ces, está limitado a unos 180°F. La velocidad en laspuntas de ruedas revestidas con caucho es de unos 13000, ft/min (0 menor para capas gruesas).

Como regla general, el límite superior de la velocidaden las puntas de los ventiladores industriales modernosgrandes es de unos 40 000 ft/min; a esa velocidad se pue-

¡ den lograr aumentos de presión del 25% con aire. Si laI! rueda tiene cualquier revestimiento, debe funcionar a

velocidad más baja, con lo cual se limita la relación depresiones.

Los revestimientos con resinas epoxi, como la Coroli-ne o las poliéster, como la Flakeline (fabricadas porCeilcote Co., Berea, Ohio), sirven también para prote-ger las superficies del ventilador contra los gases corrosi-vos. Estos revestimientos y los similares se puedenutilizar para velocidades en las puntas hasta de 20 000a 28 000 ft/min. Sin embargo, si hay partículas abrasi-vas, polvo o gotitas de líquido en la corriente de gas,puede fallar el revestimiento y hay que fabricar el venti-lador con materiales adecuados.

Para reducir costos, algún fabricante puede recomen-dar aplicar un recubrimiento en el árbol y algunos com-ponentes de baja velocidad y utilizar superficiesmetálicas adicionales atornilladas, remachadas o aplica-das con pistola en las piezas de alta velocidad. Puedenser satisfactorias la aleaciones Colmonoy 5 (Wall Col-monoy Corp., Detroit, Mich.), Stellite 3 y 5 (StelliteDiv., Cabot Corp., Kokomo, Ind.) e Inconel X (Inter-national Nickel Co., Huntington, W.Va.) en mediossujetos a corrosión por esfuerzo por el sulfuro de hidró-geno. Si la construcción del ventilador lo permite, sepueden emplear placas de Inconel X, de Hastelloy (Ste-llite Div., Cabot Corp.) u otros materiales, atornilladaso remachadas para minimizar la erosión.

Cada fabricante tiene sus propios métodos de cons-trucción de los ventiladores. Las carcasas e impulsorespueden ser remachados, soldados, moldeados o atorni-llados. Los cojinetes pueden ser del tipo de mangui-

SELECCION DE VENTILADORES Y SOPLADORES 257

to (chumacera) o antifricción y, según sean la veloci-dad, carga y temperatura, pueden ser autolubricados onecesitar sistema de lubricación. La duración mínima yla temperatura máxima para cojinetes antifricción, sedeben especificar de acuerdo con las normas ANSI. Porlo general, se acepta una duración mínima de 30 000 ho-ras; pero, en ventiladores de trabajo pesado, 50 000horas es una cifra conservadora. Las temperaturas delos cojinetes, medidas en el interior, no deben exce-der los 180°F.

Pruebas de rendimiento

Las pruebas de los ventiladores en la fábrica se suelenhacer con entradas abiertas y duetos de descarga lisos,largos y rectos. Como estas condiciones rara vez se pue-den reproducir en el sitio de instalación, el resultado esreducción en la eficiencia, menoscabo en el funciona-miento y, en casos extremos, falla del ventilador o so-brecarga de la unidad motriz. Aunque las condicionesen la entrada influyen más en los ventiladores que las dedescarga, los duetos de entrada y salida deben permitirel patrón de flujo correcto.

Los ventiladores de flujo axial son más susceptibles alas condiciones de entrada que los centrífugos. Hay elcaso de un ventilador existente, axial con aletas de guía,de 33 in de diámetro, 1 000 rpm, que tuvo un 70% deeficiencia y presión total de 1.0 in de agua monométri-ca, al conectar la entrada a un codo liso de 90’ (relaciónde 2 entre radio exterior e interior).

Con flujo constante, cuando se utilizó un codo angu-lar con aletas desviadoras en lugar del liso, la eficienciacayó al 54% y la presión total, a 0.8 in de agua mono-métricos. Con un codo angular sin aletas, la eficienciafue del 45% y la presión total de 0.6 in de agua mono-métricos. “’

Aunque las pruebas en fábrica pueden descubrir laintegridad mecánica o el comportamiento aerodinámicode un ventilador, es posible que la cantidad y alcance delas pruebas los determine el tamaño del banco de prue-bas. Para unidades en servicio crítico, puede ser un fac-tor decisivo en la selección del ventilador.

Sin duda, debe obtenerse una prueba mecánica de fá-brica, que debe durar cuando menos dos horas a veloci-dad máxima continua, si es posible de alguna manera.La prueba debe certificarse y obtenerse lecturas de lastemperaturas de cojinetes, flujo de aceite y amplitudesde vibración. En los turboventiladores, también se debehacer una prueba de sobrevelocidad.

Las pruebas en fábrica se recomiendan cuando:n Los ventiladores son centrífugos o axiales gran-

des; su diseño no se ha fabricado antes o son de un tipoexistente, pero de mayor tamaño.n La eficiencia propuesta está en el extremo supe-

rior de la escala para el tipo de ventilador y los costosde energía son elevados.n El ventilador estará en servicio crítico y, si no

puede llegar al punto garantizado de operación porcualquier margen, el resultado sería muy costoso.

Debido a que los reglamentos para pruebas,‘,* sólobosquejan los métodos de prueba, pero no mencionan

258 l VENTILADORES Y SOPLADORES

penalizaciones por no cumplir con el rendimiento pro-metido, el comprador debe especificar los límites acepta-bles.

Es muy difícil efectuar pruebas precisas en el sitio deinstalación, pero si el rendimiento no es satisfactorio, elcomprador debe tener la opción de hacer que el fabri-cante supervise esa prueba. Aunque las condiciones dela fábrica para medir presiones, temperaturas, hume-dad del aire en el sistema y consumo de potencia no sepueden reproducir en el sitio de instalación, sí es posibledemostrar las deficiencias graves y exigir la corrección.Para los ventiladores que pueden necesitar pruebas enel sitio, se deben incluir suficientes instrumentos o luga-res para colocarlos en la distribución de tales ventila-dores.

Lineamiento para la instalación

Una base fuerte para instalar el ‘ventilador es esencialpara un trabajo correcto, largo y libre de problemas. Lacolocación ideal es en losas de concreto, al nivel del piso.Si hay que montar en una estructura elevada, por ejem-plo, en la parte superior de un horno, se debe tener má-ximo cuidado con el balanceo para evitar sacudidas. Eninstalaciones críticas se necesita el análisis de vibracio-nes de toda la estructura.

Una regla aproximada para instalar ventiladores enlosas de concreto en la rasante es utilizar un peso de con-creto, que tenga aproximadamente seis veces la masa delos elementos rotatorios de la unidad.

Amedida que se instala el ventilador en su base, sedeben utilizar soleras y calzas para ayudar a su alinea-ción con la unidad motriz y el engranaje (si se utiliza).La alineación es en especial crítica en los ventiladores detiro inducido que trabajan a altas temperaturas, para lascuales hay que tener en cuenta los movimientos confor-me la carcasa, el árbol y el impulsor alcanzan su tempe-ratura de operación. Si es posible, se debe monitorearen forma continua las vibraciones mientras se calientahasta su temperatura normal. Un aumento gradual enlas vibraciones indica alineación deficiente a causa delaumento de temperatura.

Cuando se utilizan cojinetes de bolas o de rodillos enárboles movidos con bandas V, hay que tener cuidadode evitar la precarga excesiva de los cojinetes, que po-dría doblar el árbol cuando se tensan las bandas. Cuan-do se utiliza esta transmisión, las poleas se debenmontar junto con el impulsor en la fábrica, en el mo-mento en que se balancean.

Si la temperatura de los cojinetes pasa de 180”F, pue-den emplearse lubricantes especiales. Pero si la tempe-ratura es infer ior a -3O”F, aparte de emplearlubricantes especiales, los metales de los cojinetes debenser de fabricación especial.

Los dispositivos de seguridad para ventiladores sonlos mismos que para los compresores centrífugos. Si elventilador requiere sistema de lubricación separado,hay que instalar protección adecuada para presión ytemperatura, con el fin de evitar que funcione en seco,incluso cuando sigue girando por inercia en el caso deinterrupción de la potencia. Se recomiendan interrupto-res por vibración en ventiladores de alta velocidad, en

servicio con alta temperatura 0 polvo y para la mayorp:.rte de los de flujo axial.

Un estudio de los problemas de arranque durante losúltimos siete años, indica una incidencia muy pequeñade fallas atribuibles a los ventiladores y a sus unidadesmotrices. Las fallas en los centrífugos fueron menores yse corrigieron con facilidad; las de los de flujo axial fue-ron más serias, pero sólo ocasionaron daños menores aotro equipo.

Agradecimientos

Las siguientes compañías suministraron informacióno ilustraciones, o ambas cosas, para este artículo: Ame-rican Standard, Inc., Industrial Products Div., Detroit,Mich (Figs. 3, 4, 9, 10); Buffalo Forge Co., Buffalo,N.Y. (Fig. 8); Castle Hills Corp., Pigua, Ohio; Clark-son Industries, Inc., Hoffman Air Systems Div., NewYork, N.Y. (Figs. 2, 14); Ernest F. Donley’s Sons, Inc.,Cleveland, Ohio (Fig. 17); Dresser Industries, Inc.,Franklin Park, 111.; Fuller Co., Lehigh Fan & BlowerDiv., Catasauqua, Pa. ; Garden City Fan & Blower Co.,Niles, Mich.; Joy Mfg. Co., Pittsburgh, Pa.; Lau., Le-banon, Ind.; The New York Blower Co., Chicago, Il 1(Figs. 6, 7, 18); Niagara Blower Co., Buffalo, N.Y.;Westinghouse Electric Corp., Westinghouse SturtevantDiv., Boston, Mass.; Zurn Industries, Kalamazoo,Mich. (Fig. 5).

Referencias1 . “Mark3 Standard Handbook for Mechanical Enaincers,” 7 th ed . , T.

Baumeistcr. Cd.4 McGraw-Hill, New York (19673:2. “ASME Standard PTC-ll,” Test Codc for Fans, Amcrican Soc. of

Mechanical Engineers, New York.3 . “API Standard 617,” Amcrican Petrolcum Inst i tute , New York.4. “AMCA Standard 210-67,” Test Code for Air Moving Devices, Air

Moving and Conditioning Assn., Park Ridge, 111.5. Fans. A Special Rcport, Power, Mar. 1968.6. Alonso, J. R. F., Estimating thc Costs of Gas-Cleaning Plan& Chem.

Eng., Dec. 13, 1971, p. 86.7. Rajan, S., and Ho, T. T., Large Fan Drives in Cement Plan& IJXE

Tronsacfions IGA, Vol 101.7, No. 5, Sept.-Oct. 1971.8. Ameritan Gear Mfrs. Assn., Washington, D.C.9. “API Standard 613,” High-Speed, Special-Purpose Gear Units for

Relinery Scwice, 1st ed., Americnn Petroleum Institute, New York(1968). -

10. Walsh-Hcaly Act, Fe¿eral Regisrer, Val. 34, No. 96, May 20, 1969;reviscd, Jan. 24, 1970.

Il. “ASHRAE Guide and Data Book,” Chapter 31, Ameritan Soc. ofHeating, Refrigerating and Air Conditioning Enginecrs. New York(1967).

12. Graham. J. B.. How To Estimate Fan Noise, Sound ond Vibration,M a y 19i2.

13 . Christie, D., Fan Performance as Affected by Inlet Conditions,ASHRAE Transactions, VOI. 77, Part 1, 1971, pp. 84-90. AmeritanSoc. of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineers, NewYork.

14. Occupational Safety and Health Act. Federo1 Regisfer, Vd. 36, NO.105, May 29, 1971.

15. “Fan Engineering,” Buffalo Forge Co., 1970 ed., Buffalo, N.Y.

El autorRobert Pollak es especialista en

i n g e n i e r í a , e n B e c h t e l , Ix., Reti-nery and Chemical Div., P. 0. Box3 9 5 5 , S a n F r a n c i s c o , C A 9 4 1 1 9 ,encargado de la especificación y sc-lección de compresores y ventilado-res centrífugos y reciprocantes, asícomo de sus motores eléctricos, tur-binas de vapor y otras unidades mo-trices para los mismos. Tiene maes-tría en ingeniería mecánica por laUniversity of Illinois. Es miembrod e ASME.

.

Ventiladores y sistemasde los ventiladoresEn las industrias de procesos químicos el codo de instalación y operación de losventiladores puede ser considerable, por lo que es importante conocer la formacorrecta de seleccionarlos y aplicarlos. En este artículo se describen elfuncionamiento, la selección de los ventiladores y el diseño de los sistemas.También se presentan los ventiladores de plástico reforzado con fibra de vidrio que

se utilizan en atmósferas corrosivas.

John E. Thompson y C. Jack Trickler. The New York Blower Co.

Los ventiladores y sus componentes pueden represen-tar una parte considerable del costo total de la planta,y esté puede aumentar mucho si no se aplican los funda-mentos establecidos de selección, aplicación, operacióny mantenimiento. Asimismo, el alto costo de la energíaexige amplia atención a la eficiencia de los ventiladores.

El ingeniero debe conocer los tipos principales de ven-tiladores y sus empleos recomendados, y cómo seleccio-narlos para servicios desde el suministro de aire limpiohasta el manejo de gases corrosivos, explosivos y conabrasivos. Además, la persona que prepara las especili-caciones debe conocer los principios de diseño de siste-mas de ventiladores; es decir, cómo tener la seguridadde lograr el funcionamiento esperado. El ingeniero aquien le sea necesario considerar corrientes de aire o gascorrosivos debe conocer las diferencias entre los ventila-dores de plástico reforzado con fibra de vidrio (PRF) (si-gla en inglés, FRP) y los de acero o de aleaciones.

En este artículo se incluyen los aspectos básicos de losventiladores y su selección, los efectos de los sistemas ylos ventiladores de PRF. Dado que no se ha dado unadiferencia significativa entre ventilador y soplador, eneste artículo sólo se mencionarán como ventiladores. Sinembargo, es importante que el ingeniero comente susnecesidades específicas con el posible proveedor parahacer la selección más atinada e incluir todos los factoresy limitaciones en el rendimiento.

Fundamentos de losventiladores

Las características de rendimiento de un ventilador sedeterminan, principalmente, por la forma y colocaciónde las aspas de la rueda. Por ello, en la actualidad pue-den clasificarse en cinco grupos que, en términos gene-rales, en orden de eficiencia decreciente son: aspas deinclinación hacia atrás, axiales, con curvatura al frente,de punta radial y radiales. La rueda del ventilador axialimpulsa el aire o gas en línea recta; los otros tipos deruedas son centrífugas.

Aunque las características generales de rendimientode estos tipos son-las mismas en todos los fabricantes,varían las capacidades específkas, las recomendacionesy las limitaciones.

Ventiladores con curvatura hacia atrás

En la figura 1 se ilustran los dos diseños de ruedas deltipo con inclinación hacia atrás en uso común: una conaspas de espesor sencillo y otra con aspas aerodinámi-cas; este último es el diseño de mayor eficiencia mecáni-ca, que puede llegar al 9076, y suele ser el mássilencioso.

260 VENTILADORES Y SOPLADORES

Las aspas de espesor sencillo pueden manejar partícu-las finas arrastradas por el aire o humedad en éste, lasque dañarían las aspas aerodinámicas, pero son algomás ruidosas y menos eficientes. Su eficiencia mecánicapico es del 84% o más.

Una ventaja de los tipos con inclinación hacia atrás esque sus curvas de potencia de entrada no presentan so-brecarga. Como se indica en la figura 2, el caballaje alfreno (bhp) sube hasta un máximo a medida que au-menta el flujo, y luego cae. Esto significa que el motorseleccionado para esos bhp máximos no se sobrecargará,a pesar de las variaciones en la resistencia o flujo del sis-tema, siempre y cuando la velocidad del ventilador per-manezca constante. Esa flexibilidad resulta una ventajacuando la resistencia o el flujo pueden variar por loscambios en la composición de la corriente de aire ocuando no se puede definir con exactitud, por ejemplo,en una planta piloto.

La curva de presión estática (Fig. 2) es típica para lam a Y or parte de los ventiladores con inclinación haciaatrás, porque hay un intervalo (rango) de inestabilidada la izquierda de la presión pico, por lo general en dondela curva tiene una caída pronunciada. Dentro de estos

Aspas de espesor sencillo

Aspas aerodinámicas

Fig. 1 Las ruedas con inclinación hacia atrbpueden tener aspas de espesor sencillo oaerodMmicas

La rueda típica tiene una zona de inestabil idad

Zona de

I’ inestabilidad

Flujo

Algunas ruedas con aspas aerodinamicas t ienen estabil idad complete

I 1

I 1 1 1 1 1 \ 1 IFlujo

Fig. 2 Curvas de rendimiento de ventiladorescon inclinación hacia atr8s

límites de alta presión y bajo flujo, el aire que pasa porla rueda puede cambiar o desprender de las aspas, y elfuncionamiento ya no será estable. Se debe seleccionarun ventilador que tenga esa curva de presión estáticapara funcionar bien a la derecha de los límites inesta-bles.

En la figura 2 aparecen también las curvas de rendi-miento de ciertos tipos de aspas aerodinámicas, que sonestables en todo el intervalo de presiones, desde la aper-tura hasta el cierre máximos. La caída es mucho menospronunciada y el ventilador es estable en esa zona. Estoes importante para ventilación y suministro de aire, endonde el volumen y la resistencia al flujo pueden variarmucho. Nótese que hay sólo diferencias sutiles entre lascurvas de presión estática de ventiladores con caracterís-ticas estables e inestables, por lo cual se debe consultaral fabricante.

Las ruedas de ventilador con inclinación hacia atrásse pueden instalar en la cubierta usual en forma de cara-col, en donde el escape está formando ángulo recto conla entrada, o bien, en ventiladores centrífugos en línea,en las que el flujo neto es rectilíneo. Ambos diseños tie-nen la misma curva de bhp sin sobrecarga, y sus curvas

.

VENTILADORES Y SISTEMAS DE LOS VENTILADORES 261

de presión estática son más o menos las mismas; pero, el diseño en línea es un poco menos eficiente que el

centrífugo convencional. La ventaja del diseño en líneaes que ahorra espacio, y el ventilador se puede montardirectamente en un dueto.

Ventiladores axiales

Los ventiladores axiales son similares a los de en línea,porque el flujo de aire o gas es rectilíneo. El tipo más co-mún es el de hélice, que se utiliza para ventilación enventanas, muros o techos. Este mismo tipo de hélice ins-talada en una cubierta tubular se llama ventilador dedueto. Las ruedas más complejas, como las de la figura3, tienen aspas aerodinámicas en vez de hélices.

Los ventiladores axiales instalados en una cubierta tu-bular normalmente se conocen como tuboaxiales, si lacubierta no tiene aletas de guía o axiales con aletas deguía si las tiene. Los ventiladores tuboaxiales con aspasaewdinámicas se utilizan para ventilación a baja pre-sión; los axiales con aletas de guía, para manejo de airelimpio a presiones entre 8 y 10 in de agua; estos últimosson de mayor eficiencia, y el pico puede llegar a más de85 ‘$J . Hay ventiladores axiales con aletas de guía, máscomplejos, que pueden funcionar con presiones muchomás altas, y algunos pueden manejar partículas arras-tradas por el aire, pero son para aplicaciones especiales,como en la descarga de calderas de tiro inducido, en lasc e

,Ptrales generadoras.

En la figura 4 se presentan curvas típicas de caballajeai freno y de presión estática. Los ventiladores axialestienen una importante región susceptible de ahogo, porlo cual siempre deben funcionar a la derecha del puntointermedio de la presión pico de la curva de presión es-tática. Además, los ventiladores axiales son distintos delos otros que se describen, porque el caballaje aumentacuando se reduce el flujo y llega a su máximo cuando secierra la admisión (no hay flujo).

FlUjO

Fig. 4 El caballaje del ventilador axial se reducecuando aumenta el flujo

Los ventiladores axiales más comunes tienen el motoro los cojinetes y los componentes de la transmisión en elpaso del aire (lo que también se cumple en los centrífu-gos en línea). Aunque los componentes de la transmi-sión estén protegidos por un tubo (Fig. 3) las partículasarrastradas por el aire y los vapores explosivos o corrosi-vos podrían entrar en contacto con esas piezas móviles.Si el aire está caliente, la temperatura de los componen-tes de la transmisión puede exceder la recomendada.Por ello, la mayor parte de los ventiladores axiales se li-mitan al movimiento de aire limpio a temperaturas rela-

Fig. 3 La instalaciõn típica de los ventiladores axiales es dentro del dueto

’ 262 VENTILADORES Y SOPLADORES

tivamente bajas; aunque hay diseños especiales paraaire contaminado o a alta temperatura.

Los ventiladores axiales son un poco más ruidososque los centrífugos en línea, pero el ruido suele ser dealta frecuencia y es más fácil atenuarlo. En otras pala-bras, las ondas de sonido de alta frecuencia alcanzan supico en una distancia más corta que las de baja frecuen-cia, por lo que los matarruidos pueden ser más peque-ños y menos costosos.

Ventiladores con curvatura al frente

Estos ventiladores, llamados también de jaula de ar-dilla, se utilizan para mover volúmenes bajos a medios,a baja presión. Las numerosas aspas cóncavas tiendena retener las partículas contaminantes; por ello, su usose limita a manejar el aire más limpio.

En la, figura 5 aparecen las curvas típicas de compor-tamiento de los ventiladores con curvatura al frente.Hay una zona de inestabilidad a la izquierda de la pre-sión pico, por lo cual hay que operarlos a la derecha deese punto. El caballaje al freno aumenta al incrementarel flujo en el intervalo (rango) de funcionamiento, porcontraste con los ya descritos.

La rueda con curvatura hacia atrás gira con más len-titud que las de otros tipos para el mismo rendimiento,por lo cual es preferible para aplicaciones con altas tem-peraturas; en especial cuando estás imponen límites a lavelocidad, debido a la reducción en la resistencia delmaterial, por e

4emplo, en una caja de calentador. La ve-

locidad más baJa es también una ventaja en aplicacionesque requiererwtramos largos de árbol entre los cojinetes,como en la recirculación de aire en un secador.

Aunque el ruido producido está en relación directacon la eficiencia mecánica, el ventilador con curvatura

1 I I I 1 1 I I\ ,

FlUjO

Flg. 6 El cabe?laje del ventilador con curvatura alfrente aumenta cuando hay mayor flujo

Fig. 6 Rueda típica de puntas radiales

al frente por lo común es más silencioso que otros de efr-ciencia similar. Esto se debe a que su velocidad más bajaproduce menos ruido a causa de vibraciones, por ejem-plo, las transmitidas por toda la estructura.

Ventiladores de puntas radiales

El diseño de puntas radiales ocupa un lugar interme-dio entre los ventiladores para aire limpio ya descritosy los de aspas radiales, más fuertes, utilizados para ma-nejo de materiales. La rueda de ventilador con puntasradiales (Fig. 6) tiene un ángulo más bien bajo de ata-que sobre el aire, lo que hace que éste siga las aspas conmínima turbulencia. El aire se acelera en las puntas delas aspas para generar presión a medida que las aspascambian hacia una configuración radial recta; por ellose denominan de puntas radiales.

Este tipo de rueda es ideal para aire contaminado queno pueden manejar las aspas con inclinación haciaatrás, axiales y con curvatura al frente. Pero, no se utili-za para el manejo de materiales a granel y transporta-ción neumática, en que se emplean las aspas radiales.

En el diseño de puntas radiales se combinan las caracte-rísticas de presión estática del ventilador con inclinaciónhacia atrás y las de bhp del de aspas radiales (Fig. 7).

Las eficiencias mecánicas pico pueden ser del 75% ymás. Hay muchas cubiertas para estos ventiladores, pe-ro las más comunes son similares a las que usan en losventiladores con inclinación hacia atrás. Sirven paramanejar volúmenes medianos y altos de aire y gas, conun tamaño menor que el del ventilador típico de aspasradiales.

Ventiladores de aspas radiales

Estos ventiladores son “el caballo de batalla” de laindustria, pues son los más comunes para manejar volú-menes bajos y medianos a altas presiones y para mane-jar corrientes de aire con alto contenido de partículas.Sus aplicaciones van desde mover aire limpio hasta eltransporte de polvo, astillas de madera e incluso pedace-ría de metales.

VENTILADORES Y SISTEMAS DE LOS VENTILADORES 263

Flujo

Fig. 7 En el ventilador de puntas radiales se Fig. 8 Los ventiladores de aspas radiales soncombinan las características de los de estables dentro de todo el intervalo (rango)inclinación hacia atrk y los radiales de flujo

El diseño de aspas radiales es adecuado para manejode materiales porque las aspas planas reducen la acumu-lación de material y se pueden fabricar con aleacionesresistentes a la abrasión. Además, las ruedas giran a me-nor velocidad que todas, excepto aquellas con curvaturahacia el frente, por lo cual las partículas abrasivas semueven a lo largo de las superficies, a velocidad relati-vamente baja.

Por lo general, los ventiladores de aspas radiales sonestables desde la apertura máxima hasta el cierre, comolo indica la curva de presión estática de la figura 8. Esto

18

Jm 16 t

- 70

- 60

- 10

I5 10 15 2o"

Flujo, miles de @/min

es importante al manejar aire contaminado cuya densi-dad pueda variar, porque es posible que el ventiladordeba funcionar con una amplia gama (rango) de flujosde aire. También en este caso, el incremento del flujoaumentará el caballaje al freno.

La eficiencia no suele ser el criterio clave al seleccio-nar un ventilador de aspas radiales; en los diseños máscomunes se sacrifica eficiencia en favor de la capacidaden el manejo de materiales. Sin embargo, algunos dise-ñados para manejo de polvo pueden lograr eficienciasmecánicas hasta del 75 %.

Selección de un ventilador

Los ingenieros, a menudo,admiten que el equipo deventiladores en una planta de procesos químicos a veceses algo que se da por sentado. Los ventiladores tiendena ocasionar menos problemas que otras máquinas ycomponentes de sistemas. Es cierto que los ventiladoresson máquinas más bien sencillas, pero la confiabilidaddepende de la selección y aplicación correctas.

La selección depende, primero, del rendimiento delflujo y presión requeridos para la aplicación. Otros fac-tores, que pueden eliminar ciertos ventiladores o tiposde ventiladores, son las partículas y los productos quí-micos en la corriente de aire, restricciones en el tamañoy en el espacio, temperatura de la corriente de aire y elruido. Por último, la evaluación de los costos de capitaly de operación definirá cuál es el ventilador más econó-mico.

Rendimiento del sistema delos ventiladores

Rendimiento es el volumen del flujo de aire (ft3/min)y la presión estática (in de agua manométricas), requeri-dos para vencer la resistencia al flijo. La elección delventilador que cumpla esos requisitos o los supere, pare-ce ser cosa fácil, pero hay que tener en cuenta ciertosobstáculos.

Primero iqué tan exacto y confiable es el cálculo dela resistencia del sistema?. Un ventilador con curva depresión estática con mucha pendiente, entregaría el vo-lumen de aire especificado, a pesar de cambios o errorespequeños; mientras que en uno con curva plana habríaun cambio grande en el flujo de aire. Además, un venti-lador con curvatura hacia atrás no se sobrecargaría a pe-

264 VENTILADORES Y SOPLADORES

Fig. 9 Los ventiladores para aire limpio, a vecestienen conos de entrada con forma deventuri

sar de los cambios en la resistencia del sistema, por locual podría elegirse con más confianza el tamaño delmotor correspondiente.

Otro factor es que las capacidades nominales de los-ventiladores no corresponden todas a las mismas condi-cione- normal es que los ventiladores de hélice ypara techofuncionan a su capacidad nominal sin necesi-dad de duetos; la mayor parte de los otros dependen deduetos de entrada y de salida o de ambos para el funcio-namiento a su capacidad. Hay la ventaja de que los de-talles para determinar la capacidad nominal por locomún aparecen junto con las tablas de sus valores enlos catálogos del fabricante, y los ventiladores tienden aser clasificados en configuraciones similares a las de em-pleo más común.

Los ventiladores para aire limpio en edificios o siste-mas de proceso pocas veces tienen. duetos de entrada.Los ventiladores con inclinación hacia atrás, con curva-tura al frente y centrífugos en línea para esas aplicacio-nes tienen un cono de entrada liso en forma de venturique minimiza las pérdidas. Los ventiladores de puntasradiales suelen tener esos conos (Fig. 9).

Los ventiladores con conos de entrada pueden o no te-ner duetos de entrada cuando se determina su capacidadnominal, pero se acostumbra que tengan duetos de sali-da *. Los ventiladores sin esos conos deben tener duetosde entrada o entradas con venturi externo.

‘L o s procedImIentos de clasificación los establecen en forma con-junta la Air Movement and Control Assn. (AMCA), que es una agru-pación de industriales, y la American Soc. of Heating, Refrigerationand Air-Conditioning Engineers (ASHRAE), una sociedad profesio-nal. En la publicación 201 de AMCA, “Fans and Systems”, se deta-llan las longitudes y condiciones del dueto de salida utilizadas paramedir en forma congruente el rendimiento del ventilador, y se inclu-yen factores de corrección cuando las conexiones son diferentes o nose utilizan.

‘Los ventiladores axiales se suelen instalar dentro deun dueto y lo normal es que se los especifique para tra-bajar con duetos de entrada y salida. Sin embargo, algu-nos fabricantes establecen la capacidad nominal contransiciones divergentes en la salida que convierten lapresión de velocidad (energía cinética) en presión estáti-ca; esto se puede prestar a confusiones, en especialcuando se compara el ventilador de un fabricante con elde otro. La clasificación para ventiladores centrífugosgrandes, de alto caballaje, se puede hacer con diferentescondiciones en la salida. Una transición, conocida comoensanchamiento, aumenta el área en la salida, con locual se logra más presión estática.

La conversión de energía cinética en presión estáticaes de rutina en el diseño de sistemas de ventiladores.Cuando el flujo de aire entra en un ensanchamiento deldueto, aumentará la presión estática porque se reduce lavelocidad y, por tanto, la energía cinética. La presióntotal permanece constante, excepto que hay una ligerapérdida de eficiencia por lo abrupto del ensanchamientodel dueto.

En la figura 10 se presenta un ejemplo. Hay una dife-rencia de 1 in manométrica de agua en la presión de ve-locidad en el ensanchamiento del dueto, entre los puntosB y C. Un ensanchamiento de esa configuración (razónde áreas de 1.4: 1 y ángulo de 7’) podría tener hasta un94% de eficiencia al convertir la energía cinética en pre-sión estática. En otras palabras, la resistencia totalA-B-C-D es de sólo unas 14 in manométricas de agua,en vez de las 15 in que sería sin la recuperación de pre-sión estática.

Este mismo principio se aplica en el caso de ensan-chamiento o de salidas con cono de recuperación delventilador. Sin embargo, su eficiencia no es tan elevada,debido a la turbulencia.

Presión de velocidad = 1 inPresi6n de velocidad = 2 in

A c D

JP Caída de presi6n

9xrCaida de presión

de 10 in _ - de 5 ¡R -

Distancia

Fig. 10 La transición en el dueto permite unaconversión de presión de velocidad enpresión estbtica con un 94% de eficiencia

VENTILADORES Y SISTEMAS DE LOS VENTILADORES 265

Dado que las conexiones están implícitas en las capa-cidades nominales de los ventiladores, hay que cercio-rarse de que éstas sean las de la aplicación. Si no, sepueden corregir de acuerdo con las conexiones realesque se utilizarán. También es importante dejar espaciopara todas las conexiones requeridas y tener en cuentaque las conexiones de recuperación de presión puedenreducir la velocidad a menos de la mínima necesaria pa-ra evitar que se depositen las partículas que pueda llevarel aire.

Clase del ventilador

La clase del ventilador es otra forma de describir surendimiento. La Air Movement and Control Assn.(AMCA) en su Norma 2408-69 especifica el rendimien-to respecto a la presión estática y velocidad mínimas pa-ra ventiladores clase 1, II y III.tHay normas separadas

- para ventiladores con inclinación hacia atrás de anchurasencilla y doble, con curvatura al frente de anchura sen-cilla y doble y en línea con inclinación hacia atrás. Porejemplo, la norma de clase para ventiladores con incli-nación hacia atrás y anchura sencilla es:

Clase 1: presión estática de 5 in manométricas deagua a 2 300 ft/min hasta presión estática de 2.5 in a 3200 ft/min.

Clase II: presión estática de 8.5 in a 3 000 ft/min has-ta presión estática de 4.25 in a 4 175 ft/min.

Clase III: presión estática de 13.5 in a 3 780 ft/minhasta presión estática de 6.75 in a 5 260 ft/min.

Clase IV: Por arriba de los mínimos de la clase III.Hay la creencia de que la clase de ventilador también

--- indica los requisitos de construcción, como el calibre delmetal que se utilizará, pero no es así. Un ventilador des-tinado a servicio de clase 1 puede cumplir con los requi-

‘AMCA Standard 2408-69.

3

sitos de la clase II (cosa que les conviene a algunosfabricantes), pero su construcción no es mejor‘de necesi-dad. Para lograr una construcción de calidad, se debeespecificar un calibre mínimo del metal, no la clase delventilador.

Composición de la corriente de aire

El factor más importante para la selección del ventila-dor, después del rendimiento, es la composición de lacorriente de aire. La humedad, los productos químicoscorrosivos, los vapores o gases inflamables o explosivosy las partículas arrastradas por el aire imponen, cadauno, límites en la elección de ventiladores. En muchoscasos, la composición de la corriente de aire requieremateriales de construcción incompatibles con ciertos di-seños de ventiladores, y el aire cargado de partículas ha-ce que la elección se reduzca sólo a los ventiladoresradiales o de puntas radiales de construcción más resis-tente.

La carga de partículas se puede definir por el conteni-do máximo, medido en gr/pce (granos por pie cúbico es-tándar de aire) y el tamaño máximo (no el promedio) delas partículas. La mayor parte de los ventiladores paraaire limpio pueden manejar hasta 0.02 gr/pce y tamañoshasta de 0.05 micra sin obstruirse. Más allá de estos va-lores, hay posibilidad de que se acumulen la humedado las partículas en las aspas de ventiladores con inclina-ción hacia atrás, con curvatura al frente 0 axiales y oca-sionen desbalances, erosión y mal funcionamiento.

La corrosión se puede combatir en muchas formas.Casi todos los ventiladores se pueden proteger con pin-tura o revestimientos diversos, casi todos los centrífugosse construyen con aluminio o acero inoxidable. En losúltimos años, se han perfeccionado los ventiladores deplástico reforzado con fibra de vidrio (PRF), como op-

Fig. l l Disposiciones de motores y cojinetes definidos por AMGA

266 VENTILADORES Y SOPLADORES

ción económica razonable en servicio corrosivo, y se ilustran las disposiciones o arreglos más comunes deflni-describirán en detalle más adelante. dos en las normas AMCA.

Los vapores inflamables o explosivos requieren un es-tudio cuidadoso de todos los componentes del sistema.Hay normas para motores eléctricos a prueba de explo-sión, pero no para ventiladores. Los fabricantes ofrecendiversas formas de construcción resistente al chisporro-teo, en la cual algunas piezas son de aleaciones no ferro-sas para minimizar las posibilidades de generación dechispas entre dos componentes que tengan rozamientoo choquen entre sí. Sin embargo, no se elimina la posi-bilidad de producción de chispas por influencias exter-nas, como partículas arrastradas en el aire, ni constituyegarantía de seguridad.

La abrasión es un problema grave y un costo impor-tante en el manejo de materiales. Pero no hay métodosconfiables para predecir la abrasividad de un materia! ouna-corriente de aire en especial y, por tanto, no se pue-de predecir con exactitud la duración de un ventiladorexpuesto a la abrasión. Hay modificaciones en laconstrucción y componentes especiales que pueden pro-longar la duración en servicio con la presencia de abrasi-vos, pero es mejor hacer la determinación individual deltipo y características de cada ventilador.

Los ventiladores con transmisión con bandas V por logeneral se encuentran en las disposiciones 1, 3, 9 y 10.En la 1, ambos cojinetes están sobre un pedestal, y elmotor puede montarse en el piso o en una base común.La disposición 3 requiere menor espacio que la 1, por-que tiene un cojinete en cada lado del ventilador, perotiene limitaciones porque uno de los cojinetes está frentea la entrada del aire. La disposición 9, es similar a la nú-mero 1, excepto que el motor es de montaje lateral paraahorrar espacio; en el número 10 se ahorra espacio conel motor montado dentro del pedestal de los cojinetes;pero, tanto la 9 como la 10 tienen limitaciones para eltamaño del motor.

Los ventiladores con motor de acoplamiento directosuelen ser los de las disposiciones 4, 7 y 8. La rueda delventilador, en la número 4, se monta directamente al ár-bol del motor; por tanto su aplicación queda restringidapor los límites de temperatura del motor. La disposición7 es similar a la 3, pero con pedestal para el motor. Ladisposición 8, similar a la 1, tiene pedestal para el motory es adecuada para temperaturas altas o aire contamina-do, porque el motor está lejos del ventilador.

Para cualquier corriente de aire contaminada, se de-ben suministrar ciertas características básicas. Un selloo cierre en el árbol contendrá los contaminantes y prote-gerá los cojinetes externos y las piezas contiguas. Las co-nexiones de entrada y salida con brida ayudan a sellarpara evitar fugas, aunque los ventiladores de PRF a me-nudo tienen conexiones deslizables que se pueden adhe-rir à duetos del mismo material para sellamientopositivo. Un drenaje en la parte más baja de la cubiertadel ventilador impide la acumulación de humedad ypermite el lavado periódico para eliminar las sustanciascorrosivas o contaminantes que se pudieran adherir.Los ventiladores suelen tener una puerta de acceso paralimpieza e inspección.

Las disposiciones 3 y 7 suelen encontrarse en diseñosde doble anchura y doble entrada (DADE) y en los co-munes de anchura sencilla y una entrada (ASUE). Lasdisposiciones 3 y 7 ASUE no se recomiendan para rue-das de menos de 30 in porque los cojinetes obstruyen laentrada; los tipos DADE se utilizan para todos los tama-ños. Por lo general, un ventilador DADE es aproxima-damente un 75% más alto que uno ASUE, perotambién necesita más espacio en el piso, como se ilustraen la figura 12.

Temperatura

Los límites mínimo y máximo de temperatura depen-den del tipo de ventilador y de la disposición de la trans-misión. La temperatura de la corriente de aire está

Restricciones de tamaño y espacio

Las limitaciones en el espacio físico disponible parauna instalación, pueden imponer límites en la seleccióndel ventilador. Hay formas de resolver esas limitacio-nes, muchas veces con el sacrificio de otra característica.Siempre que sea posible y en especial para instalacionesa la intemperie, hay que eliminar esas restricciones, afin de poder cumplir con otras especificaciones que pue-den ser más importantes.

El ahorro de espacio es una de las razones clave paraescoger un ventilador axial o un centrífugo en línea.Cuando se instalan en los duetos, en los cielos rasos (pla-fones) o azoteas, estos ventiladores no requieren cuartosseparados para el equipo y ahorran mucho espacio depiso. Por supuesto, también pueden ser la elección máseconómica en aplicaciones para baja presión y volumenmediano y alto.

Cuando la aplicación requiere un ventilador centrífu-go, la disposición de la transmisión y de los cojinetes in-fluye en las necesidades de espacio. En la figura ll se

Eyt’

/’

rada\‘.

Rueda sencil la, una entrada Rueda doble, entrada doble

Fig. 12 El ventilador de rueda doble y entrada doblees más corto, pero necesita mhs espacio en elpiso.

VENTILADORES Y SISTEMAS DE LOS VENTILADORES 267

. Fig. 13 Enfriador del árbol (con protector deseguridad) para alejar el aire caliente de loscojinetes

limitada en ventiladores que tienen el motor, la transmi-sión y cojinetes en la corriente de aire.

Las disposiciones 1, 8, 9 y 10 no tienen estos compo-nentes en la trayectoria del aire, pero pueden necesitarun enfriador o “arrojador del calor”de1 árbol entre lacubierta del ventilador y el cojinete interno, para impe-dir el paso de aire caliente por la abertura del árbol ha-cia el cojinete. En la figura 13 se ilustra un enfriador,que básicamente es un conjunto de aspas de ventiladorcon un protector de seguridad.

La temperatura de la corriente de aire también in-fluye en la velocidad segura de funcionamiento de unventilador, y ésta depende de los materiales de construc-ción. Por lo general, los aceros pierden resistencia al au-mentar la temperatura, y se vuelven quebradizos si latemperatura es muy inferior a O’F; entonces, en amboscasos hay que reducir la velocidad. La mayor parte delos ventiladores funcionan dentro de los límites de -25’Fa 1 OOO’F o más y en cualquier caso en el que la tempe-ratura no sea de 70°F, es posible que se requiera corre-gir los límites estándar de velocidad de operación.

Ruido

En general, los ventiladores más eficientes producenel mínimo ruido llevado por el aire; pero el ruido por vi-bración de las estructuras circundantes y el ruido mecá-nico ocasionado por la transmisión y el motor puedenser más importantes en algunas situaciones. Además,un ventilador de tamaño inadecuado puede no estarfuncionando dentro de sus límites (rango) de eficiencia

pico. Aunque, por lo general, un ventilador con aspasaerodinámicas en la eficiencia pico, será menos ruidosoque uno radial en el mismo servicio, un radial en su efi-ciencia pico puede ser más silencioso que uno aerodiná-mico cuando se hace funcionar a éste fuera de sus límitesde eficiencia pico.

Por ello, los aspectos del ruido se deben considerarpara cada caso como parte del problema global de la se-lección del ventilador y no en una forma general. Alcomparar las intensidades relativas del ruido, tambiénes importante utilizar la medida uniforme de la potenciasonqra nominal del ventilador (en watts o en dB), en vezde hacerlo con una medida no uniforme, como el nivelde presión del sonido en algún punto de referencia.

Eficiencia y factores económicos

Lo mismo que la selección de cualquier equipo, la delos ventiladores se basa en los aspectos económicos, unavez que se ha reducido el número de tipos y fabricantesprobables. Por supuesto, el análisis debe incluir, ade-más del costo inicial, los de operación, mantenimientoy servicio.

Debido al alto costo actual de la energía, los tipos máseficientes de ventiladores pueden ser la mejor elección,a pesar de tener un precio más alto. Por ejemplo, se dis-pone de dos tipos de ventiladores para manejar 3 000ft’/min con una presión estática de 12 in manométricasde agua. El primero necesita 9.2 caballos al freno; el se-gundo necesita 8.2, pero cuesta 80 dólares más. Si se ha-ce un cálculo conservador del valor de la energía en 250dólares por caballo de potencia-ario, el segundo ventila-dor se amortizará en cinco meses. La eficiencia y el fac-tor de potencia del motor pueden alterar ese tiempo deamortización; pero, no obstante, hay un ahorro poten-c ia l .

La mejor forma de comparar los costos de la energíapara ventiladores de varios fabricantes es observar el, ca-ballaje nominal al freno para el rendimiento requerido;por supuesto, todos estos valores deben tener la mismabase: volumen, presión, densidad y velocidad de descar-ga. Una forma de especificar los criterios para el consu-mo de energía es estipular una eficiencia mecánica (EM)o una eficiencia estática (EE) mínimas, que se calculancomo sigue:

EM = (~;$);;;$ x 100%

(Flujo) (PE)Es = (BHP) (6 356) ’ ‘oo%

en donde PT es la presión total (estática y de velocidad),in de agua, PE es la presión estática, in manométricasde agua, y BHP el caballaje al freno; el flujo es enft3/min.

Efectos en el sistema de los ventiladoresLa instalación de un extractor (Fig. 14) es típica, entrada y salida se han diseñado e instalado para que el

cuando menos en el aspecto, de muchas instalaciones.Lo que no es común es que el ventilador y sus duetos de

sistema tenga el rendimiento exacto esperado. Como yase mencionó, los valores nominales de un ventilador se

268 VENTILADORES Y SOPLADORES

Tabla I Pérdida de presión por efectos del sistema con codos de 90” en la entrada

Longi tud del duetoy velocidad del a ire

Codo en la entrada

3 000 ft/min

4 000 ft/min

5 000 ft/min

Codo a 2 diámetros de dueto de distancia

3 000 ftlmin

4 000 ftlmin

5 000 ftlmin

Codo e 5 diAmetros de dueto de distancia

. 3 000 ft/min

4 000 ftlmin

5 000 ft/min

PBrdida de presión, in manombtricas de agua

Codo redondo conjuntas Codo para dueto cuadrado

D o sPiezas múltiples Sin aletas de guía Con aletas de guía

piezas R/D=l MD=2 R/D=l MD=2 ND=1 R/D=2- - - -

1 .8 0.7 0.6 0.7 0.5 0.3 0 . 1

3.2 1.3 1 .o 1.3 0.8 0.6 0.35.0 1.8 1.5 1.8 1.3 0.8 0.4

1.2 0.4 0.3 0.4 0.3 0.2 0 . 1

2.0 0.7 0.6 0.7 0.5 0.4 0.23.0 1 .o 0.8 1 .l 0.7 0.5 0.3

0.6 0.2 0.2 0.2 0 . 1 0 . 1 __

1 .o 0.3 0.3 0.4 0.3 0.2 0 . 1

1.5 0.5 0.5 0.5 0.4 0.3 0.2

pueden dar independientemente de sistema alguno.Con demasiada frecuencia un ventilador no tiene el ren-dimiento esperado, porque no se tuvieron en cuenta losefectos del sistema.

Al diseñar un sistema, se utilizan la presión y volu-men calculados para seleccionar y dimensionar el venti-lador. Pero rara vez hay oportunidad de construir yprobar un sistema piloto para tener la certeza de que loscálculos son correctos antes de instalar el equipo. Si nose tienen en cuenta todos los efectos del sistema, pueden

~4+h er pérdidas inesperadas de presión o velocidad queequerirían aumentar la velocidad del ventilador y el ca-

ballaje del motor para compensarlas.

Fig. 14 La instalación de un extractor incluye losduetos de entrada y de salida

Por ejemplo, la resistencia de un determinado codo aun flujo dado se puede calcular con precisión, salvo queel codo esté muy cerca de la entrada o la salida del venti-lador; en este caso habrá resistencia adicional que no sepuede medir ni siquiera detectar con los instrumentosde campo. En efecto, la proximidad del codo disminuyeel rendimiento del ventilador y es posible que el proble-ma ocasionado por la ubicación del codo se atribuya porerror al propio ventilador.

En en Boletín 210 de la AMCA, “Laboratory Me-thods of Testing Fans for Rating Purposes”, se definenlas conexiones de los duetos de entrada y salida para laspruebas de funcionamiento. AMCA también certificalos ventiladores si producen su flujo y presión nominalescon una tolerancia del 2.5 % en la velocidad y del 5 %en el caballaje. Si el sistema instalado incluye las mis-mas conexiones y se han calculado con exactitud el flujoy resistencia del sistema, el ventilador tendrá el rendi-miento esperado.

El punto real de operación del ventilador está en la in-tersección de su curva de presión estática y la curva deflujo contra resistencia en el sistema (Fig. 15); nóteseque la resistencia varía en relación con el cuadrado delflujo; Si la resistencia es diferente a la esperada, el puntode operación estará en otro lugar de la curva de presiónestática. Además, se alterarán las propias curvas de pre-sión estática y de caballaje si los efectos del sistema nopermiten que el ventilador logre su rendimiento nomi-nal .

Las cuatro causas más comunes de rendimiento defi-ciente inducido por el sistema son: flujo excéntrico haciael ventilador, flujo arremolinado hacia el ventilador,duetos incorrectos para la salida y obstrucciones en laentrada o la salida, y se describen a continuación.

Flujo excéntrico

Un ventilador sólo puede funcionar en forma correctasi el aire fluye en línea recta hacia la entrada con un per-fil uniforme de velocidad. Como se ilustra en la figura

VENTILADORES Y SISTEMAS DE LOS VENTILADORES 269

16b, con esto se distribuye la carga del aire con unifor-midad sobre la rueda. En la figura 16b hay un codo enla entrada. Esto produce turbulencia y mala distribu-ción del aire sobre la rueda y disminuye el rendimiento.

La severidad del efecto depende de la configuracióndel codo; un codo con juntas es peor que uno liso; unacurvatura grande es mejor que una pequeña. Es todavíamás importante la longitud del tramo recto del dueto en-tre el codo y la entrada, que se suele expresar en diáme-tros del dueto o de la entrada del ventilador. Cuantomayor sea la longitud recta, es más fácil que la corrientede aire se enderece y llene el dueto, y se reduzca la pér-dida de presión estática. Esta pérdida se vuelve insigni-ficante si la longitud del tramo recto es mayor de 5 a 7diámetros de dueto, pero varía según la velocidad del ai-re.

En la tabla 1 se indican las pérdidas de presión induci-das por el sistema con codos redondos y cuadrados quetengan una relación dada (R/D) entre el radio de curva-tura y el diámetro o la anchura. Desde luego, estas pér-didas se deben sumar a la resistencia calculada delsistema a fin de determinar la presión correcta para laselección del ventilador.

Por ejemplo, la resistencia de un sistema es de 3 inmanométricas de agua a 4 000 ft/min. Si se coloca uncodo angular de piezas múltiples, con un radio de curva-tura igual a dos diámetros, en la entrada del ventilador,ocasionará una pérdida de 1 in, manométrica de aguapor efecto del sistema.

Por lo tanto, el ventilador se debe seleccionar y di-mensionar para una presión estática de 4 in manométri-cas de agua. Si el codo estuviera a cinco diámetros dedueto, la pérdida sería de sólo 0.3 in manométricasde agua.

Una caja de entrada mal diseñada (Fig. 17) tambiénpuede producir flujo no uniforme en la entrada. Dadoque el aire tiene cierto peso, cuando se lo obliga a pasarpor la entrada del ventilador como se ilustra, se produci-rá turbulencia.

Hay muchas configuraciones posibles para la caja deentrada. Puede ser de poco fondo y ancha para colocarlaen un espacio estrecho; puede ser un codo cuadrado que

entrada

3m8

1 6

1 8c

50

Flujo, miles de f?/min

Fig. 15 El punto real de funcionamiento del ventiladoresth en la intersección de su curva de presiónesthtica y la resistencia del sistema

desvía el aire 90’ a la entrada del ventilador, y puedeestar equipada con aletas de guía que enderezan el flujo.No resulta práctico presentar tablas de esas pérdidas porefecto del sistema, debidas a las cajas, en este artículo,pero los fabricantes por lo general predicen las pérdidaspara sus diseños estándar de cajas de entrada.

Flujo arremolinado

Si el aire que entra forma remolinos en el mismo sen-tido de rotación de la rueda, el ventilador produce me-nos “sustentación” que si el aire no la formara. Esto esanálogo a tratar de elevar un avión a favor del viento en

a. El codo en la entrada produce flujo axc6ntrico b. La entrada recta distribuya el flujo con uniformidad

Fig. 16 La distribución de aire en el ventilador depende de los duetos de entrada

270 VENTILADORES Y SOPLADORES

Flu jo de ent rada

Fig. 17 El flujo se vuelve exchtrico cuando sedesvía 90” en la caja de entrada

Ventil$dorFluio de entrada

/ Fig. 18 La caja de entrada de doble vuelta puedeocasionar flujo con arremolinado

Fig. 19 El divisor de flujo tipo jaula anula elremolino provocado por el venturi

vez de hacerlo contra del viento, con lo que también haymenos sustentación y mal rendimiento.

Si el aire forma remolinos en sentido contrario a la ro-tación de la rueda, aumentarán el caballaje necesario yel ruido. Se tiene cierto incremento en la presión estáti-ca, pero mucho menor del que se creería posible con elaumento en el consumo de potencia.

El flujo con remolino previo es más difícil de evaluarque el flujo excéntrico, debido a la diversidad de suscausas probables. El remolino previo puede ocurrir jun-to con el flujo excéntrico, como en la caja de entrada dela figura 18. 0 bien, lo puede ocasionar un limpiador ti-po ciclón que hace describir círculos a la corriente de ai-re para eliminar los contaminantes que arrastra. Elciclón de la figura 19 es un ejemplo e incluye un endere- .zador del flujo tipo “jaula” que elimina la mayor partedel efecto de remolino.

En general, los ventiladores más eficientes, como losinclinados hacia atrás, son los más sensibles al remolinoprevio, pero éste puede ocasionar una importante re-ducción en el rendimiento de cualquier tipo de ventila-dor. La única forma de obtener un rendimiento prede-cible cuando pueda existir remolino previo, es probar elsistema instalado o un modelo piloto y determinar lascorrecciones necesarias en la velocidad y en caballaje.

Corrección de condiciones deficientesen la entrada

La entrada ideal a un ventilador no produce remolinoni flujo excéntrico. Si no hay dueto de entrada, el siste-ma debe tener una entrada suave del tipo venturi o unventuri adicional para anular las pérdidas en la entrada.Si se requiere dueto de entrada, lo mejor es uno largoy recto hacia el ventilador.

Si no se puede utilizar ese dueto por razones de espa-cio, hay dos opciones: instalar aparatos correctores, CO-mo los divisores de flujo tipo jaula (Fig. 9) o aletas deguía (Fig. 20) en el dueto; o aumentar la velocidad y lapotencia del ventilador para compensar las pérdidas es-peradas. Esto último suele ser más fácil de lograr y pue-de ser necesario, además de los aparatos correctores, encasos extremos cuando éstos agregan una resistencia im-portante.

Si se aumenta la velocidad del ventilador, la presiónestática aumentará en proporción al cuadrado de ella, yel caballaje al freno lo hará, en proporción al cubo de eseaumento. Ese desperdicio de potencia indica que, pri-mero, hay que eliminar las deficiencias relacionadas conel sistema.

Cuando hay un problema y el rendimiento se debe co-rregir en la instalación, puede ser posible cambiar la ve-locidad sin emplear ventilador y motor nuevos. Porejemplo, supóngase que la caja de entrada de la figura20 produce una pérdida inesperada de 10% en el siste-ma. Si el ventilador se impulsa con bandas V, puede ha-ber suficiente reserva para lograr el aumento requeridode un 10% en la velocidad y de un 33 % en la potencia.Por otra parte, si el ventilador tiene acoplamiento direc-to con un motor de velocidad fija, las soluciones son máslimitadas y casi siempre más costosas.

VENTILADORES Y SISTEMAS DE LOS VENTILADORES 271

Aletas de guía

Venti lador\ .

Fig. 20 Las aletas de guía hacen que el flujo pasecon suavidad en la caja de entrada

Los efectos inesperados del sistema pueden hacer queel funcionamiento del ventilador sea inestable. Si el ven-tilador y el sistema tienen la concordancia correcta, elpunto de operación debe estar dentro de los límites (ran-go) estables (Fig. 2). Pero una pérdida en el sistemapuede desplazar el punto de operación hacia la izquier-da, a la zona inestable. Si ocurre, hay que alterar el sis-tema para producir más flujo en el ventilador sinaumentar la resistencia, por ejemplo, con la instalaciónde duetos más grandes, de modo que el punto de opera-ción vuelva a los límites estables. La opción es reempla-zar el ventilador por otro que tenga estabilidad inheren-te 0 sea más pequeño.

Se debe recordar que una pérdida por efecto del siste-ma no se puede observar en pruebas de éste; la pérdidaocurre dentro del ventilador; pero se debe tener encuenta en la selección y dimensionamiento,

Duetos de descarga

El aire descargado de un ventilador tiene un perfil develocidad que no es uniforme (Fig. 21), en vez de seruniforme. Esto se debe a que la aceleración centrífugaen el ventilador fuerza al aire hacia el exterior del cara-

‘Dueto de sal ida

‘Cubierta del ventilador

Fig. 21 La descarga del ventilador centrífugo tieneperfil de velocidad que no es uniforme

Codo redondeado Codo cuadrado

Fig. 22 Hay que evitar los codos colocados contra ’la rotación de la rueda del ventilador

col o voluta. Dado que la presión de velocidad (energíacinética) es proporcional al cuadrado de la velocidad, esmayor en la salida del ventilador que corriente abajo, en ’donde ya se uniformó la velocidad. Dado que la presióntotal es más 0 menos constante, la presión estática no seproduce por completo hasta llegar a cierto punto co-rriente abajo.

Por lo general, se requiere una longitud de dueto de2.5 a 6 diámetros en la salida para que el ventilador pro-duzca su presión nominal total. Si no hay dueto de sali-da, ocurrirá una pérdida de presión estática igual a lamitad de la presión de velocidad en la salida. Esto se de-be considerar como parte de la resistencia del .sistema,al especificar el rendimiento del ventilador.

Flujo de entrada

Fig. 23 La obstrucción en la entrada del ventiladoraltera el rendimiento

272 VENTILADORES Y SOPLADORES

La velocidad de salida determina la longitud del duc-to necesaria para que la pérdida de presión estática seadespreciable. Para velocidades de 2 500 ft/min o menos,son suficientes 2.5 diámetros de dueto. A más de 2 500ft/min, se requiere un diámetro adicional por cada 1 000ft/min de aumento.

Hay que evitar los codos en la salida y en la entrada.Si se necesitan por las limitaciones de espacio, la vueltadebe ser en el mismo sentido que la rotación de la rueda.Una vuelta en sentido contrario, (Fig. 22) provocarápérdida de presión estática, y la severidad de ésta de-pende de la distancia entre la salida y la vuelta.

Obstrucciones en la entrada y en la salida

Las obstrucciones que aumentan las pérdidas en elsistema pueden ser tan notorias como un sombrero cóni-co en la chimenea, que puede producir una pérdidaigual a la presión de velocidad. 0 pueden ser menos no-torias, como una transmisión con banda montada direc-tamente frente a la entrada, como ocurre en el ventila-dor de doble anchura y doble entrada de la figura 12.

Tabla II Pérdida de presión por efecto del sistemacon obstrucciones en la entrada

Pérdida de presión,In manom6trica.s de agua

Distancia desde la entradahasta la obstrucción

314 del diám. de entrada

112 del diám. de entrada

1/3 del diám. pe entrada

1/4 del diám. de entrada

3000 4 000 5 000ftlmin ftlmin ft/min- - -0.12 0.22 0.34

0.23 0.40 0.62

0.38 0.68 1.07

0.58 1.05 1.55

Cuando el ventilador está instalado en un pleno o hayuna obstrucción cercana, tienen que considerarse losefectos sobre el flujo de entrada. En la figura 23 se ilus-tra la forma en que el pleno puede producir un flujo nouniforme, que se refleja en pérdidas en el sistema.

En la tabla II se presentan las pérdidas típicas porefecto del sistema a causa de las obstrucciones en la en-trada. Las pérdidas aumentan con la velocidad y dismi-n u y e n con la distancia entre el venti lador y laobstrucción. Al igual que las otras pérdidas por efectodel sistema, se deben sumar a la resistencia en éste al es-pecificar o dimensionar el ventilador.

Tfen 1 at’l dores de plástico reforzado con fibra de vidrio

El plástico reforzado con libra de vidrio (PRF, siglaen inglés FRP), conocido también como plástico refor-zado con vidrio (PRV, sigla en inglés, GRP), única-mente como plástico reforzado y resina termoendureci-ble reforzada, hecho con resinas de poliéster o de ésterde vinilo de grado químico, resiste la corrosión igual omejor que los materiales de precio más alto, como el ti-tanio o las aleaciones de alto níquel. En general, el PRFse utiliza mucho para el manejo de vapores de ácidos yde muchos productos químicos inorgánicos y orgánicos,pero no para disolventes orgánicos. Su límite de tempe-ratura es de 250“F o menor.

Cuando se utiliza el PRF para un sistema de manejode aire, es lógico que el ventilador debe ser también delmismo material. Por ejemplo, los ácidos utilizados parala limpieza de acero inoxidable son de necesidad los quepueden atacarlo. En un sistema de este tipo, los tanquesde ácido, las campanas de control de vapores, los duc-tos, los lavadores de aire y los ventiladores se suelen ha-cer con PRF, porque resiste la corrosión por el ácido ycuesta menos que las aleaciones metálicas de resistenciacomparable.

Las aplicaciones potenciales del PRF incluyen cual-quier proceso en el cual hay que atrapar, mover, limpiaro descargar vapores corrosivos. En la actualidad, la apli-cación más frecuente de los ventiladores de PRF es ensistemas de lavado de vapores; el propio lavador puedeser de ese material o de alguna aleación especial, perose suele preferir el PRF. En los procesos de galvaniza-ción, grabación al aguafuerte y limpieza en ácido se em-plean muchas veces campañas y duetos de PRF ytambién, en un número cada vez mayor, ventiladores de

PRF en esos sistemas. Las plantas de tratamiento deaguas negras y los sistemas de extracción de laboratoriosson otras aplicaciones potenciales.

En general los ventiladores de FRP pueden ser unaopción económica en comparación con los de acero ino-xidable u otras aleaciones, en donde hay corrosión y latemperatura es menor de 250’F. Incluso un ventiladorde este tipo puede dar mejor rendimiento que los de ale-aciones especiales en el manejo de corrientes de aire par-ticularmente corrosivas para los metales.

Composición del PRF

La denominación de PRF se aplica a una gran canti-dad de plásticos reforzados con libra de vidrio, porejemplo, gabinetes para máquinas de oficina, que podrí-an ser de plásticos no resistentes a la corrosión, reforza-dos con mica, y que también llaman a la ligera PRF. Sinembargo, el utilizado para recipientes y equipo de pro-cesos, como los ventiladores, consta de alrededor de un30% en peso de fibras de vidrio o, a veces, de otras, alas que se a*plica un revestimiento 0 apresto para mejo-rar su aglutinación con la resina, y alrededor del 70%en peso de una resina de poliester o de éster de vinilo,resistente a la corrosión.

Las fibras dan la resistencia física, y la resina, la resis-tencia a la corrosión y rigidez para poder trabajar el pro-ducto. A veces, se utilizan fibras que no son de vidrio,para dar propiedades especiales, por ejemplo, de grafitopara tener mayor resistencia a la tracción, y de aramida,como el Kevlar, para impartir tenacidad. Pero el PRFutilizado en equipo para proceso por lo común tiene fi-

VENTILADORES Y SISTEMAS DE LOS VENTILADORES 273

bras de vidrio porque son más económicas y fáciles detrabajar; las fibras de grafito, por ejemplo, son más difí-ciles de manejar y no se aglutinan tan bien como el vi-drio.

La resistencia del PRF a la corrosión depende de laresina. Las resinas para equipo de procesos tienen fórmu-las para obtener máxima resistencia a la corrosión y cues-tan dos o tres veces más que las empleadas para otrosproductos, como los cascos de poliéster para lanchas.

En un ventilador se utilizan diferentes resinas en larueda y en las cubiertas. Los ésteres de vinilo son másdúctiles y forman uniones más fuertes; por ello, es el quese emplea casi siempre para las ruedas, que deben so-portar esfuerzos dinámicos. Las cubiertas, por otra par-te, se suelen hacer a base de poliéster.

Construcción de los ventiladores de PRF

La fabricación de piezas con PRF es similar a la cola-da de metales. Se utiliza un modelo para hacer un moldepara la pieza. En un ventilador las superficies para elpaso del aire en la cubierta deben ser lisas, para minimi-zar la resistencia y evitar la acumulación de partículasarrastradas por el aire. Por ello, se requieren moldesmacho, en vez de moldes hembra, como en la fundición.La superficie exterior lisa del molde configura la superfi-cie interna de la cubierta.

/ Las piezas hechas con moldes machos deben ser des-montables; por tanto, las cubiertas se hacen en dos mi-tades con bridas pareadas. En los ventiladores másgrandes (Fig. 24) las dos mitades se pegan en forma per-manente, por medio de un llenador de PRF entre lasbridas, con una laminación colocada sobre la unión en

-. .-

Fig. 24 En los ventiladores de PRF grandes lasmitades de le cubierta esthn unidas enforma permanente

Fig. 25 En los ventiladores de PRF más pequeñoslas mitades de la cubierta están atornilladas

el interior de la cubierta se obtiene una superficie lisa.Las bridas forman un lomo que refuerza la cubierta. Elsubconjunto de entrada de aire normalmente se atorni-lla para facilitar el acceso.

Las cubiertas más pequeñas de PRF se moldean pormitades, pero suelen ser atornilladas (Fig. 25). Al des-montar el lado de entrada, se tiene acceso para desmon-tar o instalar la rueda del ventilador.

También, la construcción de las ruedas grandes es di-ferente al de las pequeñas. Las pequeñas es común que

Fig. 26 Las ruedas para los ventiladores de PRFpequeños son de una pieza

274 VENTILADORES Y SOPLADORES

hagan mediante el vaciado o formación a presión enmoldes por completo cerrados (Fig. 26). Para hacer lasruedas grandes, (Fig. 27) se ensamblan y pegan las pie-zas moldeadas: aspas de la rueda, placas frontales y pos-teriores y cubos.

A menudo se incluyen anillos macizos de PRF parabalanceo, en los diámetros exteriores de las placas fron-tales y posteriores. Esto permite al constructor el balan-ceo de la rueda, y estática, y dinámicamente, medianteel esmerilado de los anillos.

La misma fibra de vidrio tiene resistencia a los pro-ductos químicos limitada. La resina de la resistencia ala corrosión, 7 una superficie de resina pura ofrece má-xima resistencia. Por desgracia, la resina pura es débily quebradiza; si se aplica en una capa muy gruesa, sepuede agrietar.

En un ventilador de PRF las superficies que requie-ren máxima resistencia a la corrosión se revisten conuna capa delgada de resina pura, que puede incluir unacapa delgada de fibra (llamado velo) para reforzarla. Es-te velo puede ser de fibra de vidrio; pero para los vapores que atacan el vidrio con intensidad se prefiere unode poliéster.

Normas para los ventiladores de PRF

Si falla un ventilador en un sistema de control de va--pores, se puede detener todo el proceso. La importancia

de la confiabilidad dio origen ala norma D 4167 (“Stan-dard Specification for Fiber-Reinforced Plastic Fansand Blowers”) de la Ameritan Soc. for Testing and Ma-terials (ASTM).

En esta norma se definen las especificaciones mínimaspara la construcción de los componentes principales, yalgunos de sus detalles son:

Fig. 27 Las ruedas para los ventiladores de PRFmás grandes se ensamblan a partir depiezas moldeadas

La construcción de la cubierta del ventilador debe ajustarsea la norma ASTM C 582, aplicable a todo el equipo deprocesos de PRF. Se puede utilizar la misma resina entoda la cubierta, salvo acuerdo en contrario del fabri-cante y el usuario para utilizar resinas diferentes en dis-tintas capas del laminado. Para probar la rigidezestructural de la cubierta (o un prototipo), se hace fun-cionar el ventilador con la entrada cerrada y la salidaabierta. La flexión hacia dentro no debe ser mayor del0.5% del diámetro de la rueda.

Los sujetadores, cubos y árboles deben ser de material re-sistente a la corrosión o estar encapsulados en uno quelo sea. Es decir, los tornillos deben estar empotrados ycubiertos por completo; los árboles se deben protegercon una camisa de PRF o de aleación, a todo lo largode la cubierta.

La velocidad segura de funcionamiento de la rueda se deter-mina por experiencia o mediante prueba destructiva, enlas cuales se hace trabajar la rueda a velocidad crecientehasta que falla y, luego, se reduce esa velocidad de fallaen un factor de seguridad. La velocidad segura de fun-cionamiento depende de la raíz cuadrada del módulo deflexión del material que, a su vez, depende de la tempe-ratura.

Por ejemplo, si una rueda de PRF de ventilador tieneuna velocidad segura de funcionamiento de 1 000 rpma 70’F y su módulo de flexión a 200°F es tan sólo del88 % , entonces su velocidad segura de funcionamiento a200’F será el 94% de aquella a 70“F, o sean 940 rpm.El módulo de flexión del PRF cae con rapidez a más de250°F, por lo cual los ventiladores de este material raravez se utilizan a una temperatura más alta.

Resistencia a la producción de chispas. El contacto entrelas piezas de PRF, por lo general, no produce chispas.Pero si el ventilador maneja aire seco, se pueden produ-cir cargas electrostáticas en las superficies de la rueda yla cubierta, porque este material es mal conductor. Perose le puede dar resistencia a la producción de chispas sise incluyen fibras de grafito en esas superficies para ha-cerlas conductoras y conectan a tierra las capas superfi-ciales de la cubierta (Fig. 28). La norma dispone que laresistividad aceptable no será mayor de 100 megohmsentre todos los puntos de las superficies de paso del airey tierra.

El balanceo dinámico se logra al balancear el conjunto derueda y árbol, como unidad separada, o bien, si se ba-lancea la rueda ya instalada en el ventilador; algunos fa-bricantes hacen las dos cosas. Para corregir eldesbalanceo, se esmerilan los anillos de equilibrio inte-grados en la rueda con ese fin, o se añaden pesos metáli-cos, resistentes a la corrosión o encapsulados, en dondese necesiten.

Especificaciones de los ventiladores

Los criterios para selección y especificación descritosse aplican por igual a los ventiladores de PRF y sus siste-mas, así como a los metálicos, pero aquellos tienen algu-nas complejidades especiales.

Una, es la selección de la resina; siempre que sea po-sible, hay que utilizar la estándar del fabricante. Esto

VENTILADORES Y SISTEMAS DE LOS VENTILADORES 275

Fig. 29 La cubierta conductora y los cinchos detierra hacen que el ventilador de PRF searesistente a la formación de chispas

mantiene bajos los costos y reduce las demoras en la en-trega, porque el fabricante puede emplear piezas están-dar. Si una resina estándar para la rueda no es aceptablepara un servicio particular, es más lógico encapsular larueda con una resina adecuada, que construir una rue-da especial; no todas las resinas pueden ser adecuadaspara las ruedas, y habrá que partir de la nada para esta-blecer la velocidad segura de funcionamiento.

En los ventiladores para manejar vapores combusti-bles o que puedan quedar expuestos al fuego, puede serdeseable una cubierta retardadora del fuego; para ello,se puede agregar trióxido de antimonio a la resina. LaNorma ASTM no permite el empleo de esos aditivos enlas resinas para las ruedas porque disminuyen la traslu-cidez del PRF y obstruyen la inspección visual para versi hay defectos en la rueda.

Un ventilador de PRF que maneje vapores combusti-bles tampoco debe producir chispas. Ya se describió loque puede hacerse para que un ventilador conduzca laelectricidad estática a tierra. El usuario completa la ins-talación al conectar la base a tierra.

Los ventiladores en servicio corrosivo requieren dis-posiciones de la transformación en las que los cojinetesy el motor estén fuera y separados de la corriente de gas.En la figura ll se ilustran siete disposiciones comunes.De ellas, la 1, 8, 9 y 10 son aceptables en servicio corro-sivo. En la figura 29 se ilustra un ventilador de PRF conla disposición número 1. La disposición 4, que tiene elárbol en la corriente del gas, y las 3 y 7, en que los coji-netes están en esa corriente, no son aceptables. Cual-

quiera que sea la disposición, los cojinetes deben estarvisibles y accesibles.

Las filtraciones por el agujero del árbol suelen ser ha-cia el interior cuando el ventilador está en marcha.Cuando las cubiertas están a presión o hay otra posibili-dad de que escapen los vapores, se recomienda utilizarun sello en el árbol. Los sellos con pestaña lubricada olos prensaestopas suelen estar disponibles como acceso-rios.

Las conexiones para los duetos no siempre reciben laatención que merecen. Muchas veces los ventiladorespequeños de PRF se sujetan en los duetos con tornillosgrandes y costosos, porque quien hace la especificaciónestá acostumbrado a las conexiones para tubos a altapresión. Los duetos de PRF no necesitan bridas de tor-nillo para 150 psi, pues existe la especificación PS-15-69de la National Bureau of Standards al respecto.

Los duetos se pueden fijar a los ventiladores con unabrida, una junta deslizable (camisa flexible) o una unióna tope. Las conexiones de salida suelen ser con brida; losfabricantes normalmente ofrecen piezas de transición oadaptadores para poder acoplar una salida redonda conun dueto rectangular. Las conexiones de entrada soncon brida o de junta deslizable. Las conexiones desliza-bles evitan la transmisiôn de vibraciones del ventiladoral dueto, pero requieren cuidado porque la succión enla entrada puede mover la camisa hacia la entrada yproducir una obstrucción. Hay que seleccionar con cui-dado las uniones a tope porque son permanentes e impi-den el acceso al interior del ventilador.

Fig. 29 Los cojinetes deben estar visibles yaccesibles cuando se manejan vaporescorrosivos

276 VENTILADORES Y SOPLADORES

Los autores

de

John E. Thompson es SeniorProduct Mannager de The NewYork Blower Co., 7660 Quincy St.,Willowbrook, IL 60521. Su primertrabajo fue en la planta donde labo-ró en in$eniería, i n v e s t i g a c i ó n yservicio a clientes antes de ser trans-ferido a mercadeo. Sus obligacionesrecientes han incluido la direccióndel grupo de apoyo de mercadeo yservicio, redacción y publicación degran parte de la literatura técnica dela empresa y ayuda a los diseñado-res de productos en la aplicación de

mercados.

C. Jack Trickler es vicepresidentede Corporate Development de TheNew York Blower Co., 171 FactorySt., LaPorte, IN 46350. Anterior-mente fue el ingeniero jefe y luego ge-rente general de manufactura. Tienetítulo de ingeniero mecánico por elIllinois Institute of Technology y esingeniero registrado en Illinois e In-diana. Fue presidente del comité deAMCA que estableció el código parapruebas de ruido y del comité deASTM que redactó la norma para losventiladores de PRF.

Establecimiento de lacurva de rendimiento deun ventilador centrífugo.Se establece un grupo compacto de ecuaciones, a partir de los análisis de lacantidad de movimiento y termodinámicos, fácilmente adaptable para programaciónen computadora, con el fin de describir las características de los ventiladores.

David K Eads, Rohm and Haas Delaware Valley, Inc.

A menudo surge la necesidad de determinar la curvad e endimiento de un ventilador centrífugo instaladof/ue funciona a velocidad constante. Cuando la densidaddel gas y las revoluciones por minuto difieren mucho deaquellos en las que se basan las tablas de capacidadesnominales múltiples preparadas por los fabricantes, elestablecimiento de esa curva puede ser muy complicado.

Por supuesto, se pueden aplicar las leyes clásicas delos ventiladores en conjunción con: 1) las tablas para ca-pacidades nominales múltiples que cubren los límitescorrectos de condiciones o 2) las curvas de porcentaje sise dispone de la información auxiliar de requisito acercade las condiciones de referencia correspondientes. Sinembargo, pueden surgir serios problemas de exactitudcon ambos procedimientos, en especial si el ingeniero noestá familiarizado con ellos. Además, es una labor com-pleja y difícil convertir esos datos y leyes en un modelode computadora para un proceso.

En este artículo se expondrá una serie compacta derelaciones, basadas en el comportamiento fundamentaldel ventilador, para establecer las curvas de rendimien-to. Consta de dos partes básicas: aplicación de la ley deconservación de la cantidad de movimiento, para rela-cionar la energía de entrada del árbol con la confígura-ción, velocidad, propiedades del fluido y condiciones deoperación, y la aplicación de las leyes de la termodiná-mica para relacionar las pérdidas de energía con las con-diciones de operación.

Las consideraciones respecto a la cantidad de movi-miento conducen a una variación en la ecuación básicapara diseño de ventiladores, que incluye el ángulo efec-tivo de descarga, /3. Las consideraciones termodinámi-cas llevan a la expresión usual de la eficiencia mecánica

total, qr o a su equivalente, el coeficiente de pérdida 4= 1 - qr. Con la aplicación del Teorema Pi de Buc-kingham, se correlacionan el ángulo de descarga y el CO-eficiente de pérdida con una función de la razón de laenergía cinética a la energía de presión.

Este conjunto compacto de dos ecuaciones con dosfunciones empíricas (que se pueden expresar en formagráfica o por medio de ajustes empíricos de curvas) sir-ven para describir el comportamiento de un ventiladorparticular y, cuando se mantiene la semejanza geomktricacompleta, sirve para todos los ventiladores de la serie.Una vez establecidas las curvas, no se necesita más in-formación auxiliar, que no sea el tipo y dimensiones delventilador, para utilizarlas.

Con el empleo de las correlaciones, se escribió un pro-grama sencillo para computadora que coincidió con ta-blas seleccionadas de ventiladores en más de 1% en todoel intervalo (rango) cubierto por las tablas. Luego se es-cribió un programa algo más complejo para generarcurvas de rendimiento para rpm constantes.

Consideraciones respecto a la cantidad demovimiento

En la figura 1 se presenta una rueda de ventilador hi-potética con diámetro D y anchura Wde puntas con arode refuerzo, que gira a una velocidad angular w. Aun-que las características de las aletas de guía son de vitalinterés para el diseñador, en el problema inmediato lapreocupación es el ángulo medio /3 con el cual sale el gasde la rueda y que se mide a partir de una tangente a laperiferia en el punto de salida.

278 VENTILADORES Y SOPLADORES

Fig. 1 Análisis vectorial de una pasada en una

/rueda de ventilador

Si se supone que el caudal (gasto) total de masa, m,se distribuye con uniformidad en la periferia de la rue-da, entonces el momento de torsión T que se debe apli-car a la rueda se puede obtener con la aplicación delprincipio de conservasión de la cantidad de movimien-to, es decir

7 = A(mJ’,r)/g, (1)

en donde VU es la componente de la velocidad tangen-cial absoluta y r es el radio de la rueda.

En los ventiladores centrífugos con entrada axial y enlas condiciones usuales para prueba, la aportación de laentrada es despreciable o cero y se puede escribir laecuación como

T = mV,r/g, (2)

La potencia requerida es el producto de la velocidadangular y el momento de torsión. Al expresar la entradade potencia como entrada de energía por unidad de ma-sa, entonces:

Wea = p/m = rw/m = 2rNrV,/g, = pV/F (3)

Si se tiene en cuenta que 2nNr es la velocidad u, enlas puntas, se tendría

WC2 = utv,/g, (4)

Con base en la figura 1, el análisis vectorial produce:

Vu = Ut - v, = ut - V,cotB (5)

ESTABLECIMIENTO DE LA CURVA DE RENDIMIENTO DE UN VENTILADOR CENTRíFUGO 279

1.0

10 O.01au u.01 0.1 1.0

7Fig. 2 Curvas de correlación de un ventilador

particular con aspas de curvatura hacia atráscon aro de refuerzo

y por tanto,

ya = (ut2 - utv, cot BYg, (6)

El valor de Vr se obtiene con un simple balance demateriales como:

Vr = F/aDW (7)

y la expresión para Wrn se puede escribir como:

Wea = AE, - AE, cot ,0 (8)

en donde:

Las variables Wta, AEo y AE, son todas en términosde energía por unidad de masa de fluido que pasa porel rotor. Dato que cot /3 es de cero cuando /3 es de 90°,se apreciará que AE es la entrada hipotética de energíaen el árbol por unidad de masa de fluido, cuando todoel fluido sale de la rueda con una componente de la velo-cidad tangencial absoluta igual a la velocidad en laspuntas.

En la práctica no se logra guiar con perfección dentrodel ventilador y no hay una forma sencilla de conocer,en forma previa, cómo varía fl según las condiciones deoperación. Sin embargo, es evidente que si se cuentacon datos de experimentos, se pueden calcular con faci-lidad los valores efectivos de @ Por tanto, con unascuantas manipulaciones algebráicas se encuentra que:

j3 = are tan (FN/W)/(AE, - WC”) (11)

Por tanto, se resuelve el primer problema al relacio-nar /3 con las condiciones de operación del ventilador.

Consideraciones termodinámicas

Si se comienza con un balance general de energía deun ventilador, en los supuestos de que el fluido es in-

compresible y de que no hay cambio apreciable en laelevación, se muestra con facilidad que:

AE, = AEk + AE, = Wfo - 6E. (12)

en donde W?,? es la entrada de potencia en el árbol, 6Ees la energía de entrada degradada a energía térmica,según lo exige la segunda ley de la termodinámica y

Ganancia de energía de presión = AEp = VAP (13)Ganancia de energía cinética = AE, = 1/2u2/g, (14)

= (F/J2/2g,

Este resultado es independiente de si se transfiere o nocualquier energía térmica al fluido cuando se mueve enel ventilador. La ecuación corresponde exactamente a loque a veces se llama balance de energía mecánica confricción, que a menudo se presenta como si fuera intuiti-vamente evidente.

La pérdida de energía, según la segunda ley, se puedeidentificar con las pérdidas de entrada en el árbol, y esconveniente definir un nuevo término, 6:

c$ = SE/W lo (15)

como la fracción de la entrada de energía en el árbol quese convierte en energía térmica debido a las pérdidas porfricción. Ahora, el balance de energía se vuelve:

q= Y,(l-4)

Si se tiene en cuenta que:

(16)

qt = 1 - 4 = Et/ WC” (17)

es evidente que (1 - 6) corresponde exactamente a ladefinición usual de q7 que se llama eficiencia total o

eficiencia mecánica total del ventilador.Esta relación, basada en los principios de la termodi-

námica, es rigurosamente válida hasta el grado en elcual sean válidas las suposiciones de que no cambió enla elevación y de incompresibilidad; pero, también eneste caso no k ay forma de hacer una predicción anticipa-da de 4. No obstante, si se tienen datos de’experimen-tos, se pueden calcular los valores de 6.

Correlación para P

Un enfoque para tener una correlación del ánguloefectivo de descarga es considerar el problema como unode análisis dimensional. Las variables que intervienenen un análisis de cantidad de movimiento se presenta enla tabla 1. Después, la aplicación del Teorema Pi deBuckingham lleva a un conjunto completo de gruposadimensionales que permiten describir un estado del sis-tema; un conjunto permisible es:

PV/‘/F (F/Aj2/g, (FN/Vg, PAr)‘/g, AVAP ’ VAP ’ VT’ V A P ‘D2’

Ll L2 LiO’-F’““D 1

280 VENTILADORES Y SOPLADORES

Tabla I Variables que intervienen en un análisis dela cantidad de movimiento de un ventilador

smia de presibn1 de la salida de la cubierta

stante dimensional

* FLMO = fuerza, longitud, masa, tiempo

La comparación de este conjunto con los términos de*energía comentados indica que se puede escribir el con-junto como:

O=f W“;hE, AE, AE A L,ea - - 0 - -,.,.AE,‘AE,‘AE,’ AEp’D2’ D

Ahora se ha encontrado que la relación quees:

wea - AE, = AE, cot B

que se puede poner en forma adimensionalentre AEp de modo que:

>2) (18)

incluye a /3

al dividirla

(19)

con lo cual se forma una relación conocida entre tres delos grupos adimensionales. La comparación con el resul-tado dimensional de ia ecuación (18) sugiere que puedeser permisible escribir:

Esta relación, a su vez, sugiere que /3 se puede correla-cionar en forma empírica con alguna función de(AEJAE,) para todos los ventiladores que tengan seme-janza geométrica completa.

Para fines de correlación, es deseable utilizar una va-riable que esté normalizada al intervalo de 0 a 1, de aquíque se defina la variable:

’ = AEk + AEp

En términos más conocidos en la ingeniería de ventila-dores, es evidente que y = carga de velocidadicarga to-tal y que 1, y = 1 + carga estática/carga de velocidad.

Las consideraciones precedentes no garantizan que 4sea sólo una función de AEJAE, y de la geometría; pe-ro sí garantizan que si la lista de variables está correcta,p es función de, cuando menos, AE,/AE, y de las razo-nes geométricas.

Correlación para el coeficiente de pérdida

Desde un punto de vista termodipámico, no intervie-nen los detalles del balance de la cantidad de movimien-to. Por el análisis dimensional, la lista de variables esigual que antes, excepto que no se incluyen la velocidadni las dimensiones de la rueda (N, D, W’). Con la aplica-ción del Teorema Pi de Buckingham se obtiene un con-junto completo de variables adimensionales quedescriben el estado del sistema:

J& AE, A L2 L.2

Al reordenar la ecuación (16) y dividir entre ALE,,:

s= ( 1 .%),(l - 4) (‘22)

Dado que se conoce, por los datos de experimentos,que 4 tiene grandes variaciones de un conjunto a otro decondiciones, no puede ser cierto que las pérdidas sean só-lo función de las características dimensionales. Sin em-bargo, el conjunto dimensional sugiere que:

AE, A L,!!L =f(-, L.-..LAEP AEp r/ly”“‘L, (23)

y, por tanto, que:

qT = (1 - 4) =f($$,+, . . . +) (24)P 1 1

Entonces puede esperarse que sea factible una correla-ción empírica de 4 con AE,/AE, o con la razón gama.

Aplicación a datos

Aunque no se dispone de datos reales directos de losventiladores de manera inmediata, los fabricantes publi-can tablas de valores nominales múltiples y curvas deporcentajes, que están certificadas por la Air Movingand Conditioning Assn. (AMCA). Además, la aplicabi-lidad de las leyes de los ventiladores está bien estableci-da y, por consiguiente, esas tablas y curvas son unavaliosa fuente de datos confiables.

Cuando se aplicaron las técnicas sugeridas de correla-ción a los datos de una tabla de un fabricante de ventila-dores, se encontró que las variables /3 y 7 eran funcionesúnicas de y. También se encontró que los datos repre-sentados por las curvas de porcentaje concuerdan conlos resultados de las tablas, excepto, por supuesto, quelas curvas abarcan todo el intervalo (rango), desde el pa-ro hasta la descarga libre. Por lo tanto, para un ventila-dor particular se puede escribir que:

ESTABLECIMIENTO DE LA CURVA DE RENDIMIENTO DE UN VENTILADOR CENTRíFUGO 281

B =.fxv> (25)

4 = 1 -771=.&(y) (26)

Cuando menos en principio, las funcionesf, y f, de-ben depender de la configuración o geometría exacta delventilador y del mecanismo de decremento por turbu-lencia. La definición de estas funciones es un problemaprimario en el diseño de ventiladores y no se requierepara la finalidad inmediata de correlacionar los datos derendimiento de un ventilador particular.

Pata explorar los límites de aplicabilidad de la técnicade correlación, se examinaron tablas y curvas para rue-das de ventiladores de curvatura hacia atrás con aro derefuerzo, radiales con aro de refuerzo, de curvatura alfrente con aro de refuerzo y radiales sin aro de refuerzo.

En la figura 2 se presentan las curvas de correlaciónde un ventilador particular con curvatura hacia atrás yaro de refuerzo, que en realidad se compró e instaló en1980. Se establecieron a partir de un conjunto de curvasde rendimiento suministradas por el fabricante, las cua-les abarcan un intervalo (rango) de condiciones de ope-ración mucho más amplio que las que se suelenencontrar en las tablas de ventiladores.

Tal como se esperaba, la eficiencia pasa por un máxi-mo. La configuración de la curva del ángulo de descargaes de particular interés porque aumenta a 180” cuandose va llegando al punto de corte, como se podría suponerde manera intuitiva. Se encontró que ocurría un com-portamiento similar con valores de y mucho más altosen ruedas radiales (de aspas planas) con aro de refuerzoy sin él.‘Para la serie de ventiladores con ruedas de curvatura

hacia atrás y aro de refuerzo, con diámetros de 25 a 100in, se encontró que las curvas de correlación para todosellos eran casi idénticas dentro de los límites de las ta-blas. Es probable que las diferencias se puedan atribuira las dificultades para lograr una semejanza geométricaprecisa con esas aspas de formas tan complejas.

Para dos ventiladores de una misma serie que tienenaspas con puntas radiales y aro de refuerzo y ruedas de36 y 104 in de diámetro, las curvas de correlación tam-bién fueron casi idénticas. La eficiencia máxima fue cony = 0.1, igual que el aumento en el ángulo de descarga.

En un ventilador particular con aspas radiales sin arode refuerzo hubo un desacuerdo importante entre la ta-bla y la correspondiente curva de porcentaje del rendi-miento. Sin embargo, al igual que para el tipo de esteventilador con aro de refuerzo, el ángulo de descargaempezó a aumentar en forma pronunciada alrededor dey = 0.1 y fue aproximadamente de 180” con y = 0.01.Estos ventiladores se suelen seleccionar para servicio pe-sado, y no se puede esperar que sean tan perfectos geo-métricamente y tan eficientes como los que tienen aro derefuerzo.

Para un par de ventiladores de servicio con curvaturaal frente y ruedas de 10.5 y de 36.5 in de diámetro, laslimitadas tablas suministradas por el fabricante llevarona las mismas formas generales de las curvas, pero conniveles muy diferentes. Las eficiencias máximas de am-bos fueron con y = 0.1, pero la máxima para el ventila-dor más grande fue de 80% en comparación con 60 %

del más pequeño. En ambos ventiladores los ángulos dedescarga fueron constantes, de unos 160’ en el grandey de unos 180° en el pequeño. Se podría esperar que,en ventiladores de bajo costo de este tipo, no se hicieranesfuerzos serios por lograr precisión geométrica ni obte-ner datos exactos de las pruebas.

Relación con los coeficientesde los ventiladores

En las publicaciones relacionadas con ventiladores’son de uso común ciertos coeficientes, por ejemplo:

Coeficiente de presión: $ = 2.35 x 108AP/pD2Coeficiente de flujo: +’ = 175 F/ND2 W

Velocidad espe$ica: N, = (NFr’2/APs’4)/( V,,/ V)3’4

en donde las dimensiones’que se utilizarán son: AP =in de agua, N = rpm, D = in, F = ft3/min, W = in,V = fWlb,

Pueden establecerse relaciones entre estos coeficientesy los términos presentados, al formar razones adimen-sionales de los términos de energía ya descritos. Cuandose efectúa todo el desarrollo algebraico los resultadosson :

31 = (~2/g,>wpl~k) = c, w (27)

l2 = r2gc tan B (&/AJ?$) = C24 (28)

c3 = (21’4g,3’%) (AJ3,AEo”/AEp”)“” (29)= C3(DA-“2V-3’4)N,

Resulta interesante agregar una cuarta razón que inclu-ye la energía de entrada en el árbol:

S4 = (n’/g,) ( K,/W,) = P V/FD’M (30)

La comparación de las expresiones para Cr, 12, {,con los coeficientes que aparecen en las publicaciones,aclarará que tienen relación directa con las razones deenergía, como se indica.

Relación con las leyes de los ventiladores

Si F, AP y N son fijos en las condiciones de prueba delventilador, entonces para uno de características geomé-tricas fijas, todos los términos de unidades de energía,es decir, Wd BE,, AE , AEo y AE, también son fijos aligual que las razones cfe energía que fijan el valor de ‘ir,4, N Y i-4.

Por tanto, si se hace funcionar un ventilador prototi-po con algún conjunto fijo de condiciones (F, P, N), esválido el empleo de las expresiones ({, . {,) paradeterminar el efecto de las variaciones en las condicionesde funcionamiento, siempre y cuando se satisfagan 10s

requisitos de semejanza dinámica. Por supuesto, lascondiciones de semejanza dinámica se aplican a un va-lor fijo de (AEJAE,) o de y. Es evidente que el conjuntode relaciones ( cI.. . . . . {,) constituye un planteamientoposible de las leyes de los ventiladores. Sin embargo, en

282 VENTILADORES Y SOPLADORES

Tabla II Resumen de ecuaciones, de correlación

NOTA Las funciones f, y f2 se determlnan con datos experimentales y seexpresan en forma grifvza o con ajuste empírico de curvas. Todos los

termmos de energía en las ecuaciones (8) y (16) tienen las dimensiones dernergia por untdad de masa de flwdo movido por el ventilador. LaSircuarlones (251 y (261 sólo Incluyen térmlnos adimens~onales.

la práctica, el enfoque que se ha descrito reduce el pro-blema a un conjunto mínimo de relaciones compactasque incluyen términos con significado físico importante.

Notas para aplicación

Todas las ecuaciones de correlación presentadas (resu-midas en la Tabla II), son dimensionalmente homogé-neas, salvo lo indicado en contrario, y se puede emplearcualquier sistema congruente de unidades. Pero, en lapráctica, es conveniente utilizar ecuaciones dimensiona-les para manejar las unidades de medición de usocomún, como se indican en la Notación. Con esas uni-dades, los diversos términos para energía expresados en(ft-lb/lbJ se expresan por: wta = 33 000 @V/I, AE,= (hN)V 1 689 726; AEb = (FN/W/9 650, AEP =

5.204 VAP, AE, = (F/A)2/231 624.Todos los términos de unidades de energía tienen (en

el sistema de medición de ingeniería de FMLO) la di-mensión ft-lb/lb, y se pueden convertir en cargas en inde agua. Para aire a 70’ y con densidad de 0.075 lb/ft3,si el líquido del manómetro es agua a 70°F y con densi-dad de 62.3 lb/ft”, se encuentra con facilidad que laconversión es:

Carga (in de agua) = unidad de energía (ft-lb//b,J/69.22. Además, con una carga y un gasto (caudal) enft3/min dados, la potencia (en caballos) se expresa con:

Potencia (caballos) = (caudal) (carga)/6 356.

Entonces, en los términos de uso común entre los in-genieros especialistas en ventiladores para aire estándary condiciones estándar de prueba (y sólo para estas con-diciones):

69.22 x (ganancia de presión estática) = AEp

69. 22 x (ganancia total de presión) =A,!$ + dE,= AE,

6.356 x (caballaje del aire) = (ganancia total de pre-sión) x (flujo, ft”/min)

caballaje del aireeficiencia mecánica = caballaje en el árbol = ‘r

AEt= 1-“=-@-ca

El término WC0 se llama a veces carga total de Euler;por tanto,

Carga máxima total = 69.22 x (carga total de Euler)teórica = W pn = AEo + AE, cot fi

La carga máxima total teórica o carga total de Eulerse utiliza a veces como carga máxima de referencia, ypara asignarle un valor numérico se debe utilizar un va-lor para cot @. Parece ser que algunos fabricantes utili-zan el valor físico de diseño de /3 para aspas concurvatura hacia atrás.

También es útil mencionar que con aire estándar, lapresión de velocidad se obtiene fácilmente de la veloci-dad de salida mediante la relación: presión de velocidad= (velocidad de salida, ft/min/4 006)* e, igual que an-

tes:69.22 x (presión de velocidad) = AE,

Tabla III Conjuntos típicos de datos para la serie de ventiladores utilizada en el ejemplo

Nota: Para todos los puntos, V del aire = 13.33 @/Ib

ESTABLECIMIENTO DE LA CURVA DE RENDIMIENTO DE UN VENTILADOR CENTRíFUGO 283

Por último, cabe mencionar que con una calculadoraprogramable pequeña, las curvas de @ y y y de vr con-,tra y se pueden ajustar bien por medio de cuadráticasde la forma:

Iny = a + b(ln y) + c(ln y)2

siempre y cuando se utilicen “intervalos” cortos de y yque y sea /3, 0 VT. Por supuesto, si se cuenta con me-dios de computación más grandes, puedan emplearsepolinomios, que cubren límites más amplios de y. Así,la experiencia indica con amplitud que por lo general sepuèden requerir tres polinomios, uno alrededor del pun-to de máxima eficiencia (pérdida mínima) y uno en cadalado de la máxima.

Estos comentarios se aplican al ajuste de los datos delas tablas de ventiladores con alta precisión. Puede serque, con datos reales, se pueda lograr una representa-ción adecuada con formas funcionales más sencillas.

Ejemplo

Un fabricante de ventiladores ha publicado tablas devalores nominales múltiples para una serie de ventilado-res centrífugos de curvatura hacia atrás con diámetrosdesde unas 12 hasta más de 100 in. Las tablas cubrenuna entrada de potencia que va desde menos de 1 hastamás de 600 hp. Para los ventiladores de esta serie, larazón aproximada del diámetro de la rueda y la anchurade salida del aro de refuerzo es de 5.0. La razón de laraíz cwdrada del área de salida al diámetro de la ruedaes de 0.91 Se supone que existe una razón constante si-milar para el área de entrada y que hay similitud geomé-trica completa en esta serie.

Las primeras siete columnas de la tabla III contienenconjuntos típicos de datos tomados de cuatro de las ta-blas para esta serie de ventiladores. La reducción de es-

i -*

Fig. 3 Curvas de correlación de la eficiencia y elángulo de descarga para el ejemplo

AE.. = 5 204 VAP

w, = (nDNj2/g,- (FN/‘W) g, cot f l

Fig. 4 Diagrama de flujo para un punto en unatabla múltiple de capacidad nominal de unventilador

tos datos es muy sencilla. Por ejemplo, considérese elprimer conjunto. Con las ecuaciones ya presentadas:

AE,, = 5.204( 13.33) (0.25) = 17.35AE, = (44 400/55.5)*/231 624 = 2 . 7 6WC‘, = 33 OOO(2.53) (13.33/44 400) = 25.07

AE0 = (98.25 x 104)*/1 689.726 = 61.79bEb = 44.400(104/19.65)/9 650 = 24.35AEt = 17.35 + 2.76 = 20.11

y = 2.76/20.11 = 0 . 1 3 7qT = 20.11/25.07 = 0 . 8 0 2

B = are tan 4hE, - wea

24.35= are tan

61.79 - 25.07 >= 33.6

En la práctica, no se debe suponer que todos los venti-ladores de una serie son iguales; hay que estudiar cadauno por separado. Esto se hizo en la serie del ejemplo,y en realidad hay varios ventiladores más pequeños enella que no funcionan exactamente igual que los másgrandes presentados en la tabla III. Para problemas es-

284 VENTILADORES Y SOPLADORES

pecílicos de un ventilador particular, por supuesto nointerviene la cuestión de la congruencia entre tamaños.

Cuando los puntos de los datos de la tabla III se situa-ron en papel log-log (más otros puntos que no están enla tabla), se obtuvo la figura 3. Las líneas a trazos son ex-trapolaciones más allá de los datos de la tabla. Utilizandopuntos seleccionados de las dos curvas y una calculadoraprogramable pequeña, se encontró que los puntos se re-presentan bien con las expresiones:

para 0.02 < y < 0.9In fT = - 1.2450 - 0.7891 In y - O.l368(1n y)*In/3 = 3 . 5 6 8 8 - 0.0147 In y - O.O241(ln y)*

Estas dos relaciones se podrían utilizar en un programade computadora para cálculos adicionales; pero paracálculos manuales no son necesarias, puesto que se pue-de utilizar directamente la figura 3.

El establecimiento de las tablas para valores nomina-les múltiples de ventiladores a partir de correlaciones,como éstas, es un procedimiento sencillo y directo quese programa con facilidad; en la figura 4 se presenta undiagrama de flujo lógico.

Supóngase, por ejemplo, que un ingeniero cuenta conun ventilador de esta serie, con rueda de 36.5 in de diá-metro. Se desea extraer aire húmedo y caliente (muydistinto del aire estándar) en forma directa una cámaragrande a -3.05 in de agua hacia la atmósfera ( V del aire= 16 ft”/lb) a 14 000 ft”/min reales. El primer proble:ma es determinar el caballaje y las rpm requeridas en elárbol. Para ello, se aplica el procedimiento indicado enla figura 4. (

En este ventilador, D = 36.5 in, A, = 7.70 ft*, W= 7.3 in. Entonces:

AE,, = 5 204(16.0)(3.05) = 254.0AEk = (14.000/7.70)*/231 624 = 14.3AE, = 254.0 + 14.3 = 268.3

y = 14.3/268.3 = 0.053

De acuerdo con la figura 3:

% = 0.90B = 30.5; tan fi = 0.589

WC= = 268.3/0.90 = 298P = 14,000(298)/33~000(16.0) = 7.90Q = 36.5*/1.689 726 = 7.88( 10-4)R = 14 000/9:650(7.30) (0.589) = 0.337N = [(0.337 + dO.337* + 4(7.88) (10-4)(298)]/

2(7.88)(10-4)= 865 rpm

Tabla IV Puntos de datos de curvas de ventiladoresgenerados con el empleo de valoressupuestos de 7

Fig. 5 Diagrama de flujo para un punto de unacurva de un ventilador

Por ello, la velocidad requerida es de 865 rpm y la po-tencia de entrada del árbol de 7.9 hp, con lo que el inge-niero puede seleccionar el sistema motriz adecuado.Debe hacerse notar que este ventilador funcionará casien el punto exacto de máxima eficiencia.

La determinación de las curvas del ventilador, es de-cir las gráficas de AP y las necesidades de potencia con-tra el caudal con todas las demás variables constantes,es un tanto complejo porque se requiere un procedi-miento de “tanteos”. En la figura 5 se presenta undiagrama de flujo lógico para este problema, que se pue-de utilizar como base para cálculos manuales o para unprograma de computadora. (La implantación detalladadel ciclo de búsqueda de y es un poco complicada porla necesidad de evitar logaritmos negativos.)

Suele ser difícil obtener esas tablas o curvas; pero, amenudo, son muy interesantes, y a veces una necesidad

ESTABLECIMIENTO DE LA CURVA DE RENDIMIENTO DE UN VENTILADOR CENTRíFUGO 285

.r .,.

.2 Fig. 6 Curva de ventilador trazada con los puntosdatos de la tabla IV

absoluta para el ingeniero de diseño o de operacióncuando se trata de una instalación propuesta o existente.Ocurre en particular cuando el ingeniero tiene que de-terminar lo que se espera cuando las condiciones realesse desplazan del punto de funcionamiento normal.

Para ilustrar esa aplicación, considérese la extensiónlógica del problema de este ejemplo. Habiendo seleccjo-nado una velocidad de operación y el correspondientecaballaje de entrada requerido en el árbol, ahora hayque determinar lo que podría ocurrir con las necesida-des de caudal y las necesidades entrada de caballaje sihubiera un desplazamiento en los requisitos del proceso.

Como es natural, se necesita al menos una parte deuna curva del ventilador, por lo cual se procede a esta-blecer puntos en ambos lados del punto inicial de fun-cionamiento. De acuerdo con la figura 5, supóngaseprimero un caudal de 7 000 ft’/min reales.

AE, = (36.5 x 865)“/1 689,726 = 589.9AE, = 7000('865/7.3)/9650 = 85.95AE, = (7 OOO/7.70)2/231 624 = 3.568

Supóngase un valor experimental de y, = 0.015 y,luego, con la figura 3:

TjT = 0.70B = 25.0 y tan /3 = 0.466

AE, cot B = 85.95/0.466 = 184.3w, = 589.9 - 184.3 = 405.6AE, = 405.6(0.70) = 283.9

ye = 3.568/283.9 = 0.0126

Supóngase ahora que y,, = 0.014; entonces.

TJT = 0.68,8 = 24.5

tan B = 0.456

AE, cot j3 = 85.95/0.456 = 188.6yi, = 589.9 - 188.6 = 401.3E, = 401.3(0.68) = 272.9-ye = 3.57/272.9 = 0.0131

A partir de una gráfica de y calculada contra y su-puesta, el siguiente valor supuesto de y sería 0.0138; dedocde, acéptense los resultados a 0.014, es decir

AP = (272.9 - 3.57)/5.204(16.0)= 3.23 in H,O

/I 1 ;O&hP” 001)/33 000( 16.0)

En esa misma forma se calcularon los puntos con10 000 y 18 000 ft”/min a 865 rpm, como se indica enla Tabla IV. En la figura 6 aparece un esquema de estosdatos y los generados por una computadora para 750 y1 000 rpm, con un volumen específico de 16 ft’/lb.

Como se mencionó, cuando se determinó la eficienciatotal a partir del valor de y, indicó que ese ventiladorfuncionaría en su punto de máxima eficiencia. Por esacurva, sin embargo, está claro que este punto no está enla presión pico que puede producir el ventilador, sinomás bien en un punto en donde hay una pendiente sig-nificativa en la curva de ganancia de presión estáticacontra caudal (gasto).

Ese punto de operación suele ser deseable, pues puedeaceptar ligeros cambios en la demanda y por consiguien-te, tener funcionamiento estable.

Por último, hay que mencionar que en las estimacio-nes para 7 000 ft”/min, se extrapolaron las curvas másallá de los datos disponibles, lo cual es un procedimientóarriesgado. No obstante, los resultados indican lapresión máxima que puede producir el ventilador a estavelocidad, y sirven para identificar el límite de una re-gión de operación que normalmente no recomiendan losfabricantes.

Referencias

1. Jorgensen, R., “Fan EN.Y.

ngineering,” 7th ed., 1970, Buffalo Forge Co., Buffalo,

2. Kenney, R. J., Machrne Desp, Mar. 14, 1968, pp. 152-173.3. AMCA Standard 210-67, “Tea Code for Air Moving Devices,” 6th ed., 1967,

Air Moving and Conditioning Assn., Inc., Arlington Heights, III.

El autor

Considérense losventiladores de flujo axialcuando se trate de movergasesLos centr&iigos se utilizan más, pero los axiales pueden ser mejor elección paraalgunas aplicaciones. Se presentan algunos lineamientos para comparar los dostipos.

Howard M. Summerell, H.M. Summerell Co.

Cuando el ingeniero selecciona un ventilador, tratade lograr el rendimiento requerido al mínimo costo. Los

“\ factores que deben influir en esta elección incluyen elcosto inicial, el costo de operación, la seguridad y la con-fiabilidad. Sin embargo, la costumbre también puedeinfluir, porque a menudo se escogen ventiladores centrí-fugos sin pensar siquiera en los axiales. Estos pueden te-ner menor costo inicial y ciertas ventajas, y merecen unestudio cuidadoso.

Características de diseño y rendimiento

Los ventiladores axiales mueven el aire o el gas paralela-mente al eje de rotación; en los centrífugos, el flujoes perpendicular al eje. El ventilador axial más sencillo esel tuboaxial, llamado a veces ventilador de dueto. Comose ilustra en la figura 1, el tuboaxial es una hélice mon-tada en un tubo. Puede manejar gresiones estáticas has-ta de 4 in manométricas de agua y caudales de 500 000ft”/min y mayores. Tiene su máxima eficiencia cercadel punto intermedio de presión pico, y su mejor puntode operación está junto a la derecha de este pico. Su efi-ciencia mecánica máxima (potencia de salida del flu-jo/potencia al freno de entrada) es de un 75 % a un 80 %

El ventilador axial con aletas de guía (Fig. 2) es máscomplejo. Incluye aletas de guía que corrigen el movi-miento helicoidad impartido por la hélice. Su cubo degran tamaño elimina la zona de flujo ineficiente directa-mente detrás de la hélice. El resultado es una mayor efi-ciencia mecánica, hasta del 85%, y una mayorcapacidad de presión. Estos ventiladores por lo comúnpueden manejar presión estática hasta de 9 in de agua

en una etapa, pero pueden llegar a 20 in con modifica-ciones en el diseño o con etapas múltiples. Su capacidadpuede ser hasta de 600 000 ft’/min.

Los ventiladores centrzfupas confinan el flujo dentro deuna cubierta en forma de voluta o caracol y producenpresión por medio de dos fuerzas: la centrífuga genera-da al hacer girar la columna de gas encerrada entre las

Volumen -

Fig. 1 Diseño y rendimiento de un ventiladortuboaxial; nótese el patrón helicoidad del flujo

CONSIDÉRENSE LOS VENTILADORES DE FLUJO AXIAL CUANDO SE TRATE DE MOVER GASES 287

, Aletas de guía

1

Volumen -

Fig. 2 En los ventiladores axiales con aletas de guía,éstas enderezan el flujo de salida

aspas, y la aceleración tangencial del gas mediante lasaspas o álabes del impulsor. El centrífugo radial o derueda de paletas (Fig. 3) es el diseño más antiguo y sen-cillo. Al contrario de los axiales, requiere más potencia,conforme aumenta el caudal. Puede manejar presionesestáticas de 60 in manométricas de agua o mayores.

Los ventiladores radiales tienen una eficiencia mecá-nica del 65 % al 70 %, menor que la de otros centrífugosy son más costosos, porque son de construcción fuerte.Las aspas planas resisten la abrasión más tiempo que lamayoría de las otras aspas y tienden a lanzar cualesquie-

volumen -)

Fig. 3 Ventilador centrífugo radial

Volumen -

Fig. 4 Ventilador centrifugo con curvatura al frente

ra partículas que, de lo contrario, se les podrían adherir.Rara vez se utilizan, excepto para corrientes que arras-tran partículas pegajosas o abrasivas, aunque se puedenconseguir con una construcción menos fuerte para servi-cio general.

El ventilador centrífugo con aspas de curvatura alfrente (Fig. 4) no se utiliza mucho en aplicaciones indus-triales pues es muy sensible a la acumulación de partícu-las (que tienden a desbalancearlo), y al desgaste de larueda. Su capacidad de presión estática es relativamentebaja, de unas 4 in manométricas de agua, y su eficienciamecánica máxima es aproximadamente del 70 % al 75 %

Volumen-

Fig. 5 Ventilador centrífugo con inclinación hacia

atrás

288 VENTILADORES Y SOPLADORES

El centrífugo de inclinación hacia atrás es el que másse emplea. Debido al ángulo hacia atrás de las aspas, elgas sale de la rueda del impulsor a una velocidad másbaja que la velocidad tangencial de la rueda. Con estose produce presión estática de 15 in manométricas deagua o mayor. Este ventilador es el más eficiente de loscentrífugos, y tiene una eficiencia mecánica máxima de,entre un 75 % y un 80%. En la figura 5 se ilustran sudiseño y las curvas de rendimiento.

Efectos sobre la selección

Se examinarán las diferencias básicas del rendimientoentre los ventiladores axiales y los centrífugos, y cómoinfluyen éstas, en la selección. En primer lugar, los ven-tiladores axiales pueden manejar menos presión estáticaque los centrífugos; por regla general, no más de 10 inmanométricas de agua en los axiales, contra 60 in o másen los centrífugos. Debido a estas limitaciones, los axia-les son inadecuados en aplicaciones que requieren altaspresiones estáticas, como conducción de aire o lavadocon venturi, por ejemplo. Pero en la mayor parte de lasaplicaciones para ventilación y extracción se requierenpresiones dentro de la capacidad de los axiales.

Para la misma aplicación, un ventilador axial del ta-maño correcto será más pequeño y ligero que unotambién de tamaño correcto, y trabajará a velocidadmucho más alta. El efecto respecto a la selección es queel axial costará menos; su instalación será más barataporque es más ligero y sencillo y por lo común su costode operación será mayor, porque su velocidad más altaexige mayor caballaje.

Ejemplo: Supóngase que se requiere un ventilador pa-ra mover 20 000 ft’/min de aire contra una presión es-tática de 2 in manométricas de agua. En la tabla 1 semuestran las características de dos ventiladores, unoaxial con aletas de guía y uno centrífugo de inclinaciónhacia atrás, adecuados para esta aplicación. En este ca-so, la selección del axial con aletas de guía significa:

$6,000

0 5,000 1 0 . 0 0 0 1 5 , 0 0 0 2 0 . 0 0 0 2 5 . 0 0 0

Fan capacity, f@/min air^ _” ‘:b” ,.- =;: __ I, “;’ ,

Fig. 6 Comparación de costos del equipo

‘. 2.500ò8E

;2ooa9.v>Ecm 1 5 0 0z

Fig. 7

5,000 10400 15.000 20.000 2 5 0 0 0Capacidad del ventilador, f?/min de aire

instalación

w Menor costo inicial, que incluye un ahorro de3 500 dólares en el equipo y un costo más bajo de insta-lación, porque su tamaño y peso son menores.n Requiere mayor potencia: 2.4 bhp adicionales para

el axial con aletas de guía. Con un motor eléctrico de 80%de eficiencia, esto se traduce en alrededor de 2.25 kw.

Si el ventilador va a trabajar 2 000 h/año y el costode la energía eléctrica es de 0.05 dólareslkwh, el ahorroanual por la electricidad, de 225 dólares, nunca com-pensará el costo inicial más alto del ventilador centrífugo.

Datos comparativos

En las figuras 6 y 8 se presentan estimaciones aproxi-madas del costo del equipo, del peso y de las necesidadesde potencia para ventiladores axiales y centrífugos quetrabajen contra una presión estática de 1 a 3 in mano-métricas de agua. Se incluyen los costos y pesos detransmisiones y motores abiertos a prueba de goteo, yse supone que la construcción es de Clase 1 (AMCA).Los precios se basan en cotizaciones de enero de 1981.Al igual que en el ejemplo de la tabla 1, en las figuras6 a 8 se hace ver que, por lo general, los ventiladoresaxiales son menos costosos y más ligeros que los centrí-fugos, pero consumen mayor potencia para realizar lamisma tarea. Por supuesto, las diferencias particularesdepende de aplicación.

Ruido

Los ventiladores axiales suelen ser más ruidosos quelos centrífugos. El nivel usual del ruido de un ventiladoraxial es de 80 a 95 dBA, medida a 5 ft de distancia; porcontraste, en el centrífugo es aproximadamente de 70 a90 dBA. Dado que los reglamentos de la OSHA limitan

CONSIDÉRENSE LOS VENTILADORES DE FLUJO AXIAL CUANDO SE TRATE DE MOVER GASES

Tabla I Ejemplo: El costo inicial del ventilador axial es menor, pero requiere mayorpotencia

Axial con aletasde gu ía

Centrífugo conincl inación.hacia atrás

Costo de ventilador, transmisión y motorPotencia al freno del motorVelocidad del ventiladorPeso de ventilador, transmisión y motor

Tamaño del impulsor

2 007 dólares10.6 hp

1 125 rpm1 700 Ib

38 in

5 507 dólares8.2 hp

489 rpm2 840 Ib

49 in

Aplicación: 20 OC0 f?/min de aire, contra una presión est&ica de 2 in manométricas de agua

la exposición de los trabajadores a una intensidad de 90

w Aplicar aislamiento acústico en la cubierta del

dBA (promediado respecto al tiempo), y dado que algu-

ventilador o en los duetos.

nas aplicaciones críticas requieren menor nivel de ruido,es importante tomar en cuenta el ruido al escoger entreun ventilador axial y uno centrífugo.

Cuando el ruido es un factor importante, hay variasformas de atenuarlo en el lugar de trabajo, que son:

w Instalar el ventilador lejos de los operarios. Unaseparación adicional de 39 ft de aire disminuye el ruidoen unos 15 dBA.

w Utilizar una entrada de venturi para suavizar elflujo de aire o gas hacia el ventilador. Esto disminuye laturbulencia en la corriente de entrada y se aminora elruido.

H Instalar silenciadores del tipo de absorción en laentrada, en la salida o en ambas. Las altas frecuenciasde los axiales son más fáciles de amortiguar que las bajasfrecuencias de los centrífugos.n Utilizar transmisión con bandas V que es relativa-

mente silenciosa. Por supuesto, todo el equipo para ate-nuación del ruido aumentará el costo inicial

Lineamientos para selección

Al comparar los ventiladores axiales y centrífugos sedeben tener en cuenta los siguientes factores.

*

Capacidad del ventilador, ft3/min de aire>

Fig. 8 Necesidades aproximadas de potencia paraventiladores axiales y centrífugos

n Apariencia El ventilador axial es menos estorboso,pues es más pequeño y forma parte del dueto.n Capacidad. Los axiales y los centrífugos pueden

conseguirse con capacidades de hasta 500 000 ft’/min;en los centrífugos con inclinación hacia atrás puede sermucho más alta. Los axiales, por lo general, tienen ma-yor capacidad por unidad de peso.n Construcción. El ventilador centrífugo es más com-

plejo, requiere árboles y cojinetes más grandes y un ba-lanceo más cuidadoso.n Costo iniciul. El motor, la transmisión y el ventila-

dor axial suelen ser menos costosos.H Instalución. El ventilador axial se puede instalar en

un tramo recto de tubo; el centrífugo requiere una vuel-ta en ángulo recto. El axial por lo común es más fácil deinstalar, porque pesa menos.n Mantenimiento. Cuesta más reemplazar un impulsor

centrífugo que una hélice axial.n Intensidad del ruido. El ventilador axial es más rui-

doso porque funciona a más velocidad.H Sobrecurp. Los ventiladores tuboaxiales y los axia-

les con aletas de guía son susceptibles a la sobrecarga,es decir, sus curvas de potencia se elevan al efectuar elparo. Esto sólo debe preocupar cuando el ventilador estáacoplado directamente con el árbol del motor.n Necesidades de potencia. Los ventiladores axiales re-

quieren más caballaje para el mismo servicio. Los dcaletas de guía generalmente son más eficientes que lbstuboaxiales y los centrífugos con inclinación hacia atrásson más eficientes que los radiales o que los de curvaturaal frente.n Capacidad de presión. Los ventiladores axiales pue-

den mane.jar presiones de 8 a 9 in manométricas de aguaen una etapa; en tanto que los centrífugos, pueden ma-nejar presiones de 60 in o mayores. Los axiales se pue-den instalar en serie para lograr mayor capacidad depresión; cuando se hace así, la capacidad de presiónde la serie es la suma de las capacidades individuales decada ventilador, menos una pequeña pérdida por desli-zamiento.n Confiabilidad. Ambos tipos de ventiladores son

confiables. Sin embargo, uno puede serlo más que otroen condiciones severas, como en la extracción de gasesque contienen partículas abrasivas.n Flujo inverso. Los ventiladores axiales pasan de su-

ministro a extracción cuando se invierte el sentido de ro-tación. De hecho, hay hélices con la misma eficiencia encualquier sentido. En los centrífugos no se puede inver-tir la rotación en esa forma.

290 VENTILADORES Y SOPLADORES

n Necesidades de espacio. El ventilador axial es máscompacto.n Vibración. Como las piezas rotatorias del ventila-

dor axial son más ligeras, es más fácil controlar la vibra-ción.

Ejemplos de aplicaciones

Algunos ejemplos de aplicaciones industriales adecua-das son:n Servicio abrasivo. Los ventiladores axiales con trans-

misión con bandas V son adecuados para servicio ligero.Para trabajo pesado (por ejemplo, la extracción en unacaseta para limpieza con chorro de arena) se recomiendaun centrífugo radial, porque es de construcción másfuerte.n Vapores corrosivos. El ventilador tuboaxial es una

buena elección, porque es fácil revestir la hélice y cuestapoco reemplazarla.n Sistemas de recolección de POL’VO. Es menos fácil que se

acumule el polvo en un ventilador centrífugo radial.n Recuperación de calor en los techos. El ventilador axial

puede enviar con facilidad el aire caliente desde el techohacia las zonas de trabajo para tener mejor calefacción.n Altas temperaturas. Ventilador axial con transmisión

por banda.n Altos volúmenes p baja presión. Ventiladores axiales.n Bajos volúmenes a alta presión. Ventiladores centrífu-

\ gos.

n Extractores en el techo. Es preferible el axial porquetiene descarga vertical hacia la atmósfera.n Partículas pegg’osas. El ventilador centrífugo axial

es mejor para evitar que se peguen las partículas.n Zonas subterranéas de trabajo. El ventilador axial con

aletas de guía es compacto y reversible, y puede funcio-nar para ventilación y extracción, al contrario de loscentrífugos.

Referencias

1. “Equipment Volume, Handbook and Pmduct Directory,” Ameritan Soc. ofHeating, Refrigeration, and Air-Conditioning Engineers, New t’ork, 1975.

2. “Industrial Ventilation Guide,” 14th ed., Confetxnce of Govcmment Indus-trial Hygienists, Lansing, Michigan.

Industry. Fue aviador naval en

Howard M. Summerel l es e lpresidente de su propia empresa,H. M. Summerell Co., Inc., P.O.Box 8666, Richmond, VA 23226,representante de fábricas especiali-zado en manejo de aire, control decontaminación del aire y conserva-ción de la energía. También es pre-sidente de la Virginia CarolinaControles Co. Tiene licenciatura enmatemáticas por el Davidson Colle-ge y es miembro de la AmeritanSoc. of Heating, Refrigeration andAir Conditioning Engineers, deInstrument Soc. of America y Tech-nical Assn. of the Pulp and Paperla Segunda Guerra Mundial.

Índice

Aceites lubricantes, 126-127Adaptación de compresores centrífugos, 69-74Alabes de turbinas, 189-190Amortiguadores de pulsaciones, 41-42,43Ampollas, 167-169Astilladuras, 169Bielas de compresor reciprocante, 129-133Bombas:

centrífugas 3-14costo, operación de mantenimiento de, 35de desplazamiento positivo, 13-14, 38-39empaquetaduras para, 181-182impulsor sencillo, tamaño de tubo y espacio

para, 34para plantas de procesos, 33-32,36

de eje vertical, 34-35rotatorias de desplazamiento positivo, 12

Caballaje, factibilidad de adaptación y, 70-71Cajas de entrada, 244Calor específico, 57Características de funcionamiento, 136-137Carga:

en la biela, 30en el cuerpo, 30

Cargas, 9,9-10Clasificaciones, 9,9-10Combinaciones de compresores, 139Combustibles para turbinas de gas, 210Comparaciones de costos, 138-139Compresibilidad, 57Compresores:

de aire, lubricación de, 125-128centrífugos, 3-7, 39-40

adaptación de, 69-73auxiliares para, 40-41, 42control de oscilaciones en, 26, 79-87, 88

mejoramiento de, 89-98, 99de etapas múltiples, 19-24

control de oscilaciones en, 110-l 16evaluación de, 47-50, 51

selección de, 19uso de curvas de rendimiento en la evaluaciónde, 52-59, 60

de desplazamiento positivo, 7-8de flujo axial, 27de oxígeno, operación segura, 119-123reciprocantes, 27-28

bielas para, 129-133control de, 30-31selección de, 28tubería para, 41-42

rotatorios, 3 l-32de desplazamiento positivo, 9-10

Condiciones de funcionamiento, 16-18Contaminación del prensaestopas, 173-l 74Control:

de oscilaciones, 26-79.87,88para compresores centrífugos de etapasmúltiples, 1 l0-106mejora del, 89-98, 99

para turbocompresores, l00-109Corrosión por fricción, 162Curvas de comportamiento, 52-59, 60Dimensionamiento de los cilindros, 28-30Diseño de impulsor y carcasa, 34Disposiciones del líquido de sello para sellos mecánicos.

í54-158Distribución física de plantas de proceso, 33-43Eficiencias nominales, 65-67, 68Empaquetaduras:

mecánicas, 175-182para bombas centrífugas, 181-182

292 íNDICE

lubricación de, 178-180Enfriamiento de cilindros, 8-9Especificaciones:

para compra, 140-141 del sistema, 140-141

Flexión de caras de sellos, 164Gobernadores (reguladores) para turbinas de vapor,

193-194Guía de compresores sin problemas, 134-137Ingenieria para instalación, 142-143Instalación y tuberías para bombas, 35-38Interenfriadores, 61-63, 64Lixiviación, 163-163, 164Lubricación, 26-27

de compresores de aire, 125-128de empaquetaduras, 178-180

Pesos moleculares, 56-57control de oscilaciones y, 82-83

Placas de empaquetadura para sellos mecánicos, 131152

Postenfriadorcs, 61-63, 64Presión, factibilidad de adaptación y, 70, 71-72Presiones de entrada, 54-55Sellos:

anulares (Anillos “0”):ataque químico a, 162-163sobrecalentamiento de, í69-170

para eje, 25-26de extremo de eje, 8mecánicos, 147-152

aumento de duración y reducción de costos de,160-170

disposiciones del líquido de sello para, 154-157falla de, 171-173, 174

Sistemas:de aceite de sello, 26-27de ventiladores, 268-272

rendimiento de, 263-264Sopladores, 243-258

Clasificación de, 243-244Temperaturas:

de compresión, 74control de ondas de presión y, 81-82de entrada, 55-56

Transmisiones:fluidas de velocidad ajustable, 238-239mecánicas dc velocidad variable, 234-236

Turbinas:de una etapa, 190-194-196-197-198de etapas múltiples, 194-196, 200-201de gas, 204-214, 215

clasificaciones de, 2 13materiales de construcción, 209-210

de vapor, 187-202determinación de la eficiencia, 216-222especificaciones, 202

Turbocompresores y control de ondas de presión en,100-109

Unidades motrices:

para bombas, 35-35de ca de estado sólido, 228-232de CC de estado sólido, 232-234electromecánicas con deslizamiento, 236-237de velocidad ajustable, 225-239

de ca de estado sólido, 228-232de CC de estado sólido, 232-234dispositivos electromécanicos con deslizamiento,

236-237con trasmisión:

fluida de velocidad ajustable, 238-239mecánica de velocidad variable, 234-236

Velocidad, 137-138específica, 18- 19factibilidad de adaptación y, 72de rotación, 59-60

Ventiladores, 243-268(veánse también los distintos tipos de ventiladores)análisis de sistemas, 255-256aplicaciones industriales, 246clase del ventilador, 264clasificación de, 243-244composición de la corriente de aire, 266controles para, 254eficiencia y factores económicos de, 267-268especificaciones de, 252-252. 253lineamientos para instalación de, 258materiales de construcción de, 256-257problemas de ruido con, 255, 267procedimiento de dimensionamiento, 248-252pruebas de rendimiento de, 257-258rendimiento del sistema de ventiladores, 263-264restricciones de tamaño y espacio, 266-267unidades motrices y acoplamientos para, 252-253-254vibraciones y, 254-255

Ventiladores de aspas radiales, 244-245, 262-263aplicaciones industriales, 246

Ventiladores axiales de aspas, 244-244aplicaciones industriales, 246

Ventiladores centrífugos con aletas aerodinámicas,245

aplicaciones industriales de, 246Ventiladores centrífugos tubulares, 245Ventiladores con curvatura al frente, 245, 261-262

aplicaciones industriales, 246Ventiladores de curvatura inversa, 245Ventiladores de flujo axial, (IA), 244-244, 260-261,

286-290centrífugos o axiales, 245-248

Ventiladores de flujo centrífugo (IA), 243, 244, 244245

curva de rendimiento de, 277-285flujo axial o centrífugo, 245-248

Ventiladores de inclinación inversa, 245, 259-260aplicaciones industriales, 246

Ventiladores de plástico reforzado con fibra de vidrio;272-275

Ventiladores tuboaxiales, 244-244aplicaciones industriales, 258