Diseño de Un Compresor Reciprocante para Una Macropera
Diseño de Un Compresor Reciprocante para Una Macropera
Diseño de Un Compresor Reciprocante para Una Macropera
n
(
k
P
a
)
Volumen de barrido (% Carrera)
H.E. C.E.
Diseo del compresor
Etapa 1 1 2
Dimetro
cilindro (cm)
30.48 30.48 30.48 30.48 22.86 22.86
Dimetro
varilla (cm)
- 6.35 - 6.35 - 6.35
Presin
mxima
trabajo (kPa)
3757 3757 3757 3757 5640 5640
Velocidad
vlvula
(m/min)
1387 1327 1387 1327 1269 1171
Claro real (%) 14.6 13.6 14.6 13.6 19.9 18.3
Mximo claro
con botella
abierta (%)
69.1 69.1 81.8
Tipo de
vlvula
poppet poppet poppet
Datos del motor
Velocidad del compresor integral (RPM) 440
Potencia disponible (kW) 596.55
Mxima carga en la varilla (kN) 177.92
Carrera (m) 0.4064
Dimetro (m) 0.381
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MEMORIAS DEL XVIII CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMIM
19 al 21 DE SEPTIEMBRE, 2012 SALAMANCA, GUANAJUATO, MXICO
Derechos Reservados 2012, SOMIM
Fig. 6 Diagrama p-V del cilindro de la segunda etapa.
Otra manera de analizar el comportamiento de la
presin dentro de los cilindros del compresor es
respecto a la rotacin que se est dando en el cigeal,
la Fig. 7 muestra la variacin de la presin respecto a la
rotacin completa del cigeal, de manera que se
aprecia que los picos de presin se alcanzan cuando las
vlvulas de descarga se abren por la carrera de
compresin del pistn y el gas escapa, y disminuye
poco a poco hasta que la presin del cilindro es inferior
a la de admisin para que una nueva cantidad de entre y
este siga nuevamente el ciclo.
Fig. 7 Diagrama Presin-Angulo del cigeal de los cilindros del
compresor.
La carga en la varilla de un compresor de pistn es de
gran importancia en la operacin de este tipo de
equipos porque principalmente los daos al compresor
son causados por exceder las cargas recomendadas.
Desde el punto de vista del diseador, las cargas deben
mantenerse dentro de los lmites de diseo impuestos a
la mquina. Cuando est en marcha el compresor, este
debe operar con un rendimiento ptimo sin
sobrecargarse. En la Fig. 8 se observa que la mxima
carga en las fuerzas de tensin es de 71.5 kN
en los
cilindros del compresor 1 y 2 (primera etapa) y una
fuerza de compresin de -75.5 kN, mientras que en la
segunda etapa como se observa en la Fig. 9 la fuerza
mxima de tensin es de 143.13 kN y mxima fuerza
de compresin es de -165 kN,
los cuales se encuentra
dentro de la mxima carga soportada por las varillas de
177.92 kN y -177.92 kN. Es importante que los
clculos de tensin sean positivos y los de compresin
sean negativos. Si ambos valores salen ms y menos,
esto indica que la varilla no est cambiando de ms
compresin a menos tensin, lo que significa que no
habr reversin en el pasador de la cruceta y no habr
lubricacin en esa parte.
Fig. 8 Diagrama Fuerzas-Angulo del cigeal de la primera etapa del
compresor.
Probamente el periodo ms crtico es el de arranque y
parada, porque se puede daar el compresor por
disminuir la presin de succin o incrementar la presin
de descarga demasiado lejos sobre las presiones que
puede soportar.
Fig. 9 Diagrama Fuerza-Angulo del cigeal de la segunda etapa del
compresor.
1000
2000
3000
4000
5000
6000
0 25 50 75 100
P
r
e
s
i
n
(
k
P
a
)
Volumen de barrido (% Carrera)
H.E. C.E.
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
0
400
800
1200
1600
0 90 180 270 360
P
r
e
s
i
n
(
k
P
a
)
ngulo del cigueal ()
Clindro 1,2 Clindro 3
-100
-75
-50
-25
0
25
50
75
100
0 90 180 270 360
F
u
e
r
z
a
s
(
k
P
a
)
Grados (C)
Fuerzas gases Fuerzas combinadas Inercia
-200
-100
0
100
200
0 90 180 270 360
F
u
e
r
z
a
s
(
k
P
a
)
Grados (C)
Fuerza gases Fuerzas combinadas Inercia
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La simulacin realizada consider todos los parmetros
necesarios que pueden afectar el desempeo del
compresor (dimetros del pistn y de la varilla, carrera,
velocidades, claro, prdidas en la vlvula y cargas en la
varilla).
Los resultados de las Figuras 8 y 9 muestran las cargas
de los gases, de inercia y combinadas para cada ngulo
especificado del cigeal de acuerdo a su rotacin. Este
anlisis fue elaborado en base al entendimiento de las
cargas en las varillas, presiones y las cavidades de
volumen de variable que redujeron la potencia del
compresor as mismo la capacidad de volumen que se
desea manejar por el CR para la reinyeccin a BN a los
pozos de produccin de la macropera.
Fig. 10 Diagrama Flujo-presin con influencia de cavidades de
volumen variable en los cilindros del compresor.
La Fig. 10 muestra la influencia que tiene el aumento
de claro en la capacidad del compresor as como en la
potencia desarrollada, sin influir demasiado la variacin
de la presin de descarga, donde se observa que la
mxima capacidad del compresor se obtiene cuando se
mantienen cerradas las cavidades de volumen variable
y la mnima capacidad de volumen se obtiene al
aumentar el volumen de variable del terminal del
cilindro hasta 10.16 cm.
En la Tabla 5 se obtienen los datos de operacin del
compresor siendo la potencia necesaria para manejar
los 0.11324 Mm
3
d de 466.7 kW a las condiciones de
operacin de la MA, en el diagrama de la Fig. 10 se
aprecia que el punto ptimo es cuando se aaden 5.08
centmetros a la botella de volumen variable logrando
un volumen adicional de 2574.4 cm
3
en los cilindros de
la primera etapa ya que cualquier aumento en la botella
de volumen del cilindro de la segunda etapa disminuira
la potencia pero tambin disminuira la capacidad
manejada.
Tabla 5 Datos de operacin del CR para funcionamiento en la
macropera.
6. CONCLUSIONES
Los resultados de la aplicacin de compresores
reciprocantes de motor a gas en macroperas
autosustentables, resultan en instalaciones de
producciones modernas, eficientes y autnomas, por
sus bajos costos de operacin y mantenimiento.
La ventaja de la seleccin de compresor reciprocante,
es que se puede considerar que en el futuro podra
aumentar la cantidad de flujo a 0.1302 Mm
3
d (4.6
MMPCD), por lo que este tipo de compresor podra
manejar este flujo sin ningn inconveniente
adaptndolo a las condiciones de operacin requeridas
sin necesidad de modificar su diseo, por lo que resulta
un equipo flexible y confiable para los diferentes
problemas que se puedan presentar en la instalacin.
3.25
3.5
3.75
4
4.25
4.5
4.75
5
4800 5000 5200 5400 5600
F
l
u
j
o
(
M
M
P
C
D
)
Presin de descarga (kPa)
T1=0; T2=0;
T3=0
T1=1; T2=1;
T3=0
T1=2; T2=2;
T3=0
T1=3; T2=3;
T3=0
T1=4; T2=4;
T3=0
Punto de operacin
Presin de succin (kPa) 293.71
Presin de descarga (kPa) 5102.1
Velocidad de rotacin (RPM) 440
Temperatura succin 1era etapa (C) 26.66
Temperatura descarga 1era etapa (C) 118.5
Temperatura succin 2da etapa (C) 26.66
Temperatura descarga 2da etapa (C) 122.1
Relacin de presiones 1era etapa (-) 3.5704
Relacin de presiones 2da etapa (-) 3.7506
Carga (kW) 466.7
Capacidad (Mm
3
d) 0.11324
PS
(kPa)
PD
(kPa)
TS
(C)
TD
(C)
ZS
(-)
ZD
(-)
VS
(%)
VD
(%)
Cil.# 1
HE
293.71 1308.6 26.66 118.5 0.992 0.991 48.7 17.7
Cil. #
1 CE
293.71 1308.6 26.66 118.5 0.992 0.991 72.6 26.4
Cil. #
2 HE
293.71 1308.6 26.66 118.5 0.992 0.991 48.7 17.7
Cil.# 2
CE
293.71 1308.6 26.66 118.5 0.992 0.991 72.6 26.4
Cil.# 3
HE
1287.2 5102 26.66 122.1 0.974 0.971 59.1 20.6
Cil.# 3
CE
1287.2 5102 26.66 122.1 0.974 0.971 62.1 21.7
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Su velocidad ms lenta de funcionamiento reduce el
calor y la friccin en las piezas mviles. El cigeal en
comn, hace que no requiera alineacin por lo tanto no
habr tantas prdidas mecnicas comparado con otros
tipos de compresores que requieren ser acoplados o
requieren una caja de engranes.
Otro beneficio de la instalacin de este tipo de
compresor es que adems de comprimir el gas natural a
las condiciones requeridas para la reinyeccin a BN,
ser utilizado para el propio consumo del motor, lo que
permitir explotar el hidrocarburo de manera ms
eficiente, inteligente y racionablemente.
Con esto se lograr utilizar la propia energa de para
operar y optimizar la produccin por pozo, el proyecto
para el cual ser destinado ser para el paleocanal de
Chicontepec ATG, el cual es de gran relevancia para el
pas, ya que representa 39 por ciento de la reserva total
de hidrocarburos, es decir, 17 mil 700 millones de
barriles de petrleo crudo equivalente.
REFERENCIAS
(1) Heinz P. Block, John J. Hoefner, Reciprocating
Compressors: Operation and maintenance, GPP Ed.,
1996.
(2) Royce N. Brown, Compressors: Selection and
sizing, 3
rd
Edition, Gulf Publishing, 2005.
(3) J.A. Reyes Santos, Anlisis de los equipos de
compresin de la estacin de compresin Tajin II, Tesis
Licenciatura Ingeniera Mecnica Elctrica,
Universidad Veracruzana, Diciembre 2010.
(4) Charles W. Gibbs, Compressed air and gas data, 2
nd
Edition, Ingersoll Rand Company, 1971.
(5) A.P. Budagyan ,P.I. Piastinin, Optimization of
reciprocating compressors, UDC 621.512-71 62-192,
March 1981.
(6) American Petreoleum Institute, API 618
Reciprocating Compressors for Petroleum, Chemical,
and Gas Industry Services, API Standard 618, 5
TH
Ed.,
December 2007.
(7) W. H. Severns, H.E. Degler, J.C. Miles, Energia
mediante vapor, aire o gas, Editorial Reverte, 2007.
(8) Heinz P. Bloch, "Compressor and Modern Process
Application", John Wiley and Sons, 2006, pp 3-21.
(9) Heinz P. Bloch, "A Practical Guide To Compressor
Technology", Second Edition, John Wiley and Sons,
2006, pp 110-120.
(10) S. Foreman, "Compressor Valves and Unloaders
for Reciprocating Compressors An OEM's
Perspective", Dresser-Rand Technology
Paper,
http://www.dresser-rand.com/e-tech/recip.asp.
(11) Instalacin de macroperas autosustentables ATG,
PEMEX
(12) NRF-132-PEMEX-2007, Compresores
Reciprocantes, pp 6-20.
(13) A. Almasi, Reciprocating Compressor Optimum
Design and Manufacturing with respect to
Performance, Reliability and Cost, World Academy of
Science, Engineering and Technology 52, 2009.
AGRADECIMIENTOS
Se agradece por parte del personal de PEMEX que
apoyo a la realizacin de este trabajo y se agradece al
Laboratorio de Ingeniera Trmica e Hidrulica
Aplicada (LABINTHAP).
ISBN 978-607-95309-6-9 Pgina | 201