PDVSA
MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
BOMBAS
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MDP–02–P–01
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E PDVSA, 1983
TITULO
INTRODUCCION
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3
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Indice
1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2.1
2.2
2.3
2.4
2.5
2.6
2.7
2.8
2.9
2.10
Principios Básicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Servicios de Bombeo con Características Criticas . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
NPSH . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Tipos de Bombas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Cálculos en Servicios de Bombeo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Características de Funcionamiento de Bombas Centrifugas . . . . . . . . . .
Bombas de Desplazamiento Positivo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Sellado del Eje . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Requerimientos de instalación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Accionadores de Bombas y Requerimientos de Servicios Industriales . .
2
2
2
2
2
3
3
3
3
3
3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
5 CONSIDERACIONES DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
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1
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OBJETIVO
El objetivo de la introducción es presentar la forma como está estructurado el
Capítulo “Bombas” para facilitar las labores del ingeniero de proceso en la
localización de la información requerida en el área de bombas.
2
ALCANCE
Cubre los documentos involucrados con “Bombas”, los cuales son Principios
Básicos, Servicios de bombeo con características criticas, Selección del Tipo de
Bomba, Cálculos de servicios de bombeo, Características de funcionamiento de
bombas centrifugas, Bombas de Desplazamiento positivo, Sellado del eje,
Requerimientos de Instalación y Accionadores de Bombas/Requerimientos de
Servicios Industriales.
2.1
Principios Básicos
Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–02 y describe los
conceptos involucrados en el áreas de Bombas, las consideraciones básicas para
el diseño de los mismos y una lista de los datos a reportar en las especificaciones
de diseño de las Bombas.
2.2
Servicios de Bombeo con Características Criticas
Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–03 y presenta
información adicional sobre servicios cuyo diseño necesita una mayor dedicación
por ser servicios costosos, históricamente problemáticos o con alguna otra
característica no común.
2.3
NPSH
Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–04 y presenta
detalles relacionados con el Cabezal Neto de Succión Positiva (NPSH) de
bombas. Por conveniencia los datos para estimación de NPSHR han sido incluidos
en los documentos MDP–02–P–02, MDP–05–P–06 y MDP–02–P–08.
2.4
Tipos de Bombas
Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–05 y presenta
información sobre los diferentes tipos de Bombas disponibles comercialmente y
las bases para la selección del tipo de bomba. Para detalles adicionales de un tipo
de bomba en específico, se recomienda su consulta en los documentos indicados
en los puntos 2.6 y 2.7.
2.5
Cálculos en Servicios de Bombeo
Este documento está identificado como PDVSA–MDP–05–P–06 y presenta los
procedimientos de cálculos típicos en los servicios de bombeo.
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2.6
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Características de Funcionamiento de Bombas Centrifugas
Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–07 y presenta
información sobre las características de funcionamiento hidráulico de las bombas
centrifugas como base para el diseño y evaluación de sistemas de bombeo.
2.7
Bombas de Desplazamiento Positivo
Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–08 y presenta
detalles adicionales sobre las bombas de desplazamiento positivo y de turbina
regenerativa.
2.8
Sellado del Eje
Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–09 y presenta
información para la selección preliminar del tipo de sello y sistema de sello del eje
de la bomba.
2.9
Requerimientos de instalación
Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–10 y presenta
detalles adicionales sobre integración de bombas individuales, instalaciones de
bombas múltiples y sistemas de tuberías y accesorios asociados con la Bomba.
2.10
Accionadores de Bombas y Requerimientos de Servicios
Industriales
Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–11 y contiene la
información requerida para la selección del tipo de accionador y el consumo de
servicios industriales.
3
REFERENCIAS
Las referencias se indican en cada uno de los documentos tratados.
4
DEFINICIONES
Las definiciones se presentan en el documento PDVSA–MDP–02–P–02
“PRINCIPIOS BÁSICOS”.
5
CONSIDERACIONES DE DISEÑO
Las consideraciones de diseño serán tratadas en cada uno de los documentos que
forman parte del volumen de Bombas.
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Indice
1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
5 PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO PARA SERVICIOS DE BOMBEO
6
6 FACTORES DE SENSIBILIDAD EN EL COSTO DE INVERSION .
7
7 OPERACIONES NOMINALES, ALTERNAS Y FUERA DE DISEÑO
8
8 CONDICIONES DE ARRANQUE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
9
9 FLEXIBILIDAD DE EXPANSION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
9
10 CAUDAL DE FLUJO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
10
11 PROPIEDADES DEL FLUIDO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
10
12 PRESION DE SUCCION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
14
13 CONTROL DE FLUJO DE LA BOMBA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
17
14 PRESION DE DESCARGA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
17
15 PRESION DIFERENCIAL Y REQUERIMIENTOS DE CABEZAL . .
20
16 TEMPERATURA Y PRESIÓN DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
20
17 SELECCION DE TIPOS DE EQUIPO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
22
18 SELECCION Y ESPECIFICACION DE MATERIALES . . . . . . . . . . .
23
19 MULTIPLICIDAD Y REPUESTOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
23
20 DISEÑO DE INSTALACIONES DE BOMBAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
24
21 REQUERIMIENTOS DE ENERGIA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
24
22 DOCUMENTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
24
23 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
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ALCANCE
En este documento se presentan los procedimientos generales para diseñar y
especificar servicios de bombeo para plantas de proceso con especial énfasis en
aquellos servicios donde normalmente se recurre a las bombas centrífugas. En
este documento se cubren solamente los aspectos más rutinarios. Los detalles
adicionales sobre la tecnología de aplicación de bombas y sobre los servicios de
bombeo que presentan dificultades especiales, se muestran en otros documentos
de este capitulo.
Los servicios con condiciones extremas merecen especial atención de ingeniería
tal como estudios de casos de optimización, consultas con especialistas de
maquinarias y uso de la información actualizada de los suplidores en lugar de la
información generalizada. Los tipos de condiciones extremas más dignas de
investigaciones especiales son: caudales de flujo altos, altos cabezales,
requerimientos altos de energía y servicios con requerimientos potencialmente
altos de NPSH. La Figura 5 presenta una línea de demarcación de los rangos de
cabezal–capacidad que normalmente requieren de estudios especiales de
ingeniería.
2
REFERENCIAS
Prácticas de Diseño (Además de otros Documentos de este capítulo)
MDP–01–DP–01
MDP–02–FF–01/06
“Temperaturas de Diseño y Presión de Diseño”
“Flujo de Fluidos”
Otras Referencias
API STANDARD 610
Maxwell, J. B.
3
“Centrifugal Pumps for Petroleum, Heavy Duty,
Chemical, and Gas Industry Service”. Eighth Edition,
August 1995.
“Databook on Hydrocarbons, Aplication to Process
Engineering”.
ANTECEDENTES
El proceso de diseñar servicios de bombeo y las bombas que aplican a dichos
servicios se lleva a cabo en tres etapas principales:
1.
Diseño de Servicios de Bombeo
2.
Selección de Bombas y Diseño de la Instalación
3.
Diseño de Bombas.
El diseño del servicio de bombeo se prepara como un componente del diseño
global del proceso. Los aspectos de selección de equipos y aplicación se realizan
en forma compartida por ingenieros de maquinarias pertenecientes a los equipos
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de ingeniería de detalle y los ingenieros de aplicación de la compañía suplidora
de bombas seleccionada; el diseño detallado de la instalación se realiza como una
parte de la ingeniería de detalle del proyecto. El diseño de la bomba es realizado
por los diseñadores de las compañías suplidoras de bombas, quienes usan
normalmente componentes prefabricados para ensamblaje.
La Tabla 1 presenta un sumario de como los distintos parámetros involucrados en
el diseño de servicios de bombeo son procesados a través de todas las etapas de
ingeniería.
4
DEFINICIONES
Normalmente
especificado por:
La Función del Servicio de Bombeo es un término que
comúnmente se aplica a los requerimientos de
funcionamiento y características del fluido para un
servicio determinado, a diferencia de las características
mecánicas y de instalación de la bomba y del servicio.
El Caudal de Flujo Nominal es el caudal de flujo de
operación normal sobre la cual se basan los rangos de
funcionamiento de la bomba así como las garantías
correspondientes.
La Presión de Succión Nominal es la presión de
succión para las condiciones de operación en el punto de
garantía (según API 610).
La Presión de Succión Máxima es la presión de succión
más alta a la cual la bomba es sometida durante la
operación (según API 610).
La Presión de Descarga Nominal es la presión de
descarga de la bomba en el punto de garantía con la
capacidad, velocidad, presión de succión y densidad
absoluta nominales (según API 610).
La Presión de Descarga Máxima es la Máxima presión
de succión posible a ser encontrada, más la presión
diferencial Máxima que la bomba es capaz de desarrollar
cuando se opera a la condición especificada de
velocidad, gravedad específica, y temperatura de
bombeo con el impulsor suministrado (según API 610).
Diseñador
servicio
del
Diseñador
servicio
del
Diseñador
servicio
del
Diseñador
servicio
del
Diseñador
servicio
del
Suplidor
Bombas
de
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La Presión de Diseño es la mínima presión para la cual
la bomba, su cuerpo y bridas deben ser seguras para
operación continua a la temperatura de diseño,
considerando el agotamiento de la holgura para
corrosión estipulada.
La Presión de Trabajo Máxima Permisible para el
Cuerpo de la Bomba es la presión de descarga más
grande a la temperatura especificada de bombeo para la
cual se ha diseñado el cuerpo de la bomba. Esta presión
deberá ser igual o mayor que la Máxima presión de
descarga (API 610). de bombas
La Temperatura de Bombeo Nominal es la temperatura
de operación normal sobre la cual se basan las garantías
y rangos de funcionamiento de la bomba.
La Temperatura de Diseño es la temperatura del metal
para la cual la bomba, su cuerpo, bridas, holguras
internas y estructuras de soporte deben ser seguras en
operación continua a la presión de diseño.
La
temperatura de diseño es igual a la temperatura de
bombeo nominal más un incremento para cubrir la
flexibilidad operacional.
La temperatura Máxima es la que normalmente controla
y siempre se especifica. La temperatura mínima también
se especifica cuando la temperatura más baja del líquido
influye el diseño y la selección de material. Esto podría
ocurrir por debajo de 15°C (60°F).
La Temperatura Máxima Permisible de Trabajo es la
mayor temperatura del fluido para la cual el suplidor ha
diseñado la bomba para ser segura y operable. Esta
temperatura deberá ser igual o mayor a la temperatura de
diseño especificada.
Los Requerimientos de Cabezal para un Servicio son
los requerimientos de presión total diferencial entre las
presiones nominales de succión y descarga, convertidos
a una altura equivalente de líquido bombeado, a la
densidad absoluta que corresponde a la temperatura de
bombeo nominal de Bombas
Indice norma
Diseñador
servicio
del
Suplidor
Diseñador
servicio
del
Diseñador
Servicio
del
Suplidor
Bombas
de
Suplidor
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La Capacidad de Cabezal de una Bomba es la tasa a
la cual la energía puede ser añadida al fluido por la
bomba para producir un aumento de presión a un caudal
de flujo determinado. Las unidades comunes son:
Indice norma
Suplidor
Bombas
de
Suplidor
Bombas
de
Suplidor
Bombas
de
kJ de energía x gc, en m de fluido bombeado
kg de masa x g
pie.lbf de energía x gc,en pie de fluido bombeado.
lb de masa x g
La Potencia al Freno Nominal (kW (HP) es la potencia
requerida por la bomba a las condiciones de operación
nominales especificadas, incluyendo capacidad,
presiones, temperatura, densidad absoluta y viscosidad
(según API 610).
El Punto de Mayor Eficiencia (“PME”) es el caudal flujo
de operación para una velocidad dada a la cual se logra
la Máxima eficiencia. Las bombas centrífugas se
seleccionan para trabajar a caudales de flujo que están
entre 40 y 100% de la correspondiente al PME.
El Servicio de Bombeo describe los requerimientos de proceso para elevar la
presión de una corriente líquida. El servicio es efectuado por una estación de
bombeo.
Una Unidad de Bombeo se refiere a la bomba y sus equipos auxiliares instalados
en/o cerca de la base de la bomba: medio motriz, acoples, bases, pedestales de
soporte, facilidades de autolimpieza, sistema de lubricación, etc.
Los Requerimientos de Instalación se refieren a los sistemas de tuberías y
accesorios asociados a la bomba, los sistemas de control, facilidades de
protección, mantenimiento instrumentación y otros servicios auxiliares que
normalmente no están instalados sobre la base de la bomba o que son
suministrados por el suplidor.
Una Estación de Bombeo es un grupo de unidades de bombas instaladas en un
lugar para cumplir el mismo servicio de bombeo o servicios muy relacionados
entre sí, incluyendo todas las facilidades de instalación.
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PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO PARA SERVICIOS DE
BOMBEO
Los pasos siguientes se recomiendan para el diseño de un servicio de bombeo.
1.
Obtener el caudal de flujo requerido por el proceso. Definir algunas
variaciones con respecto al flujo de diseño que deberían ser incluidos en el
diseño, tales como condiciones de arranque, expansión futura, flujo máximo,
etc. Seleccionar el valor para el caudal de flujo nominal.
2.
Convertir el caudal de flujo nominal a las condiciones de bombeo en
unidades convencionales utilizadas para diseño de bombas (normalmente
dm3/s (U.S. gpm).
3.
Determinar las propiedades del líquido críticas para el diseño de la bomba:
densidad absoluta, temperatura, viscosidad, punto de fluidez, etc. Estos
valores se requieren a las condiciones de bombeo y en algunos casos, a
condiciones ambientales.
4.
Calcular las condiciones de succión disponibles presión de succión nominal,
presión de succión Máxima, NPSH disponible.
5.
Determinar el efecto del sistema de control seleccionado sobre los
requerimientos de funcionamiento de la bomba.
6.
Calcular los requerimientos de presión de descarga nominal para la bomba
7.
Calcular el requerimiento de presión diferencial para el servicio y convertirlo
a cabezal a la densidad absoluta correspondiente a la temperatura nominal
de bombeo. (A las diferentes condiciones de flujo establecidas).
8.
Determinar la presión y temperatura de diseño requeridas por la bomba y las
tuberías asociadas.
9.
Seleccionar el tipo de bomba y el tipo de medio motriz (Ing. de Procesos y
Especialista en Equipos Rotativos).
10. Seleccionar materiales de construcción (Especialista en Equipos Rotativos
y Especialista en Materiales).
11.
Determinar requerimientos de bombas de repuesto y su necesidad para
operación en paralelo.
12. Determinar otros requerimientos de instalación tales como detalles de
sistemas de control, arranque automático de la bomba de repuesto, etc.
13. Seleccionar el tipo de sello del eje y determinar los requerimientos para
limpieza externa o sistemas de sello (Ing. de Procesos y Especialista en
equipos Rotativos).
14. Estimar los requerimientos de servicios.
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15. Documentar el diseño: cálculos, estudios, texto de la especificación de
diseño, sumario aproximado de los requerimientos de servicios, etc.
Los servicios con requerimientos de cabezal–capacidad por encima de la línea
guía en la Fig. 5, se deberían considerar en una forma de diseño especial con los
objetivos siguientes:
6
1.
Optimizar la multiplicidad de unidades de bombeo.
2.
Asegurar la compatibilidad del NPSH disponible con los requerimientos de
modelos de bombas disponibles.
3.
Asegurar la exactitud de los valores estimados para eficiencia,
requerimientos de potencia y especificación del medio motriz.
4.
Determinar si un estilo particular de construcción debería ser especificado
para asegurar una selección óptima de la bomba.
FACTORES DE SENSIBILIDAD EN EL COSTO DE INVERSION
Los siguientes factores en el diseño de servicios de bombeo tienen una marcada
influencia sobre el costo de la unidad de bombeo y su instalación, están en listados
en orden descendente de influencia.
Número de bombas instaladas en el servicio (alineadas en paralelo)
Material de cuerpo
NPSH disponible
Requerimiento de cabezal
Caudal de flujo por bomba
Presión de diseño
Temperatura de diseño
Selección de tipo de bomba
Daños o peligros causados por inflamabilidad del fluido, toxicidad y
Corrosividad
Contenido de sólidos en el líquido
Requerimientos de potencia
Selección del tipo de medio motriz
Estos factores deberían tener una consideración especial durante la fase de
diseño del servicio para asegurar que se evita un costo de inversión innecesario.
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OPERACIONES NOMINALES, ALTERNAS Y FUERA DE
DISEÑO
En adición a las condiciones nominales de la bomba, el diseñador debería
considerar las variaciones en los siguientes factores por las razones que se
indican en cada caso:
Mínimo
Máximo
Caudal de Flujo
Se puede requerir re
circulación por bajo flujo
El NPSH disponible será
probablemente más bajo que
para el flujo normal. Esto
tiene influencia sobre el
dimensionamiento del medio
motriz
Temperatura
Se
pueden
requerir
materiales especiales con
resistencia al impacto
El diseño mecánico de la
bomba debe ser adecuado
Densidad absoluta
Influencia
sobre
el
cabezal para el cual debe
ser diseñada la bomba
Determinar requerimientos
máximos de potencia
Viscosidad
De mucha significación en
la estimación del funcio–
namiento de las bombas
rotatorias
Débito en el funcionamiento
de las bombas centrífugas; el
valor de la viscosidad a
temperatura ambiente tiene
influencia sobre las insta–
laciones requeridas para el
calentamiento inicial
Punto de fluidez
Normalmente no es tan
importante
Determina la necesidad de
facilidades de calentamiento
inicial y su diseño.
Contenido de sólidos
Sin importancia
Afecta el diseño interno y el
tipo de bomba. Igualmente
tiene influencia sobre los
requerimientos de mante–
nimiento
Presión de succión
Se necesita calcular la
presión diferencial reque–
rida y el NPSHR
Se utiliza para determinar la
presión de diseño
Presión de descarga
Podría indicar si es de
valor el considerar medio
motriz
con
velocidad
variable
Se necesita para calcular la
presión diferencial requerida
y la presión de diseño del
cuerpo de la bomba.
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CONDICIONES DE ARRANQUE
Las condiciones de arranque algunas veces difieren de una forma tan significativa
de las condiciones nominales que afectan el funcionamiento de la unidad de
bombeo. Por ejemplo, algunas veces las unidades de proceso se ponen en
operación con alimentaciones diferentes a las de diseño. Esto ocasiona que los
caudales de flujo y propiedades del fluido de varias corrientes intermedias difieran
de los valores de diseño. La operación inicial, aún con las alimentaciones de
diseño, pueden estar fuera de control por un tiempo tan prolongado que tendría
el mismo efecto sobre las condiciones del servicio de bombeo.
Cuando se prevean condiciones de operación de arranque fuera del diseño, el
Diseñador debe decidir si el diseño del servicio de bombeo debe hacerse para las
condiciones nominales y las de fuera de diseño.
La experiencia ha demostrado que el diseño para condiciones de arranque
anormales generalmente es innecesario. Usualmente se pueden aplicar
mecanismos para realizar las operaciones de arranque necesarias sin requerir
inversiones en instalaciones adicionales. Por esta razón, el diseño para las
condiciones de arranques normalmente no se recomienda a menos que existan
circunstancias muy especiales.
Un ejemplo importante de la operación de la bomba a condiciones diferentes de
las nominales es el uso de bombas de hidrocarburos para circulación de agua
antes de la operación inicial del proceso. El agua se circula para lavar los
recipientes y sistemas de tuberías y para probar las bombas mecánicamente. Ya
que el agua tiene una densidad absoluta mucho mayor que la de casi todos los
hidrocarburos, los requerimientos de potencia de la bomba con agua pueden ser
mayores que la capacidad del medio motriz de que se dispone. Esto requiere de
sumo cuidado al planificar y supervisar la operación con agua, pero la experiencia
no justifica diseños especiales o inversiones adicionales para tal fin.
9
FLEXIBILIDAD DE EXPANSION
La planificación a largo plazo y la estrategia de inversión en instalaciones para
manufactura, ocasionalmente justifica la inversión previa en equipo inicial de
planta para permitir una expansión futura en capacidad a un costo bajo. Los
servicios de bombeo, en conjunto con otros equipos de la planta, pueden ser
diseñados inicialmente para el grado de flexibilidad de expansión deseada. La
forma más simple de prepararse para un futuro aumento en el caudal de flujo es
el de especificar simplemente aquel espacio que se estipulará en el diagrama de
planta inicial para una bomba adicional que opere en paralelo con la bomba
original.
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Indice norma
Una mejor manera, en muchos casos, consiste en especificar los datos de la
operación futura, en conjunto con las condiciones nominales iniciales, y
especificar que la bomba y sus facilidades de instalación sean pre–especificadas
desde el punto de vista de ingeniería para la expansión futura de la planta. En este
caso la línea de succión debería ser dimensionada para el caudal de flujo futuro
y se debería tener cuidado al especificar el cabezal neto de succión positiva
disponible (NPSHD) para el caudal de flujo.
10 CAUDAL DE FLUJO
El caudal de flujo volumétrico, Q, (a la temperatura de bombeo) puede ser
calculado a partir del Flujo Másico o Flujo Volumétrico a condiciones estándar
según se indica en MDP–02–P–06.
Los caudales de flujo por debajo de 6.3 dm3/s (100 gpm) con cabezales sobre los
107 m (350 pie) y por debajo de 3.2 dm3/s (50 gpm) con cabezales bajo los 107
m (350 pie) están generalmente por debajo de los caudales de flujo óptimos para
bombas centrífugas y requieren especial cuidado en el diseño del servicio, ver
MDP–02–P–03.
11 PROPIEDADES DEL FLUIDO
Fuentes de Información
Las propiedades del fluido podrían ser obtenidas del Maxwell Databook on
Hydrocarbons o a través del uso de Paquetes de Simulación de Procesos. Otras
fuentes de información podrían ser usadas cuando sean validadas en forma
adecuada.
Temperatura del Fluido
La temperatura del fluido afecta los siguientes aspectos del diseño de la bomba:
1.
Estilo de construcción de la bomba
2.
Materiales
3.
Necesidad de agua de enfriamiento
4.
Niveles de presión adecuados de las bridas estándar.
Si las propiedades del fluido, tales como la densidad absoluta y la viscosidad,
difieren significativamente a la temperatura nominal de operación y a la
temperatura ambiente, y si se requiere el arranque bajo las condiciones de
temperatura ambiente, entonces el rango de temperatura ambiente conveniente
a ser utilizado se debe especificar.
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Presión de Vapor del Fluido
El fluido que viene del rehervidor de una torre o del tambor de destilado del tope
normalmente estará en su punto de ebullición, y en tales casos la presión en este
recipiente al nivel del líquido se puede utilizar como la presión de vapor del líquido.
Cuando este no es el caso, la presión de vapor del fluido debe ser determinada
mediante los gráficos de presión de vapor o fugacidad.
Densidad Absoluta
La densidad absoluta del fluido afecta los siguientes aspectos del diseño de la
bomba.
1.
Los requerimientos de cabezal para producir una presión diferencial dada.
2.
La capacidad de presión diferencial de los tipos de bombas con capacidad
de cabezal limitado, tales como las bombas centrífugas.
3.
El flujo másico para un caudal de flujo volumétrico dado.
4.
Requerimientos de potencia.
La densidad absoluta debería ser especificada a la temperatura nominal de
bombeo. Los valores se pueden obtenerse a 15°C (60°F) y luego aplicarle los
factores de corrección apropiados para la temperatura real.
Viscosidad
La viscosidad del fluido afecta los siguientes aspectos del diseño de la bomba:
1.
Selección del tipo de bomba
2.
Eficiencia y características de cabezal–capacidad
3.
Necesidad para facilidades de calentamiento inicial y calentamiento del
cuerpo de la bomba.
El impacto de la viscosidad en la selección de las bombas centrífugas es
esquematizado tanto en MDP–02–P–05 como en MDP–02–P–08
correspondiente a la selección de bombas de desplazamiento positivo. El efecto
específico de viscosidad en el funcionamiento de la bomba centrífuga se presenta
en MDP–02–P–07. La viscosidad debería ser especificada si su valor excede de
5 mm2/s (50 SSU, 5 cSt) a la temperatura nominal de bombeo.
Las relaciones de viscosidad y unidades que se usan comúnmente en el diseño
de plantas de proceso son las siguientes:
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Viscosidad Unidades
Métricas
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Unidades
Inglesas
Absoluta
Pa.s
gr/cm.s
Poise (P)
Cinemática
mm2/s
cm2/s
=
Stoke (St) =
100cSt.
Saybolt
Universal
s
106
F2
=
=
Indice norma
Símbolo
Calculado
mediante:
µ
100 centipoise
(cP)
––––
100 centistoke
SSU
m
n + òĂ xĂF 2 Ec.(1)
Por debajo de 250
SSU,
ver
las
conversiones
en
“Maxwell Databook”
on
hydrocarbons.
Por encima de 250
SSU, SSU = (cSt) x
4.62
62.428
Una variedad de diferentes viscosímetros industriales se usan en el mundo,
incluyendo Saybolt Thermo, Saybolt Universal, Saybolt Furol, Redwood Standard
y viscosímetros Engler. Las curvas de conversión para estas mediciones se
pueden encontrar en el “Maxwell Databook on Hydrocarbons”.
Punto de Fluidez
El punto de fluidez tiene influencia sobre la necesidad de facilidad desde
calentamiento inicial para la bomba. Esta temperatura debería ser especificada si
es más alta que la mínima temperatura ambiente del lugar.
Corrosividad
La corrosividad del fluido afecta los siguientes aspectos del diseño de bombas:
1.
Materiales de construcción y tolerancias para corrosión seleccionadas
2.
Necesidad de un líquido externo de lavado para mantener el líquido corrosivo
fuera del alcance del sello del eje.
3.
Diseño del cuerpo de la bomba cuando se requiere de materiales costosos.
La mayoría de las corrientes de refinería contienen compuestos de azufre
corrosivos, y muchos productos químicos utilizados en refinación de petróleo son
corrosivos. Únicamente los productos destilados terminados se pueden clasificar
normalmente como no corrosivos.
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La identificación y concentración de sustancias corrosivas no comunes en el fluido
deben ser señaladas en las Especificaciones de Diseño. Ejemplos comunes son
SO2 líquido, 45% H2SO4, solución cáustica de 15°Bé, fenol, H2S, cloruros, etc.
Si se conoce información adicional sobre sustancias corrosivas y materiales
adecuados provenientes de experiencias previas de planta o pruebas de
laboratorio, esta debería ser incluida en la Especificación de Diseño.
Contenido de Sólidos
El contenido de sólidos en la corriente de líquido afecta los siguientes aspectos del
diseño de la bomba:
1.
Características del fluido (Newtoniano, no–Newtoniano, etc.), así como los
requerimientos de presión diferencial.
2.
Diseños para resistencia a la erosión
3.
Dimensiones del canal de flujo, tipo de impulsor
4.
Velocidad periférica del impulsor
5.
Características de diseño para desintegrar las partículas grandes, tales
como el diseño del tipo “Desintegrador de Coque”
6.
Diseño del sello al eje.
Los sólidos más comunes encontrados en las corrientes de refinería son las
partículas de coque en tubos rehervidores (o calderas) y en los fondos del
fraccionador primario de craqueadores con vapor, sistemas de enfriamiento
directo de craqueadores con vapor y torres lavadoras de unidades de
coquificación, y partículas de catalizador en servicios de aceite lodos o en las
unidades de craqueo catalítico.
En los servicios con sólidos, las bombas deberían ser protegidas de las partículas
grandes tales como aglomerados de coque mediante filtros permanentes en la
succión de la bomba y/o con mecanismos tales como filtros de coque en el fondo
de los destiladores de vacío.
Las Especificaciones de Diseño deben señalar el tipo, distribución de tamaño de
partículas, densidad y concentración de los sólidos en la corriente de líquido que
llega a la bomba. El porcentaje en peso se usa normalmente como la forma más
conveniente de expresar la concentración de sólidos en las Especificaciones de
Diseño. A partir de esta y de los valores de densidad, el Diseñador de la bomba
puede calcular la concentración en volumen.
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Si se conoce que ciertos tipos de construcción de bombas, tales como el tipo de
desintegrador de coque o del tipo de lodo (de suspensión), son satisfactorios
según experiencia previa de planta, éstas deberían ser especificadas.
El carácter abrasivo de los sólidos en la suspensión es extremadamente
importante para el diseño de la bomba y para los requerimientos de
mantenimiento. La mejor forma de describir la abrasividad es especificando los
datos de dureza del sólido. Con frecuencia, se utilizan dos escalas en ingeniería
de suspensiones, las cuales son la escala de dureza de Moh y el número de
Knoop. Si la fractura de los sólidos es dañina para el proceso, como ocurre en
algunas aplicaciones de semisólidos, esto se debería indicar.
Una suspensión se define arbitrariamente como aquella mezcla donde hay más
de un 1% en peso de sólidos en un líquido. La construcción de bombas
convencionales de proceso normalmente es adecuada para concentraciones de
sólidos hasta un 2% en peso, y cuando los sólidos son menores de 100
micrómetros (= micrones) en tamaño. Las bombas de etapas múltiples no
deberían usarse en concentraciones de sólidos mayores de 1%; un diseño
preferible es el de dos bombas en serie, tal vez, con un medio motriz común.
Características del Flujo
La gran mayoría de los líquidos en las refinerías y plantas de procesos químicos
tienen características de flujo que permiten denominarlos “Newtonianos”, lo cual
significa que la tasa de esfuerzo (flujo) es linealmente proporcional al esfuerzo de
corte (fuerza que causa el flujo). Debido a que la tasa de esfuerzo y el esfuerzo
de corte son proporcionales, su relación, que se denomina viscosidad absoluta
(Pa.s (centipoises)) es constante. Así, la viscosidad absoluta de los fluidos
Newtonianos permanece constante frente a cambios en el caudal de flujo.
Algunas suspensiones y otros líquidos que se manejan en las industrias químicas,
de plástico, de alimentos, de procesamiento de papel y minería tienen
características de flujo que no varían linealmente con el caudal de flujo y se
denominan “no–Newtonianos”. Las caídas de presión en las tuberías de succión
y descarga no pueden ser calculadas por los métodos normales cuando se
manejan suspensiones no–Newtonianas. El tamaño de la línea debe asegurar
que la velocidad de transporte crítica de la suspensión se alcance. Los datos con
los cuales se realiza el diseño deben provenir de pruebas, experiencias, o fuentes
de literatura calificadas.
12 PRESION DE SUCCION
Nivel de Referencia de la Bomba
La presión de succión normal se calcula y se especifica para un nivel de referencia
arbitrario de 600 mm (2 pie) sobre el nivel de referencia del piso. Este nivel es
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típico de la línea central del impulsor en los tipos de bombas comúnmente
utilizados – bombas de proceso horizontales de una etapa y de capacidad media
(15 a 65 dm3/s (200 a 1000 gpm)). La elevación de la línea central de la bomba
seleccionada realmente para el servicio normalmente diferirá algo de los 600 mm
(2 pie) arbitrarios, dependiendo de la altura de la base de la bomba escogida, tipo
de bomba, tamaño y orientación. La diferencia entre el nivel de referencia
arbitrario y el nivel de referencia real es muy pequeña para tener algún significado
en la determinación de los requerimientos de cabezal en la mayoría de los
servicios, pero es un factor de suma importancia en el establecimiento del NPSH
de que se dispone realmente para la bomba instalada, y debe verificarse por
consiguiente cuando se seleccione la bomba y se realice el diseño de la base.
Una verificación de la elevación de la línea central real de la bomba contra el nivel
de referencia de 600 mm (2 pie), es especialmente necesaria para bombas de alta
capacidad las cuales serán físicamente grandes y podrían tener sus líneas
centrales más de 600 mm (2 pie) por encima del piso, y para bombas verticales
que podrían tener sus bridas de succión muy cercanas al piso.
Seleccionar y especificar el nivel de referencia que requiere de especial atención
en casos de:
1.
Bombas alineadas a ser localizadas en sistemas de bombeo elevados, en
vez de al nivel del piso.
2.
Bombas de agua de pozo profundo y bombas de agua de enfriamiento que
están localizadas con respecto al nivel de la superficie del agua, en vez de
al nivel del piso.
El nivel de referencia convencional de 600 mm (2 pie) debería ser usado también
para bombas de proceso verticales de múltiples etapas, aunque el impulsor de la
primera etapa está localizado por debajo de este nivel y el NPSHD a dicho nivel
será mayor que al nivel de 600 m (2 pie). El suplidor de la bomba puede hacer la
conversión necesaria, utilizando la localización real de la brida de succión de la
bomba y de la longitud de la bomba seleccionada.
La Especificación de Diseño debería establecer a que nivel de referencia de la
bomba han sido calculados tanto la presión de succión especificada como el
NPSH disponible, normalmente 600 mm (2 pie) sobre el piso.
El API 610 especifica que los suplidores de las bombas establecen sus
requerimientos de NPSH para bombas horizontales como aquel requerido en la
línea central del eje y para bombas verticales como aquel requerido en la línea
central de la brida de entrada.
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Nivel del Tambor de Succión
El nivel de líquido en el envase de succión que se utiliza para cálculos de NPSH
debería ser el nivel mínimo operable. Para recipientes verticales con cabezales
convexos, se asume normalmente que está en la línea tangente del fondo del
recipiente. Para alcanzar los requerimientos de NPSH de las bombas centrífugas
comerciales un diseño económico normalmente coloca la línea tangente del fondo
de los recipientes de succión que contienen fluidos en su punto de burbuja,
aproximadamente, 4500 mm (15 pie) sobre el piso. Las unidades de proceso con
una capacidad muy grande podrían requerir elevaciones de recipientes más altos
debido a los requerimientos mayores de NPSH para las bombas de altos caudales
de flujo. Se requiere de estudios de casos individuales para determinar la
elevación óptima del recipiente. La Figura 5. indica los servicios que normalmente
ameritan un estudio individual.
Presión de Succión Sub–Atmosférica
Con la excepción de las bombas que succionan de equipos de vacío, la presión
de succión de las bombas no debería ser diseñada para estar muy por debajo de
la presión atmosférica. A presiones reducidas la filtración de aire al interior de la
línea y/o la vaporización de gases disueltos podrían causar problemas. La presión
de succión mínima recomendada es de 83 kPa absolutos (12 psia). Esto es
aplicable para casos tales como el de succionar desde tanques que tienen líneas
de succión muy largas.
Cálculo de la Presión Normal de Succión
El cálculo de la presión normal de succión se realiza por los métodos presentados
en el capitulo de Flujo de Fluidos de este Manual. Cuando se requieren filtros
permanentes en la succión, una caída de presión 7 kPa (1 psi) debería ser
considerada para el filtro.
Para los servicios donde las líneas de succión son muy largas, o si el margen de
NPSH disponible por sobre los requerimientos de la bomba se sabe que son
pequeños, un estimado exacto de la caída de presión en la tubería de succión es
necesario. Los estimados de longitudes equivalentes deberían basarse en el
diagrama de planta real y en una aproximación bastante buena de la ruta real de
la línea.
Presión Máxima de Succión
Este valor se obtiene sumando la presión de ajuste de la válvula de seguridad (si
existe alguna) del recipiente desde el cual succiona la bomba, la caída de presión
desde la válvula de seguridad al punto donde se mantiene el nivel de líquido y el
máximo cabezal estático de líquido en la succión. Al calcular el cabezal estático,
utilizar el “alto nivel de líquido” de diseño para el recipiente.
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La caída de presión por fricción en la línea de succión no se considera en este
cálculo debido a que se asume que la condición de Máxima succión ocurre cuando
el flujo a través de la bomba es cero, con la válvula en la descarga cerrada.
NPSH
Ver MDP–02–P–04.
13 CONTROL DE FLUJO DE LA BOMBA
El caudal de flujo de la gran mayoría de las bombas centrífugas se controla con
una válvula de control en la línea de descarga. El caudal de flujo de muchas
bombas de desplazamiento positivo se controla reciclando una porción del flujo de
descarga a la succión de la bomba, con una válvula de control en la línea de reciclo.
Las válvulas de control pueden ser posicionadas por señales de nivel, presión,
flujo o controladores de temperatura para cumplir con los requerimientos de
proceso.
Para bombas centrífugas, la Válvula de control impone una cantidad variable de
caída de presión sobre los requerimientos naturales de presión del sistema. Un
aumento de la cantidad de caída de presión a través de la válvula de control
incrementa la presión de descarga de la bomba, su generación de cabezal y
reduce el caudal de flujo. Una disminución en la caída de presión a través de la
Válvula de control tienen el efecto opuesto. Cuando la Válvula de control está
completamente abierta, el flujo no está bajo control, sino que está determinado por
la interacción natural de la característica de funcionamiento de la bomba con la
resistencia característica del sistema. La función de la Válvula de control se ilustra
en la Figura 6.
Igualmente, pueden usarse motores de velocidad variable para controlar el flujo
de una bomba centrífuga. Este tópico se cubre en MDP–02–P–07.
14 PRESION DE DESCARGA
Factores que Contribuyen a los Requerimientos de Presión de Descarga
La presión de descarga requerida es el resultado de la suma de los requerimientos
de presión de tres tipos diferentes:
1.
Estático, independiente del caudal de flujo
a.
Presión de operación en el punto donde se controla la presión (normalmente
un recipiente) a la cual la bomba está descargando su flujo, o presión
atmosférica en el caso de tanques de almacenamiento atmosférico.
b.
La diferencia de elevación entre el nivel de referencia de la bomba y el nivel
de líquido del recipiente de descarga (máximo) que suma el cabezal estático
a los requerimientos de cabezal de descarga. Se debe considerar la Máxima
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altura de líquido en el recipiente de descarga para obtener el máximo cabezal
de elevación requerido.
2.
Cinética, dependiente del caudal de flujo
a.
La caída de presión a través de equipos de procesos en el circuito de
descarga tales como intercambiadores de calor, reactores, filtros, hornos,
etc.
b.
Boquillas de inyección, algunas veces con caídas de presión altas para
atomización, y algunas veces expuestas a ensuciamiento.
c.
Orificios para medición de flujo.
d.
Resistencia en sistemas de tuberías, incluyendo codos, conexiones en T,
bridas, válvulas de compuerta y de retención.
3.
Variable, modulada de acuerdo a los requerimientos de control del
proceso
a.
Válvula de control
Para todos los factores que dependen del caudal de flujo, es necesario
calcular la caída de presión para el máximo caudal de flujo deseado. Un valor
aproximado de ella se obtiene mediante la siguiente expresión:
DP max + DP normal
x ƪtasa máximaƫ
tasa normal
2
Cálculo de Caídas de Presión en Tuberías y Válvulas de Control
Las caídas de presión en la tubería de descarga (y succión) podría ser calculada
por los métodos del capitulo de Flujo de Fluidos de este Manual.
Se debería tener especial cuidado al calcular la caída de presión para servicios
de bombeo que succionan de tanques de almacenaje ya que podrían existir líneas
muy largas y muchos codos en el sistema. Como una base para el Cálculo, se
debería usar el diagrama de planta previsto para el sistema de tuberías y se
deberían señalar las bases consideradas en las Especificaciones de Diseño.
La caída de presión a través de las Válvulas de control puede asignarse de la
siguiente manera:
A veces está automáticamente asignada, cuando están en una línea entre dos
recipientes de succión y descarga que tienen presión controlada.
Cuando se encuentra a la descarga de una bomba que envía liquido a través de
una serie de equipos intermedios hasta un punto de presión controlada, la caída
de presión de la válvula de control puede fijarse en un 20% de las perdidas totales
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de presión por fricción del circuito mas una cantidad adicional de acuerdo a la
diferencia de presión estática (DPE) del circuito (10% de DPE para DPE< 1400
kPa, 140 kPa para DPE entre 1400 y 2800 kPa y 5% de DPE para DPE>2800 kPa).
Estas reglas deben usarse con cuidado pues pueden resultar en valores muy alto
o muy bajos dependiendo del sistema, en estos casos debe privar el criterio
Ingenieril y la experiencia para asignar la caída de presión. Para información
adicional refiérase a la Sección 12–Instrumentación del Manual de Diseño de
Procesos. Practicas de Diseño versión de 1986.
Presión de Descarga Máxima
Esta presión se utiliza para determinar la presión de diseño y es la suma de la
presión de succión Máxima y la presión diferencial Máxima.
La Máxima presión diferencial para las bombas centrífugas normalmente ocurren
a flujo cero (Shut Off) y se asume que es 120% del diferencial nominal (Ver
MDP–02–P–07) basado en la Máxima densidad absoluta prevista para el fluido.
Si se encuentra que el diferencial máximo es mayor de 120% del diferencial
nominal (lo cual es particularmente predominante en bombas de múltiples etapas
y de altos caudales de flujo) para la bomba seleccionada, entonces las presiones
Máximas de descarga y de diseño deberían ser incrementadas de acuerdo a esto.
Esto tiende a ocurrir con bombas de caudal alto de flujo debido a las características
de impulsores de alta velocidad específica que se utilizan. Por el contrario, las
bombas se pueden especificar para tener una presión de disparo a algún nivel
menor que 120% del diferencial de modo que se pueda bajar la presión nominal
de diseño de las líneas y los intercambiadores de una clasificación a otra. Esto
no debería hacerse a menos que se obtenga algún crédito por el hecho de reducir
la presión nominal de diseño de las líneas y equipos. No se debe especificar
menos de 110% del diferencial, ya que esto promueve el uso de una curva
característica de operación de la bomba tan plana que hace que su
funcionamiento sea inestable.
La Máxima presión de descarga de una bomba de desplazamiento positivo está
determinada por el ajuste de la Válvula de seguridad de la descarga. Ver
MDP–02–P–08 para los detalles.
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Características de los Requerimientos de Presión del Sistema
Cuando se diseña un nuevo servicio de bombeo o se estudia el comportamiento
de un servicio existente, una ayuda importante para comprender los
requerimientos de control de flujo es el de describir en forma gráfica la relación
entre la curva característica de los requerimientos de presión del sistema y la curva
característica de funcionamiento de la bomba. En el caso de nuevos diseños, la
curva de la bomba centrífuga se puede estimar utilizando el punto de
capacidad–cabezal nominal y la forma de la curva promedio que se muestra en
el apéndice del MDP–02–P–07. Los requerimientos de presión del sistema
pueden graficarse con los valores de presiones de descarga calculados para flujo
nominal, flujo cero y algunos flujos adicionales tales como 0.5, 0.8, 1.2 y 1.5 del
valor nominal.
Este gráfico puede usarse para mostrar como una velocidad de motor de la bomba
variable podría utilizarse para control, cuanto cabezal se consume a través de la
Válvula de control que sucede con la Válvula de control cuando está
completamente abierta, cuanto incremento en el flujo se podría lograr al operar
una segunda bomba idéntica en paralelo, etc.
15 PRESION DIFERENCIAL Y REQUERIMIENTOS DE CABEZAL
Cálculos
Para los cálculos de cabezal a partir de la presión diferencial ver MDP–02–P–06.
Use las presiones nominales de succión y descarga para el Cálculo de presión
diferencial y del cabezal.
No es necesario reportar el cabezal en las Especificaciones de Diseño, ya que los
valores necesarios para calcularlo, diferencial de presión y densidad absoluta, se
especifican separadamente.
Se debe tomar precaución para presentar el requerimiento de cabezal de la bomba
y el NPSH disponible, ambos en términos del líquido bombeado, a las condiciones
de bombeo, y no en términos de agua fría.
16 TEMPERATURA Y PRESIÓN DE DISEÑO
Temperatura de Diseño
El documento MDP–01–PD–01 de este manual presenta el procedimiento general
para determinar todas las temperaturas de diseño de los equipos. La temperatura
de diseño para las bombas normalmente es especificada con un margen de 28°C
(50°F) por encima de la temperatura nominal de bombeo. Para bombas que
operan por debajo de 15°C (60°F), como las bombas criogénicas, es necesario
especificar una temperatura mínima de diseño, basada en las características del
servicio particular.
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Presión de Diseño
La presión de diseño de una bomba se calcula agregando la presión máxima de
succión a la diferencia Máxima de presión operando a temperatura nominal de
bombeo con la densidad absoluta a condiciones nominales. La diferencia Máxima
de presión para bombas centrífugas se define como el 120% de la diferencia
nominal de presión para propósitos de Especificaciones de Diseño. Si la bomba
seleccionada finalmente tiene una capacidad de diferencia Máxima de presión
mayor que el 120% del valor nominal, entonces el valor de la presión de diseño
del cuerpo se debe aumentar apropiadamente. Si la densidad absoluta del líquido
está sujeta a cambio, se debe usar la densidad absoluta Máxima prevista para
computar la presión diferencial a flujo cero (Shut off).
Las bombas centrífugas accionadas por turbinas de vapor se pueden operar
continuamente hasta 105% de la velocidad nominal dentro del rango normal de la
velocidad de sus reguladores. Por lo tanto, la bomba es capaz de desarrollar
(105%) 2 ó 110% del cabezal nominal de desconexión. Esto se debe tomar en
cuenta al establecer la presión de diseño de las bombas centrífugas accionadas
por turbinas de vapor.
Clasificación de Bridas
Las clasificaciones de temperatura y presión de diseño determinadas
anteriormente suministran al suplidor de las bombas y al Diseñador del sistema
de tubería la base para la selección de clasificación de brida. El suplidor de la
bomba usualmente selecciona la misma clasificación para la brida de succión
como para la de descarga. Sin embargo, en el caso de bombas con alto diferencial
de presión como las bombas de alimentación a calderas, a veces se usa una
clasificación inferior para la brida de succión.
Esta debería satisfacer
naturalmente la presión Máxima de succión. La clasificación presión temperatura
de la brida de succión debe ser compatible con la de la tubería de succión tal como
se define en el documento MDP–01–PD–01; es decir, en ningún caso debe ser
menor que 3/4 de la presión de descarga Máxima de la bomba a la temperatura
normal de bombeo.
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17 SELECCION DE TIPOS DE EQUIPO
Selección del Tipo de Bomba
El tipo de bomba se especifica normalmente en las Especificaciones de Diseño.
La selección del mejor tipo de construcción para cumplir con unos requerimientos
dados de servicio normalmente se efectúa en la etapa de ingeniería de detalle del
proyecto, basado en cualquier guía incluida en las Especificaciones de Diseño.
Las Figuras 1 y 2 presentan al Diseñador una indicación de los tipos de bombas
centrífugas que se aplican a varios requerimientos de cabezal y capacidad. Si
como resultado de una investigación se ha determinado que un tipo especial de
construcción o algunas características de diseño son las mejores para el servicio,
se deben especificar estos detalles. Si se desea la construcción de bombas en
línea donde sea económico y beneficioso para la distribución de la planta, o si no
es deseado específicamente, se debe especificar la posición deseada.
Las siguientes guías se presentan para ayudar a decidir cuan específicas se
deben hacer las especificaciones de diseño de acuerdo al tipo de bomba y al tipo
de construcción.
Las especificaciones
de diseño siempre
deben indicar el tipo
de bomba a este nivel
Centrífuga
Rotativa
Reciprocante
Accionador de máquina
de vapor Accionador de
motor
Dosificadora
Las especificaciones
de diseño incluirán
con frecuencia este
requerimiento
Las especificaciones
de diseño en ocasio–
nes incluirán detalles
tan específicos como
éstos
Orientación vertical
Tipo de suspensión
Características del tritu–
rador de coque
Tipo rotor cilíndrico
Soporte externo cons–
tante con camisa de
calentamiento
Tipo de alta velocidad
Tipo carga de estopera
Anillos de desgaste con
facilidades para lavado
Diseño de control de flujo
Tipo
tornillo
engranaje
Tipo
Tipo pistón Tipo émbolo
Caja de estopera de
vástago especial simple,
doble, triple
Tipo diafragma.
El documento MDP–02–P–05 presenta información más extensa en la selección
del tipo de bomba.
Selección del Tipo de Medio Motriz
Ver MDP–02–P–11.
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18 SELECCION Y ESPECIFICACION DE MATERIALES
Procedimientos
El método normal de seleccionar y especificar materiales de construcción para
bombas es usar los “Hydraulic Institute Standards” para la selección de materiales
y el sistema de código de API 610 para reportar los requerimientos en las
especificaciones de diseño.
Si el API 610 no tiene un código que incluya los materiales deseados, estos deben
ser especificados individualmente.
El uso del término materiales “estándar” del suplidor debe ser evitado ya que
parece permitir el uso de materiales “estándar” en servicios que podría ser muy
bien difíciles y “no–estándar”.
19 MULTIPLICIDAD Y REPUESTOS
Consideraciones para Decidir sobre Repuestos
La Tabla 2 presenta un sumario de las consideraciones utilizadas para decidir si
se necesitan bombas de repuesto y de que manera es necesario instalarlas.
Las preferencias y políticas del cliente en cuanto a repuestos deberán ser
respetadas.
Donde el diseño de servicio óptimo requiere dos o más bombas que operen
normalmente en paralelo, se debe estipular una bomba de repuesto cuando los
requerimientos de mantenimiento por sí solos dictan la necesidad de la misma.
Si el servicio de bombeo debe continuar operando durante una falla del suministro
del servicio al accionador primario, entonces se debe tener unidades de repuesto
suficientes para cubrir adecuadamente la falla del suministro del servicio. El
número total de unidades en paralelo puede a veces ser minimizado dividiendo los
tipos de accionador de las bombas de operación.
Repuestos Comunes
Las bombas centrífugas de proceso han sido lo suficientemente confiables como
para que una dotación de repuesto de 100% que es una bomba completa de
repuesto por cada bomba en operación no será necesaria en la mayor parte de
los servicios en la mayoría de las plantas de proceso. Se obtiene una continuidad
de servicio adecuada usando una sola bomba como repuesto para dos o más en
servicio. El uso de bombas de repuesto comunes se limita por la proximidad de
los servicios a ser comunitarios y la compatibilidad de las condiciones de sus
servicios. Se deben comparar las siguientes condiciones de servicio:
1.
El punto de capacidad de cabezal requerido de cada servicio debe estar
dentro del rango de trabajo del repuesto común.
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2.
La temperatura normal no debe diferir más de 85°C (150°F).
3.
Presión de succión no debe diferir más de 345 kPa (50 psi).
4.
El NPSH disponible para la bomba de repuesto común debe ser mayor que
los requerimientos de cada servicio.
5.
Si un servicio de alto flujo usa un repuesto en común con un servicio de bajo
flujo, el repuesto común se debe diseñar para el flujo alto y cuando opera
como repuesto para el servicio de bajo flujo, puede necesitar un reciclo de
flujo bajo para evitar cavitación y sobrecalentamiento.
6.
La presión y la temperatura de diseño y las clasificaciones resultantes de la
brida para el repuesto común deben ser adecuados para ambos servicios.
7.
Si un servicio de cabezal alto usa un repuesto en común con un servicio de
cabezal bajo, el repuesto común debe ser diseñado para el cabezal alto y se
debe tomar una caída de presión grande a través de la Válvula de control.
8.
El diseño del sello del eje debe ser adecuado para ambos servicios.
No se deberían usar repuestos comunes en los siguientes casos:
1.
Donde uno de los líquidos de servicio contiene agua y el otro ácido como el
reflujo (ácido) del depropanizador y el reflujo (acuoso) del separador de
C3/C4. Las posibilidades de que los dos flujos se mezclen en los tubos
distribuidores en la succión y la descarga causando una corrosión severa son
demasiado grandes.
2.
Servicio donde se requiere un flujo continuo del fluido pero se esperan altos
requerimientos de mantenimiento de la bomba, tales como en los servicios
de suspensión en plantas de craqueo catalítico y en coquificadores.
20 DISEÑO DE INSTALACIONES DE BOMBAS
Ver MDP–02–P–10.
SELLOS PARA EL EJE
Ver MDP–02–P–09.
21 REQUERIMIENTOS DE ENERGIA
Para los cálculos de requerimientos de energía de las bombas ver MDP–02–P–06.
22 DOCUMENTACION
La Tabla 1 presenta una lista de los datos que se deben reportar en las
Especificaciones de Diseño, y una lista de los Cálculos adicionales que
normalmente son realizados por el Diseñador del servicio pero que no se reportan
en las Especificaciones de Diseño.
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23 NOMENCLATURA
NOMENCLATURA
Símbolo
A
PF
CP
E
EO
Fi
g
gc
H
∆HS
ESMP
NPSH
N
NS
P
P
PV
∆p
Q
Qs
Sss
SSU
∆T
W
a
µ
n
Parámetro
Área
Potencia al freno
Calor específico a presión constante
Eficiencia adimensional
Eficiencia global, incluyendo las
pérdidas hidráulicas y mecánicas
Factores que dependen de las
unidades usadas (Ver lista al final)
Aceleración de gravedad
Constante dimensional
Diferencia neta de cabezal
Diferencia en el cabezal estático entre
las dos elevaciones
Altura de succión Máxima permisible
Cabezal neto de succión positiva
Velocidad rotativa de la bomba
Velocidad específica del impulsor
Potencia
Presión
Presión de vapor
Diferencial de presión, incremento de
presión
Caudal de flujo volumétrico
Caudal de flujo volumétrico a
condiciones estándar
Velocidad específica a la succión
Viscosidad Saybolt Universal
Elevación de temperatura
Flujo másico de líquido
Factor de expansión térmica
Viscosidad absoluta
Viscosidad cinemática
UNIDADES
Sistema
Sistema
métrico
inglés
mm2
kW
KJ/kg°K
Decimal
“
pulg2
HP
BTU/lb.°R
m/s2
103 kg/s2 kPa.m
m de líquido
bombeado
m
pie/s2
32.17lb.pie/lbf.s 2
pie de líq.
bombeado
pie
kPa de vacío
m
rev./s
rev./s
kW
kPa man.
kPa abs.
kPa
pulg de Hg
de vacío pie
rpm
rpm
HP
psig
psia
psi
dm3/s
dm3 15°C,
101.325 kPa
rev./s
segundos
°C
kg/s
adimensional
Pa.s
mm2/s
U.S.gpm
U.S.gpm 60°F, y 1
atm
rpm
segundos
°F
lb/h
cP
cSt
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Indice norma
NOMENCLATURA
Símbolo
ρc
d
UNIDADES
Sistema
Sistema
métrico
inglés
Parámetro
Densidad
Coeficiente de cavitación
kg/m3
adimensional
lb/pie 3
adimensional
Subíndices
a
c
D
min
max
PME
o
R
s
1
2
Permisible
A condiciones de operación
Disponible (en el sistema)
Mínimo (permisible continuo)
Máximo (permisible continuo)
Punto de mayor eficiencia
Global, al caudal de flujo de operación
Requerido
A condiciones estándar (15°C, 101,325 kPa (60°F y 1 atm))
Aguas arriba; succión
Aguas abajo; descarga
Factores que dependen de las unidades usadas
En unidades
métricas
F1
=
Ec. (1) MDP–02–P–06
F2
F3
=
=
F4
F5
F6
=
=
=
F7
=
F8
F9
F10
F11
=
=
=
=
Ec. (1) MDP–02–P–02
Ec. (4) MDP–02–P–06, Ec. (5),(6) (8) y (10),
Ec. (1) MDP–02P–04
Ec. (12) MDP–02–P–06
Ec. (13) MDP–02–P–06
Ec.
(14)
MDP–02–P–06,
Ec.
(1)
MDP–02–P–08,
Ec. (1) y Ec. (2)
MDP–02–P–11
Ec. (2) y (4) MDP–02P–04, Ec. (1)
MDP–02P–07
Ec. (3) MDP–02P–04
Ec. (3) MDP–02P–04
Ec. (1) Subs. H
Ec. (2) Subs. H
En unidades
inglesas
103
106
1
0.1247
62.428
144
1
1x10 3
1000
1.98x10 6
246873.0
1714
1.63
1
1
101
85
102
70.726
29.9
649
778
––
––
DENSIDAD ABSOLUTA A CONDICIONES
PRESION DE OPERAC. DEL RECIP. DE
DE SUCCION
PRESION DE DISEÑO DEL CUERPO DE
LA BOMBA
TEMPERATURA DE OPERACION NOMI–
NAL Y TEMPERATURA DE DISEÑO.
∆P A FLUJO CERO (SHUT OFF)
––
CARACTERISTICAS DE CUALQUIER
SOLIDO EN EL LIQUIDO.
FILTRO PERMANENTE
TIPO DE SELLO DEL EJE
––
––
––
NOV.97
DISEÑO DE DETALLE DEL SISTEMA.
COMPATIBILIDAD DE LOS REQUERI–
MIENTOS DE SERV. CON EL DISEÑO DEL
SISTEMA DE SERVICIOS DE LA PLANTA.
0
––
VELOCIDAD DE LA BOMBA; TIPO DE
CONSTRUCCION DEL ACCIONADOR
Y DATOS DE FUNCIONAMIENTO.
CONVENIENCIA DE CONSTRUCCION
DE BOMBA EN LINEA; INTERCAMBIA–
BILIDAD DE PARTES
FECHA
A SUMINISTRO DE UN SISTEMA DE LU–
BRICACION DE ACEITE EN DISPERSION.
TIPO DE ACCIONADOR Y CONDIC. DE
SERVICIO.
––
TIPO DE CONSTRUCCION DE BOMBA Y
CARACTERISTICAS INCLUIDAS DE DI–
SEÑO.
––
REVISION
––
TIPO DE BOMBA Y CUALQUIER CARAC–
TERISTICA ESPECIAL DE DISEÑO
REQUERIDA.
MATERIALES DEL SELLO MECANICO.
PRINCIPIOS BASICOS
––
INTERCAMBIABILIDAD DEL MODELO
DE SELLO; ACEPTABILIDAD DE CONS–
TRUCCION DE SELLO EMPOTRADO.
DISEÑO DE DETALLE DEL FILTRO
TENSOR PERMANENTE, TAMAÑO
DE MALLA
––
––
Indice volumen
PRESION REAL DE ESTOPERA; SISTEMA DETALLES DE LA DESCARGA EXTER–
DE DESCARGA RECOMENDADO Y COM– NA DEL SISTEMA DE SELLO.
PONENTES DEL SISTEMA.
MODELO DE SELLO DEL EJE.
TAMAÑO RECOMENDADO DE MALLA.
ANCHO DE LA BOQUILLA DE IMPULSOR;
TOLERANCIA DE SOLIDOS, DIAMETRO
Y VELOCIDAD DEL IMPULSOR.
FUNCIONAMIENTO DE LA BOMBA CON
LA VISCOSIDAD ESPECIFICADA
NPSHR AL CAUDAL DE FLUJO NOMINAL ∆P DE LA CONFIGURACION REAL DE
LA LINEA DE SUCCION, CUANDO LA
LINEA ES LARGA O CUANDO NPSHR
ESTA MUY CERCA DE NPSHA
ALTURA DEL PUNTO MEDIO DE LA
BOMBA POR ENCIMA DEL SUELO,
PARA COMPARACION CON LOS 60
mm (2 pie) ASUMIDOS EN LOS
CALCULOS DE CNSPA (NPSHA)
––
Indice manual
PRESION DE LA ESTOPERA; TEMPERA– REQUERIMIENTO PARA DESCARGA EX–
TERNA O SELLO Y FUENTE.
TURA DE BURJUJA A LA PRESION DE
LA ESTOPERA.
––
MATERIALES DE BOMBA.
VISCODIDAD A LA TEMP. DE BOMBEO Y
A TEMP. AMBIENTE SI ESTA POR ENCIMA
DE 5 mpa. ( 50 ssu)
––
R
––
EVALUACION DE POTENCIA
DEL ACCIONADOR
––
––
––
.Menú Principal
NPSH
PRESION DE VAPOR A TEMP. DE BOM–
BEO
PF, KW (BHP).
TEMPERATURA MAXIMA PERMISIBLE DE
DISEÑO LA UNIDAD DE BOMBEO
CAPACIDAD DE ∆P A FLUJO 0 Y TAM –
BIEN LA PRESION MAXIMA PERMISIBLE
DEL CUERPO DE LA BOMBA
CAPACIDAD DE CABEZAL DE LA BOMBA
––
––
––
––
PDVSA
∆P DE LINEA DE SUCCION DESDE EL
RECIPIENTE A LA BOMBA, NPSHR
––
PF, KW (BHP); EVALUAVION DE POTEN– ESTIMADO DE REQUERIMIENTO DE
CIA DEL ACCIONADOR.
SERVICIOS
REQUERIMIENTOS DE ∆ P
REQUERIMIENTOS DE CABEZAL
––
––
LAS PROPUESTA DEL SUPLIDOR DE LA ESTO SE DETERMINA DURANTE
BOMBA REPORTA DATOS PRECISOS
LA INGENIERIA DE DETALLES DE
LA INSTALACION.
SOBRE ESTOS ASPECTOS.
dm 3/s (gpm)
EL DISEÑADOR DE SERVICIO CALCULA
Y DECIDE ESTO Y REPORTA LOS RESUL–
TADOS EN LAS ESPECIFICACIONES DE
DISEÑO.
P2; PARTE DEL ∆ P PERMISIBLE PARA LA PRESION DE OPERACION DEL RECIPIEN–
TE DE DESCARGA
VALVULA DE CONTROL
––
P1 NORMAL; P 1MAXIMO
––
EL DISEÑADOR DEL SERVICIO ESTIMA
ESTO PERO NORMALMENTE NO
REPORTA RESULTADOS EN LAS
ESPECIFICACIONES DE DISEÑO
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Indice norma
TABLA 1. SECUENCIA DE DESARROLLO PARA DATOS DE SERVICIO DE BOMBEO.
UNA BOMBA EN UNO DE VARIOS POZOS DE AGUA
PURA; UNA BOMBA DE TRASFERENCIA A UNO DE VA–
RIOS TANQUES DE ALMACENAMIENTO EN SERVICIO
PARALELO.
MEZCLA DE GASOLINA, INYECCION DE ADITIVOS.
REDUCE LA CAPACIDAD OCIOSA DE BOMBEO
DISPONIBLE
LLEVA LOS PRODUCTOS FUERA DE ESPECIFICA–
CION POR UN TIEMPO RELATIVAMENTE CORTO
CUANDO SE CONSIDERA LA CAPACIDAD DE AL–
MACENAMIENTO DEL PRODUCTO.
CUANDO LOS REQUERIMIENTOS DE SERVICIO SON
COMPATIBLES Y LOS REQUERIMIENTOS DE BAJO
MANTENIMIENTO PUEDEN SER ANTICIPADOS.
LA MAYOR PARTE DE LOS SERVICIOS DE REFINERIA
DONDE NO ESTAN PRESENTES SERVICIOS COMPA–
TIBLES PARA PODER USAR REPUESTOS COMUNES,
O SE PREVEEN REQUERIMIENTOS ALTOS DE MAN–
TENIMIENTO.
EL REQUERIMIENTO DE SERVICIO INCLUYE BOMBEO DOS BOMBAS DIMENSIONADAS AL 100% UNA CON AC–
DE EMERGENCIA; ACEITE LUBRICANTE DEL COM–
CIONADOR TIPO TURBINA; ARRANQUE AUTOMATICO
PRESOR CENTRIFUGO; COMUNMENTE USADO DONDE DE LA DE REPUESTO.
LA CONFIABILIDAD DEL SUMINISTRO DE ENERGIA
ELECTRICA ES BAJA.
BOMBAS DE REFLUJO EN UNIDADES GRANDES.
ESTACION DE BOMBEO DE AGUA DE ENFRIAMIENTO.
AGUA DE ALIMENTACION DE CALDERA (REQUERIDA
POR ALGUNOS CODIGOS NACIONALES); ACEITE LU–
BRICANTE DE TURBINA DE GAS (POR NORMALIZA–
CION DE UN SUPLIDOR PRINCIPAL).
ALIMENTACION A HORNO DE CRAQUEO CON VAPOR.
PROVOCA LA PARADA DE UNA UNIDAD GRANDE,
O DE UNA QUE ES TAN DIFICIL O LENTA PARA PA–
RAR Y PONER EN OPER. DE NUEVO, QUE RESUL–
TA DE GRAN SIGNIFICADO ECONOMICO.
PROVOCA LA PARADA DE UNA UNIDAD GRANDE,
O DE UNA QUE ES TAN DIFICIL O LENTA PARA PA–
RAR Y PONER EN OPERACION DE NUEVO, QUE
RESULTA DE GRAN SIGNIFICADO ECONOMICO.
PROVOCA LA PARADA DE UNA UNIDAD GRANDE,
QUE DE OTRA MANERA PODRIA ESTAR FUN–
CIONANDO DURANTE UNA BREVE FALLA DE E–
NERGIA SI EL BOMBEO NO FUERA INTERRUMPIDO.
IMPLICA RIESGO DE SEGURIDAD, TAL COMO LA
GRAN DESCARGA DE VALVULAS DE SEGURIDAD
EN UNA UNIDAD DE GRAN CAPACIDAD.
PROVOCA PARADA DE MUCHAS UNIDADES O DE
UNA REFINERIA COMPLETA.
PROVOCA PARADA DE MUCHAS UNIDADES O DE
UNA REFINERIA COMPLETA.
CAUSA SERIO RIESGO A LA SEGURIDAD DEL
PERSONAL O DE LOS EQUIPOS.
Indice volumen
CUATRO BOMBAS DIMENSIONALES AL 50% CON DOS
TIPOS DIFERENTES DE ACCIONADOR; ARRANQUE AU–
TOMATICO (ESTA PRACTICA EXTREMADAMENTE CON–
SERVADORA NO ES ESTANDAR PARA ALIMENTACION
DE HORNOS, SINO QUE REQUIERE DE UNA JUSTIFI–
CACION ESPECIAL).
PRINCIPIOS BASICOS
TRES BOMBAS DIMENSIONADAS AL 100% CON DOS TI–
POS DIFERENTES DE ACCIONADOR; ARRANQUE AUTO–
MATICO DE CADA BOMBA DE REPUESTO.
TRES BOMBAS DIMENSIONADAS AL 50%; ARRANQUE
AUTOMATICO DE LA DE REPUESTO.
Indice manual
DOS BOMBAS DIMENSIONADAS AL 100% UNA CON AC–
CIONADOR TIPO TURBINA; ARRANQUE AUTOMATICO
DE LA DE REPUESTO.
DOS BOMBAS DIMENSIONADAS AL 100% DE CAPACI–
DAD CON EL MISMO TIPO DE ACCIONADOR.
PDVSA
UNA BOMBA DE REPUESTO EN COMUN PARA DOS
SERVICIOS DE BOMBEO.
CARGA DE PRODUCTO, UNIDAD DE POLIMERIZACION. BOMBA DE REPUESTO EN ALMACEN O BOMBA DE RE–
PUESTO COMUN; A MENOS QUE PUEDA SER ECONO–
MICAMENTE JUSTIFICABLE LA INSTALACION DE UNA
BOMBA DE REPUESTO INDIVIDUAL.
NO REQUIERE BOMBA DE REPUESTO EN CAMPO, PERO
SI UNA BOMBA DE REPUESTO PUESTA EN ALMACEN;
UN TIPO DE BOMBA EN LINEA RESULTA IDEAL.
NO REQUIERE BOMBA DE REPUESTO, EN CAMPO PERO
SI UNA BOMBA DE REPUESTO PUESTA EN ALMACEN;
UN TIPO DE BOMBA EN LINEA RESULTA IDEAL.
NO REQUIERE BOMBA DE RESPUESTO
NO REQUIERE BOMBA DE REPUESTO
PRACTICA TIPICA DE REPUESTO DE BOMBA
(INCREMENTA EL GRADO DE CONFIABILIDAD
DEL SERVICIO PRESTADO)
.Menú Principal
PRODUCE LA PARADA DE UNA SUB–UNIDAD QUE
NO ES ESENCIAL PARA LA OPERACION GLOBAL
DE LA PLANTA, O PUEDE SER RAPIDAMENTE PA–
RADA Y PUESTA DE NUEVO EN OPERACION.
PRODUCE LA PARADA DE UNA PLANTA QUE FRE– SERVICIOS EN PLANTAS DE PRODUCCION DE ACIDO
CUENTEMENTE ES PARADA POR OTRAS RAZONES.
PLANTA PILOTO
EJEMPLOS DE SERVICIOS
INTERRUMPE UNA OPERACION NO–CRITICA
LA INTERRUPCION DE FLUJO DE LA BOMBA TIENE
ESTE IMPACTO EN LA OPERACION DE LA PLANTA:
(EN ORDEN CRECIENTE DE SITUACION CRITICA)
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Indice norma
TABLA 2. CONSIDERACIONES PARA DECIDIR SOBRE REPUESTOS DE BOMBAS.
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Indice norma
Fig 1. RANGO DE APLICACION DE VARIOS MODELOS DE BOMBAS CENTRIFUGAS
VELOCIDADES DE MOTOR DE 60 HZ.
CLAVE:
A.
B.
C.
D.
HORIZONTAL, UNA ETAPA 30 rps (1750 rmp)
HORIZONTAL, UNA ETAPA 60 rps (3550 rpm)
HORIZONTAL, DOS ETAPAS 60 rps (3550 rpm)
HORIZONTAL, MULTIETAPAS ETAPAS 60 rps (3550 rpm)
A.
B.
C.
D.
VERTICAL, MULTIETAPA 60 rps (3550 rpm)
EN LINEA
ALTA VELOCIDAD – EXPERIENCIA EXTENSA
ALTA VELOCIDAD – EXPERIENCIA LIMITADA Y
SELECCION DE MODELO
NOTAS:
1. LA SELECCION ENTRE BOMBAS CENTRIFUGAS CON RECICLO Y OTROS TIPOS DE BOMBAS REQUIERE UN
ESTUDIO INDIVIDUAL.
2. EL CAUDAL DE FLUJO EN ESTA REGION REQUIERE MODELOS DE BOMBAS ESPECIALMENTE ELABORADOS.
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Fig 2. RANGO DE APLICACION DE VARIOS MODELOS DE BOMBAS CENTRIFUGAS
VELOCIDADES DE MOTOR DE 60 HZ.
CLAVE:
A.
B.
C.
D.
HORIZONTAL, UNA ETAPA 25 rps (1450 rmp)
HORIZONTAL, UNA ETAPA 50 rps (2950 rpm)
HORIZONTAL, DOS ETAPAS 50 rps (2950 rpm)
HORIZONTAL, MULTIETAPAS ETAPAS 50 rps (2950 rpm)
E.
F.
G.
H.
VERTICAL, MULTIETAPA 50 rps (2950 rpm)
EN LINEA
ALTA VELOCIDAD – EXPERIENCIA EXTENSA
ALTA VELOCIDAD – EXPERIENCIA LIMITADA Y
SELECCION DE MODELO
NOTAS:
1. LA SELECCION ENTRE BOMBAS CENTRIFUGAS CON RECICLO Y OTROS TIPOS DE BOMBAS REQUIERE UN
ESTUDIO INDIVIDUAL.
2. EL CAUDAL DE FLUJO EN ESTA REGION REQUIERE MODELOS DE BOMBAS ESPECIALMENTE ELABORADOS.
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Fig 3. DATOS DE FUNCIONAMIENTO DE BOMBAS CENTRIFUGAS
VELOCIDADES DE MOTOR DE 60 HZ.
NOTAS:
1. LA EFICIENCIA ES EN %
2. EL CNSPR (NPSHR) ESTA EN METROS Y EN PIES
3. NO SUPONGA UN CNSPR (NPSHR) MENOR QUE 1.83m (6 Pie) SIN CONSULTA CON UN ESPECIALISTA DE MAQUINAS
4. LA DISCONTINUIDAD EN EL CNSPR (NPSHR) EN ESTA REGION SE DEBE AL CAMBIO EN LA VELOCIDAD DE LA
BOMBA DE 30 a 60 rps. (1750 a 3550 rpm).
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Fig 4. DATOS DE FUNCIONAMIENTO DE BOMBAS CENTRIFUGAS
VELOCIDADES DE MOTOR DE 50 HZ.
NOTAS:
1. LA EFICIENCIA ES EN %
2. EL CNSPR (NPSHR) ESTA EN METROS Y EN PIES
3. NO SUPONGA UN CNSPR (NPSHR) MENOR QUE 1.83m (6 Pie) SIN CONSULTA CON UN ESPECIALISTA DE MAQUINAS
4. LA DISCONTINUIDAD EN EL CNSPR (NPSHR) EN ESTA REGION SE DEBE AL CAMBIO EN LA VELOCIDAD DE LA
BOMBA DE 30 a 60 rps. (1750 a 3550 rpm).
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Fig 5. DATOS DE FUNCIONAMIENTO TIPICOS PARA BOMBAS CENTRIFUGAS
DE ALTO CABEZAL Y CAPACIDAD (2).
NOTAS:
1. LA EFICIENCIA ES EN %. CNSPR ESTA EN METROS (m) Y EN PIES
2. LA FRECUENCIA DE LA LINEA DE ENERGIA ELECTRICA NO ES UNA CONSIDERACION PRIMARIA YA QUE LAS
BOMBAS EN ESTE RANGO NORMALMENTE REQUIEREN ALGUN CAMBIO DE VELOCIDAD CON SINCRONISMO
CON UNIDADES DE ENGRANAJE, PARA UNA OPERACION OPTIMA.
3. LA EFICIENCIA EN ESTA AREA ES 85% DE LA NOMINAL. SE PUEDE USAR BOMBAS VERTICALES Y HORIZONTALES.
4. LA EFICIENCIA EN ESTA AREA ES 85% DE LA NOMINAL. PARA BOMBAS DE AGUA EN ESTE RANGO EL ESTILO DE CONSTRUCCION ES VERTICAL CON CNSP ADAPTADO AL DISEÑO DE SUMERSION DEL SUPLIDOR.
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Indice norma
Fig 6. MODULACION DE LA VALVULA DE CONTROL DE FLUJO
DE BOMBAS CENTRIFUGAS.
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FECHA
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E PDVSA, 1983
TITULO
SERVICIOS DE BOMBEO DE CARACTERISTICAS
CRITICAS
APROBADA
13
DESCRIPCION
FECHA NOV.97
L.R.
PAG. REV.
APROB.
L.R.
APROB. APROB.
FECHA NOV.97
ESPECIALISTAS
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SERVICIOS DE BOMBEO DE
CARACTERISTICAS CRITICAS
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Indice
1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
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SERVICIOS DE BOMBEO DE
CARACTERISTICAS CRITICAS
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1
Indice manual
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ALCANCE
Esta Documento presenta información adicional sobre servicios de bombeo cuyo
diseño tiende a requerir más tiempo y cuidado que los correspondientes a los
servicios de rutina, por las siguientes razones:
1.
Altos costos de inversión
2.
Un historial de servicio crónicamente problemático
3.
Características no usuales.
La primera parte del Documento suministra detalles sobre las condiciones
generales de los servicios que presentan las mayores dificultades. La segunda
parte sobre los servicios específicos que en el pasado han demostrado ser los más
problemáticos. En ambas partes, se identifican aspectos de los problemas
globales y se presentan las soluciones típicas.
2
REFERENCIAS
PDVSA H–251–R
Requerimientos de Diseño de Tuberías de Proceso y
Servicios
PDVSA L–212
(MID Vol.10) Procedimiento de Ingeniería. Material
aislante y Aplicaciones en Servicio en caliente.
Hydraulic Institute Standards (Materiales)
API STANDARD 610
“Centrifugal Pumps for Petroleum, Heavy Duty
Chemical, and Gas Industry Service”. Eighth Edition,
August 1995.
3
ANTECEDENTES
Se debe admitir que no todas las vías de solución presentadas en este Documento
serán necesariamente apropiadas para todas las situaciones de proyectos.
Pueden existir conflictos entre vías de solución que son prácticas por separado,
pero no cuando se combinan. En algunos casos, no es necesario aplicar todos
los métodos sugeridos, o aplicarlos conjuntamente. Por estas razones, esta
subvención se debe usar como una fuente de ideas; no se debe considerar como
una fuente de soluciones explícitas, pre–ingeniadas. Se debe notar que algunas
soluciones de problemas se aplican en la etapa de diseño del servicio y luego
durante la ingeniería de detalles.
4
NOMENCLATURA
(Ver MDP–02–P–02).
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CARACTERISTICAS DE SERVICIO DIFICIL
Requerimiento de
Servicio Difícil
Problemas Particulares
y Causas
Soluciones típicas de
diseño de servicio
Soluciones típicas de
ingeniería de detalle
I.
Muy alta
confiabilidad
La continuidad de flujo de
servicio ininterrumpido es
extremadamente importante para servicios como alimentación de hornos, alimentación de calderas y
aceite lubricante de compresores, debido a riesgos de
parar la unidad, daño al
equipo, descarga grande de
la válvula de seguridad, etc.
Aplique arranque automático
a la bomba de repuesto. Use
diferentes tipos de accionadores para las bombas en
operación y su respaldo.
Use más de una bomba trabajando normalmente en paralelo. Suministre suficiente
respaldo para que el arranque a automático del respaldo esté disponible también
cuando una bomba está en
mantenimiento.
Fije el espacio libre de corrida
mayor que los valores de API
para minimizar el riesgo de interrupciones.
II.
Alto Flujo
Las bombas y los elementos
matrices tienen un alto costo
debido a su gran tamaño físico.
Casos de estudio para optimizar el número de bombas
en un servicio de bombeo
múltiple.
Casos de estudio para determinar el impacto del tipo de
construcción de la bomba sobre el costo total de instalación.
El NPSHD debe ser suficiente para satisfacer el NPSHR
práctico para bombas con
caudal alto de flujo. Una
bomba dimensionada al
100% para el costo más bajo
puede tener un NPSHR por
encima del disponible según
la elevación normal de diseño del recipiente de la succión. las bombas de alta capacidad muestran menor tolerancia para operaciones
fuera del diseño que las
bombas de baja capacidad,
porque los diseños tienden
a estar cerca de las condiciones nominales.
Use bombas múltiples para
reducir NPSHR de cada una
hasta el NPSHD lo cual es
práctico con un diseño del recipiente de succión de bajo
costo. Optimice el número de
bombas y la elevación del recipiente de succión. Use el
NPSHR corriente del vendedor y los datos de costo en
vez de los datos generalizados de las Prácticas de Diseño.
–––––––––
Los servicios que combinan
flujo bajo y cabezales de
moderados a altos no son
muy adecuados para las características de funcionamiento de las bombas centrífugas.
Compare las ventajas y desventajas de los tipos de bombas competitivos para las
condiciones particulares del
servicio: centrífuga con reciclo, bombas reciprocantes,
dosificadoras, turbinas regenerativas.
Las bombas centrífugas
aplicadas a caudales de flujo nominales menores a
40% del PME operan a veces a caudales de flujo lo suficientemente bajos como
para causar incremento excesivo de temperatura.
Ver MDP–02–P–10
Recirculación mínima. Bombas
que requieren protección por
bajo flujo y que normalmente
operan en paralelo deben tener sistemas de control de
bajo flujo individual para cada bomba.
III.
Bajo Flujo
–––––––––
Se pueden usar varias formas
de instrumentación de prevención de falla, acorde con el
costo de los equipos y el valor
de
alta
confiabilidad.
–––––––––
–––––––––
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CARACTERISTICAS DE SERVICIO DIFICIL
Requerimiento de
Servicio Difícil
IV.
Altas
Temperaturas
Problemas Particulares
y Causas
Soluciones típicas de
diseño de servicio
Soluciones típicas de
ingeniería de detalle
La tasa de corrosión del acero al carbón se acelera a
temperaturas altas, disminuyendo su uso para cuerpos de bombas.
Use el Hydraulic Institute
Standard y API 610 para especificar el material y las tolerancias de corrosión.
–––––––––
La expansión térmica de las
partes de bomba tiende a
distorsionar los espacios internos libres para el flujo y la
alineación del eje. La expansión de la tubería también
distorsiona partes y alineación.
–––––––––
Soporte central del cuerpo de
la bomba, características de
enfriamiento con agua para el
pedestal, etc. Por encima de
200°C (400°F) se usan cuerpos divididos radialmente en
vez de axialmente para lograr
distorsiones térmicas mínimas
al rededor de juntas atornilladas.
Por encima de 260°C (500°F),
se usan espacios de corrida
largos. Use facilidades de calentamiento.
V.
Bajas
Temperaturas
Los materiales de sellos mecánicos normales tienen límites de temperatura en el
rango
de
175–260°C
(350–500°F).
––––––––––
Se aplican materiales y diseños especiales según especifica el suplidor de los sellos y
según se selecciona durante
la actividad de procura de la
bomba.
Elementos matrices dimensionados para temperaturas
de bombeo nominales pueden ser inadecuados para
temperaturas ambientatales
de bombeo al arranque.
Especificar la temperatura de
bombeo y la densidad absoluta para la cual el elemento
matriz debe ser dimensionado.
Suministre un TI en la bomba
para indicar el calentamiento
adecuado antes del arranque.
Potencial problema de fractura por fragilidad del cuerpo
de acero al carbón debajo
de 15°C (60°F)
Los materiales son seleccionados con base en su resistencia al impacto.
Se realiza una prueba de materiales. Según PDVSA MI
Vol.2 PI–03–04–01.
La mayoría de las corrientes
de hidrocarburos líquidos
que se manejan a temperaturas bajas son altamente
volátiles.
Especifique el aislante para
las líneas de succión a fin de
minimizar la cavitación.
Aisle el cuerpo de la bomba
cuando las condiciones se
ajusten a los criterios de
PDVSA L–212 (MID Vol.10).
El calor transferidos desde
la atmósfera hacia el sistema más el producido por fricción y turbulencia en la bomba aumenta la temperatura
del líquido hasta su punto de
burbuja.
Especifique una línea de
venteo con tuberías para ser
colocada desde el cuerpo (o
descarga) de la bomba hasta
la entrada del recipiente de
succión para devolver los vapores generados durante el
enfriamiento de la bomba.
––––––––––
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CARACTERISTICAS DE SERVICIO DIFICIL
Requerimiento de
Servicio Difícil
VI.
Presión de
Succión Alta
Problemas Particulares
y Causas
Soluciones típicas de
diseño de servicio
Soluciones típicas de
ingeniería de detalle
Los hidrocarburos líquidos a
baja temperatura tienen una
baja lubricidad para la lubricación de los sellos mecánicos.
––––––––
La pobre lubricación se reme
día con una combinación de
cara de sello óptimo, es decir,
carburo de tungsteno y carbono. A veces se usan sellos dobles.
Las gomas sintéticas para
sella do secundario en los
sellos mecánicos se endurecen a temperaturas por
debajo de –30°C (–20°F),
perdiendo la resiliencia necesaria para un sellado perfecto.
––––––––
El teflón, el grafito y los fuelles
son capaces de trabajar a temperaturas más bajas que las
gomas sintéticas.
El comportamiento del sello
del eje es crítico debido a la
alta presión diferencial en el
sello.
––––––––
Las estoperas se hacen profundas para permitir varios diseños de sello y flexibilidad en
el control del ambiente de sello. Lo platos de sellos son
equipados con forros de estrangulación o con empaque
auxiliar para controlar las pérdidas grandes.
La carga hidráulica sobre
las caras de los sellos mecánicos tiende a ser alta.
––––––––
Sellos de balance requeridos
para P1 por encima de 520
kPa (75 psig).
Tendencia a alta presión
axial en los cojinetes de muchas bombas debido a la
carga axial no balanceada
en el área de sección transversal del eje.
––––––––
La presión es parcialmente balanceada por la localización de
los anillos de desgaste y los
orificios de balance del impulsor.
VII.
Partículas de
Sólido Grandes
Las partículas grandes se
instalan en el impulsor de
una bomba centrífuga causando desbalance y vibración. Las partículas grandes dañan los rotores de las
bombas rotativas y las válvulas de las bombas reciprocantes.
Especifique que se instale
una malla de succión permanente y un moledor de coque
en las bombas centrífugas.
Algunas bombas “demoledoras de coque” rompen las partículas contra un poste estacionario adyacente al ojo del
impulsor; algunas usan impulsores abiertos y rompen las
partículas contra un plato de
desgaste.
VIII.
Partículas
Erosivas
Los sólidos abrasivos causan erosión de las superficies de la bomba a alta velocidad. Si el líquido es también corrosivo, la velocidad
del daño puede ser muy alta.
Especifique construcción para suspensión de sólidos.
Ver MPD–02–P–05.
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CARACTERISTICAS DE SERVICIO DIFICIL
Requerimiento de
Servicio Difícil
IX.
X.
XI.
Sólidos Finos
Corrosividad
Toxicidad
Problemas Particulares
y Causas
Soluciones típicas de
diseño de servicio
Soluciones típicas de
ingeniería de detalle
Especifique un accionador
de velocidad variable, en vez
de control con válvula de
control. Especifique flujo externo (flushing) limpio para
los anillos de desgaste y los
sellos del eje.
El lavado de los anillos de desgaste es sólo efectivo marginalmente y no se puede negar
la necesidad de otras precauciones como dispositivos de
retención de sólidos, selección de materiales, velocidad
baja, etc.
Los sellos del eje son más
sensibles a los sólidos abrasivos en el rango de 1–50
micrómetros (= micrones),
que en partículas mayores.
Describa completamente el
contenido de sólidos en las
Especificaciones de Diseño.
Especifique flujo limpiador
externo o sellos dobles.
Use ciclones separadores auto–limpiantes.
El desgaste rápido de los cojinetes y de los engranajes
de distribución en las bombas rotativas con cojinete interno. Los sólidos también
desgastan los rotores de las
bombas de engranaje de
contacto y tipo tornillo.
––––––––––
Fuera de engranaje de distribución y construcción de cojinetes.
Las partes de sello mecánico son particularmente vulnerables al ataque corrosivo
porque operan en una región de alta turbulencia de líquido y alta temperatura en
las superficies de contacto.
Sellos individuales usualmente
son
adecuados.
Cuando la corrosión es severa, considere el uso de sellos
dobles.
Se aplican materiales resistentes a la corrosión como
Hastalloy, Ni, grafito y cerámicas. Con sellos dobles los elementos metálicos se arreglan
para exposición al sellador no
corrosivo. Con sellos individuales, se usan los tipos externos que colocan los elementos metálicos en aire en vez de
en bombeo.
Las pérdidas pueden corroer las partes estructurales de la bomba, el plato de
base, los equipos cercanos
y la tubería metálica de drenaje.
––––––––––
Coloque placas de plomo o fibras de vidrio en el área de la
estopera para desviar y controlar el choque. Aplique un engranaje de enfriamiento o un
plato de collarín y una tubería
de pérdida a un punto de descarga adecuado, utilizando
material de tubería adecuado.
Pérdidas peligrosas para el
personal.
––––––––––
Lo mismo que para corrosión.
Remoción y reparación de
bombas de líquidos tóxicos
es peligroso para el personal de mantenimiento si algo
del líquido tóxico queda en
el cuerpo del motor.
––––––––––
Suministre en las tuberías conexiones de lavado. Instale
una válvula tapada en la conexión de desagüe del cuerpo.
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CARACTERISTICAS DE SERVICIO DIFICIL
Requerimiento de
Servicio Difícil
XII.
Alta Viscosidad,
Alto Punto de
Fluidez
Problemas Particulares
y Causas
Los líquidos con alto punto
de fluidez y viscosidad alta
hacen difícil el arranque.
Soluciones típicas de
diseño de servicio
Especifique una fuente de
purga de líquido y conexiones para permitir el lavado
del líquido entre las corridas.
Soluciones típicas de
ingeniería de detalle
Suministre líneas de calentamiento según MID Vol.13
HD–201–R.
Especifique camisas de vapor para el cuerpo y estopera
de la bomba.
Las pérdidas de líquido se
acumulan en el plato base,
creando problemas de mantenimiento.
Especifique un sello mecánico con facilidades de flujo y
purga.
Use contacto con vapor para
calentar el efluente de las estoperas. Drene las pérdidas al
sistema central de colección.
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ASPECTOS DIFICILES DE SERVICIOS ESPECIFICOS
Requerimiento de
Servicio Difícil
I.
II.
III.
Fondos
de
Destilación Atmosférica Alto
Flujo Alta Temperatura Punto
de Fluidez Alto
Sólidos en el Líquido
Fondos
de
Destilación al
Vacío Igual que
el Anterior
Suspensión del
Coquificador
en Lecho Fluidizado y Fondos del Fraccionador
de
Craqueo Catalítico Alta Temperatura Erosión Sólidos Finos
Problemas Particulares y
Causas
Soluciones típicas de
diseño de servicio
Soluciones típicas de
ingeniería de detalle
Especifique el flujo externo
de lavado (para estopera),
garganta de estrangulación,
sellos de alta temperatura,
enfriamiento por contacto de
vapor.
Use sello mecánico de alta
temperatura.
Especifique que el drenaje y
venteo del cuerpo, si existen,
vayan a un sistema cerrado.
Diseño de sistema de protección de fuego.
El líquido bombeado se solidifica en el cuerpo si se deja
adentro durante el enfriamiento.
Especifique el flujo de hidrocarburos para lavado del líquido bombeado de alta viscosidad desde el cuerpo de
la bomba durante las paradas.
–––––––––––
La cebadura de la bomba es
difícil.
Coloque una línea de venteo
desde la descarga de la bomba hasta la torre (con trazas
de vapor).
––––––––––––
Entrada de aire en la bomba
a través del sello, debido a
succión de vacío.
Especifique una fuente para
flujo externo de lavado (o sello) de estoperas que está
disponible antes del arranque de la bomba.
Seleccione el diseño de bomba que produce presión positiva en la estopera, a pesar de la
presión de succión negativa.
Erosión del cuerpo y el impulsor. Exceso de vibración
debido a tranca del impulsor
por “rocas” sólidas.
Minimice los requerimientos
de cabezal (por debajo de
180 m (600 pie)) para evitar
una velocidad alta de la boquilla del impulsor o el uso de
múltiples etapas. Especifique una malla de retención
permanente.
Especifique
una construcción con moledor de coque.
Recubra el impulsor y el cuerpo con un material duro como
la stellita (la experiencia disponible
es
limitada).
––––––––––––
Vida corta del empacado o
del sello debido a sólidos finos abrasivos.
Especifique un sello mecánico limpiado con gasóleo puro. Instrumentos para asegurar la no interrupción del suministro de líquido de limpieza externo.
Use sello de tipo fuelle de alta
temperatura con tolerancia demostrada para los sólidos.
Peligro alto de fuego debido
a combinación de sello difícil
del eje, temperatura alta y
caudal de flujo alto (diámetro grande de estopera).
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ASPECTOS DIFICILES DE SERVICIOS ESPECIFICOS
Requerimiento de
Servicio Difícil
IV.
Fondos de Alquitrán
del
Fraccionador
Primario
del
Craqueador
con Vapor Solidos Grandes
Sólidos Finos
Punto de Fluidez Alto Alta
Temperatura
Problemas Particulares y
Causas
El espacio de los anillos de
desgaste se llena con partículas de coque presentes
en el alquitrán. La viscosidad del fondo varía ampliamente, 2 a 5000 mm2/s (2 a
500 cSt), dependiendo de la
alimentación, modo de operación y condiciones que
causan taponamiento.
Soluciones típicas de
diseño de servicio
Especifique anillos de desgaste con limpieza externa.
A veces una bomba reciprocante se especifica como un
repuesto extra.
Soluciones típicas de
ingeniería de detalle
Use un espacio libre de anillos
de desgaste 10–20% mayor
que el valor mínimo según API.
–––––––––––––
Suministre una línea de reciclo para que se mantenga el
flujo a un caudal alto a través
de la tubería de succión y la
bomba, independientemente
de la operación del proceso.
V.
Emulsiones de
la Unidad de Alquilación (del
Reactor
al
Asentador)
NPSH Insuficientes
Taponamiento de la línea de
succión debido a acumulación de coque.
––––––––––––
Minimice la longitud de tubería
y el número de codos; suministre una pendiente positiva continua.
Los hidrocarburos y los
componentes ácidos en la
mezcla tienen densidades
absolutas muy diferentes; la
composición del fluido bombeado varía desde rica en
hidrocarburos hasta emulsiones promedio y hasta ricas en ácido.
Especifique el NPSHD en base de hidrocarburo puro. Especifique la construcción de
bomba vertical. Especifique
los extremos de densidad
absoluta.
Diseñe la bomba para un cabezal correspondiente a una
densidad absoluta mínima.
Seleccione el tamaño del accionador para densidad absoluta máxima.
El acumulador para la succión de la bomba tiene características dinámicas no
usuales que pueden causar
funcionamiento inestable e
inconstante de la bomba; la
composición del fluido retenido tiende a cambiar rápidamente con el caudal de
flujo.
Especifique un rompe vórtice
y un punto de descarga para
la mayoría de las mezclas
uniformes existentes en la línea de succión.
Coloque un regulador NEMA
Clase B o mejor para los accionadores de turbinas de vapor
para minimizar la velocidad de
fluctuación.
Especifique un control de
bomba con atención especial, reconociendo las características no usuales del sistema.
Asegúrese que la velocidad de
respuesta del controlador de
flujo de la bomba sea ajustable, y que el sensor de nivel
sea arreglado para cambios
en las condiciones de la mezcla.
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ASPECTOS DIFICILES DE SERVICIOS ESPECIFICOS
Requerimiento de
Servicio Difícil
Problemas Particulares y
Causas
Soluciones típicas de
diseño de servicio
Soluciones típicas de
ingeniería de detalle
Cavitación cuando se usa
un factor de seguridad de
NPSH bajo y cuando el margen entre NPSHD y NPSHR
es pequeño. Mantenimiento
alto debido a la corrosión y
erosión.
Use un factor de seguridad
de 1.6 para NPSH. Especifique los anillos de des gaste
con recubrimiento de acero
inoxidable o cerámica y no
carburo de tungsteno que
degenera en catacarb.
No se requiere un margen entre el NPSHD y NPSHR si se
usa un factor de seguridad
conservador. No se use cobre,
bronce o aluminio para componentes mojados por el fluido.
La vida mecánica del sello
es corta debido a la baja lubricidad y la descarga de vapores de CO2.
Sello individual con agua
fresca como fluido de lavado.
–––––––––––
VII. Fenol Toxicidad
Se requiere confiabilidad alta en el sello del eje y control
de fugas.
Ver MDP–02–P–09
para
el sistema mínimo recomendado.
Un sistema alterno a veces
usado es un forro de estrangulación de poco espacio de holgura y enfriamiento por contacto con vapor, llevando con
tuberías el desagüe del plato
prensa–estopa a un tanque
cerrado de colección. Se puede usar un sello externo en vez
de un empaque auxiliar, con
una fuente de aceite presurizado o una tubería vertical atmosférica rellena de aceite y
llevada a un punto de descarga de sobreflujo.
VIII. AAC (Acetato
de Amonio Cuproso)
El sellado del eje es difícil
debido a la vaporización instantánea de la solución en la
cara del sello, rayado y cristalización en la cara del sello, ensuciamiento del plato
de base con fugas solidificadas.
Ver MDP–02–P–09
––––––––––
IX. Carbamato de
Amonio (Urea
Intermedia)
Daño de cavitación cuando
se usan los márgenes normales de NPSH, debido a
complejidad e in certidumbre en los cálculos de la presión de vapor del carbamato.
Use un factor de seguridad
de NPSH en el orden de 2 tan
alto como resulte práctico,
para evitar la vaporización.
Consulte a los especialistas
de máquinas y use datos
NPSHR del suplidor con experiencia en este servicio. Algunos diseñadores proveen
(30 m (100 pie)) de NPSHD.
––––––––––
X.
Cavitación cuando se usan
los márgenes normales de
NPSH.
Use el factor de seguridad
NPSH en 1.25. Especifique
una peque ña conexión taponada en la succión de la
bomba para inyección temporal de nitrógeno a fin de mitigar los efectos de cavitación.
––––––––––
VI. Catacarb (Solución de Carbonato y Potasio) Gases Disueltos Sólidos
Finos
Solvente Pobre
Sulfolane
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ASPECTOS DIFICILES DE SERVICIOS ESPECIFICOS
Requerimiento de
Servicio Difícil
Problemas Particulares y
Causas
Soluciones típicas de
diseño de servicio
Soluciones típicas de
ingeniería de detalle
Taponamiento de las mallas
de retención de succión permanentes.
Especifique que las mallas
de retención permanentes se
diseñen para limpieza rápida.
––––––––––
El líquido tiene un valor muy
alto.
Especifique que se coloque
un sistema de colección para
las fugas por las estoperas.
–––––––––––
XI. Productos de
Hidrocarburos
Livianos: Metano,
Etileno,
Propano, Propileno, Butano
El arranque es difícil por el
enfriamiento de la línea de
succión y el cuerpo de la
bomba tiende a vaporizar líquido.
Especifique la colocación de
la línea de venteo para enfriamiento.
–––––––––––
Baja Temperatura
La minimización de la elevación de los tanques de almacenamiento
causa
un
NPSHD muy bajo.
dar un NPSHD bajo.
Seleccione una construcción
de bomba vertical para acomodar un modelo con NPSHR
no mayor que 0.3 m (1 pie), para obtener la mayor flexibilidad
de servicio.
Las bombas se arrancan remota mente para operaciones de carga.
Especifique un venteo de enfriamiento y un sistema automático de desvío de flujo mínimo.
Considere alarma de falla de
sello y otra instrumentación de
prevención de falla.
XII. Aceite
Combustible Viscosidad Alta Sólidos Alta Confiabilidad
Hasta una falla pequeña de
flujo de aceite combustible a
las corrientes de las calderas apaga la caldera.
Especifique un acumulador
en la descarga de la bomba
para suplir flujo en el arranque de la bomba de reserva.
XIII. Asfalto Viscosidad Alta, Punto
de Fluidez Alto.
Temperatura
Alta de Sólidos
Finos
El sellado del eje es difícil
debido al contenido de sólidos . del fluido, coquización
de las fugas del sello y solidificación . líquido alrededor
del sello en las paradas.
Servicio de bombas rotativas
Contenido de sólido 0.1%,
especifique empaque. Contenido de sólidos 0.1%, especifique sello mecánico con
estoperas, forro de estrangulación y convertibilidad a empaque.
Sellos tipo fuelle para sensibilidad de sólidos.
Servicio de bombas centrífugas. Sólidos 2.0%, especifique los sellos mecánicos con
estoperas convertibles a empaque.
–––––––––––
Todos los servicios Especifique flujo externo para lavar
las estoperas durante las paradas, y en uso continuo si se
demuestra que se requiere
según la experiencia de servicios.
Estoperas con serpentines de
calentamiento.
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ASPECTOS DIFICILES DE SERVICIOS ESPECIFICOS
Requerimiento de
Servicio Difícil
XIV. Circulación de
Agua de En–
friamiento Alto
Flujo Alta Confiabilidad
XV. Agua de Alimentación
a
Calderas
Problemas Particulares y
Causas
Soluciones típicas de
diseño de servicio
Soluciones típicas de
ingeniería de detalle
Oxidación de asfalto y formación de coque en las líneas y las bombas cuando
se usa aire comprimido como purga.
Coloque facilidades de desagüe para purgar la bomba y
las líneas con un aceite más
liviano cuando la bomba está
apagada.
––––––––––
Coquización del contenido
de la bomba debido a calor
cuando las bombas con camisas de vapor están paradas en servicios intermitentes.
Lo mismo que arriba.
Prepare instrucciones de operación para calentamiento del
cuerpo.
NPSHR usualmente mayor
que 7.6 m (25 pie), haciendo
crítico el diseño del sistema
de succión.
Especifique que las bombas
horizontales, si se usan, se
de ben colocar debajo del nivel de agua (cebadas por
gravedad).
Para bombas horizontales, la
excavación de la bomba no
debe ser más profunda que
1.2 m (4 pie), debajo del nivel.
El NPSHR es especificado por
el diseñador de bombas ajustando la profundidad de submergencia del ojo del impulsor.
Las plantas de proceso típica mente requieren que el
50% del flujo normal deba
ser mantenido durante una
falla de potencia.
La instalación más común es
de dos motores que manejan
bombas al 50% en reserva,
que arranca automáticamente por presión de cabezal de
descarga bajo.
–––––––––––
El mantenimiento es difícil
debido al gran tamaño de la
bomba.
–––––––––––
La bomba horizontal es preferida sobre la construcción vertical por desensamblamiento
más fácil y remoción del rotor.
El empleo de turbinas de vapor para mover bombas verticales grandes es complejo
y costoso debido a la falta de
grandes turbinas verticales
y el arreglo de ángulo recto
requerido con las turbinas
horizontales.
Especifique que las bombas
pueden ser horizontales o
verticales e indique una multiplicidad de arreglos que son
alternativas aceptables al diseño específico (por ejemplo, unidades 4–33% como
alternativa
a
unidades
3–50%).
Un estudio de optimización determina la selección entre tipo
de bomba horizontal o vertical
y selección entre arreglos múltiples especificados para ser
aceptales.
El ensuciamiento de los
equipos aguas abajo por
piezas perdidas o desechos
en sistemas directos.
Especifique los detalles de la
base de la bomba incluyendo
las rejillas; también tensores
en la descarga de la bomba.
–––––––––––
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ASPECTOS DIFICILES DE SERVICIOS ESPECIFICOS
Requerimiento de
Servicio Difícil
Requerimientos Altos de
Confiabilidad
Problemas Particulares y
Causas
Soluciones típicas de
diseño de servicio
Soluciones típicas de
ingeniería de detalle
Corrosión por erosión de
cuerpos de acero colado e
internos debido a corrosión
de agua deareada (contenido bajo de oxígeno).
Considere el cromo al
11–13% para tiempo de vida
de servicio mayor, especialmente para partes adyacentes a zonas de escape de
caída de presión alta.
–––––––––––
Las condiciones de succión
y el caudal de flujo pueden
cambiar más rápidamente
que muchos servicios debido al cambio repentino del
sistema de vapor.
Use un factor de seguridad
de NPSH de 1.25.
–––––––––––
Coloque un sistema de desvío de flujo bajo para cada
bomba.
Ver MDP–02–P–09.
El raspado, escoriado y erosión de los forros de interfase debido a ingestión sucia
y la resistencia al raspado
de materiales de forro comúnmente usado.
Especifique recubrimiento
de estelita para forros de inter–etapas.
––––––––––
Una cantidad significativa
de agua de alimentación a
calderas es a veces necesaria para procesos o servicios
a una presión bien por debajo de la presión completa de
la caldera, incitando al diseño de un servicio de dos
bombas en serie. Con bombas en serie, la confianza
sobre el servicio depende
de dos unidades de bombas
y la estabilidad operacional
peligra por los cambios rápidos en la descarga de flujo al
servicio intermedio de presión.
Si el caudal de descarga de
presión intermedia es pequeña, use un sólo servicio de
bombeo con una boquilla de
corriente lateral en la bomba.
Si el caudal de descarga de
presión intermedia es alta,
use un servicio de bombeo
doble, cada una descargando al nivel de presión.
–––––––––– ––––––––––
Si la selección de diseño
económico es la de bombas
en serie (para incluir de paso
un calentador de agua al nivel intermedio de presión)
maneje ambas bombas con
un accionador común para
simplificar la coordinación
del servicio.
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TITULO
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PAG. REV.
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1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 CAVITACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
5 NPSH DISPONIBLE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4
6 REQUERIMIENTOS DE NPSH, NPSHR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
6
7 EVITANDO LA INSUFICIENCIA DE NPSH . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
11
8 NPSH EN LA TERMINOLOGÍA DE BOMBAS DE
DESPLAZAMIENTO POSITIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
13
9 VELOCIDAD ESPECIFICA DE SUCCIÓN . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
13
10 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
14
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ALCANCE
Este Documento consolida la mayor parte de los antecedentes acerca del cabezal
neto de succión positiva (NPSH) necesario para diseñar servicios de bombeo. Se
incluye, por conveniencia, datos para la estimación de los requerimientos de
NPSH de bombas centrífugas y de desplazamiento positivo en los Documentos
MDP–02–P–02, MDP–05–P–06 y MDP–02–P–08.
2
REFERENCIAS
Manual de Ingeniería de Diseño
Volumen 14 Equipos Rotativos.
3
ANTECEDENTES
El NPSH ha sido objeto de confusión entre los diseñadores de servicios de
bombeo debido a la proliferación de terminología relacionada y a la mala
interpretación de la diferencia entre los requerimientos de NPSH de una bomba
y el NPSH disponible para la misma en un diseño de servicio de bombeo dado.
Se recomienda por lo tanto, ser cuidadoso no solamente en el cálculo de valores
específicos, sino también en los términos seleccionados para ser usados en el
texto de la especificación de diseño.
4
CAVITACION
¿Qué es Cavitación?
La cavitación es un término estrechamente relacionado y casi sinónimo de
ebullición. El término “ebullición” normalmente describe la formación de burbujas
de vapor que ocurre cuando la presión de vapor de un líquido aumenta (con un
incremento de temperatura) hasta un punto en el que iguala o excede la presión
estática a la cual el líquido está expuesto. La “Cavitación” ocurre cuando la presión
estática del líquido cae hasta o por debajo de la presión de vapor en un sistema
de líquido en movimiento. Las burbujas de vapor formadas en la cavitación son
subsecuentemente implotadas con el incremento de presión estática. La
cavitación comúnmente ocurre en y alrededor del impulsor de una bomba
centrífuga y la propela de un barco. El término “cavitación” se aplica muy
específicamente a la formación y subsecuente implosión de las burbujas de vapor,
pero también es usado para referirse a alguna de las manifestaciones de actividad
de burbujas, tales como:
1.
Picadura y erosión de la superficie del metal.
2.
La capacidad del cabezal se reduce debido a turbulencia y bloqueo del
pasaje del flujo.
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3.
Limitación de flujo debido al bloqueo del pasaje del flujo.
4.
Ruido de crepitación o golpeteo, como si la bomba estuviese llena de sólidos,
causados por la implosión de las burbujas.
La fuerza tendiente a eliminar la cavitación es el margen por el que la presión
estática local del líquido excede la presión de vapor del líquido a la temperatura
en cuestión. Cuando es convertido en términos de cabezal de líquido, este
margen de presión es definido como el cabezal neto de succión positiva,
comúnmente denominado NPSH.
Salida de Gases Disueltos
Estrechamente relacionado con la cavitación está la separación de gases
disueltos en el líquido, tal como el bióxido de carbono en una solución de aminas
o el aire en agua. Una porción de gases disueltos se libera de la solución cuando
la presión del líquido disminuye en la línea de succión de la bomba y la velocidad
aumenta cuando el líquido se aproxima al ojo del impulsor. Las burbujas de gas
arrastradas crecerán en tamaño y se pueden aglomerar cuando la presión
disminuye. Las burbujas de gas formadas pasan a través de la bomba como si
fuera una mezcla de dos fases, en vez de implotar y condensar, como en la
cavitación.
Los efectos de la separación del gas son más suaves que los de la cavitación
debido a la mayor compresibilidad de las mezclas de líquido / gas. Donde la
cavitación ocurre simultáneamente con la separación de gas, los efectos de ruido
y daño del metal por la cavitación tienden a disminuir. Con la presencia de
burbujas de gas separadas, las ondas de choque producidas por la implosión en
la cavitación son amortiguadas. Por ejemplo, el aire inyectado o mezclado en la
succión de una bomba de agua operando con cavitación, tiende a reducir el ruido
causado por la cavitación.
Mecanismo de Cavitación
El margen entre el NPSH disponible a la succión de la bomba y el requerido por
la bomba para una buena operación tiende a disminuir con el aumento del caudal
de flujo en dirección al punto de la cavitación inicial debido a lo siguiente:
1.
El NPSH disponible en la succión de la bomba tiende a disminuir con el
aumento del caudal de flujo a medida que la caída de presión en la línea de
succión incrementa. Esto se puede notar particularmente cuando las
bombas son operadas en paralelo, pero con la línea de succión
dimensionada para la operación de una sola bomba.
2.
El NPSH requerido incrementa a medida que el caudal de flujo aumenta
debido al incremento en la caída de presión causada por el incremento de
velocidad a medida que el líquido fluye al ojo del impulsor.
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Esta tendencia se ilustra en la Figura 1.
A medida que el margen entre el NPSH disponible y requerido se aproxima a cero,
las burbujas de vapor y los “espacios” de la cavitación inicial comienzan a formarse
en las áreas de presión baja de los pasajes del impulsor, especialmente en el lado
trasero de los álabes cerca de los bordes de entrada. Las burbujas crecen a
medida que el margen de NPSH alcanza cero y se convierte en negativo. Mientras
las burbujas son llevadas del espacio de vapor hacia la zona de presión más alta
del impulsor (la periferia en las bombas centrífugas) ellas colapsan, causando
esfuerzos locales de compresión altos en la superficie del impulsor. El ruido se
genera por la actividad implosiva de la burbuja.
Cuando los espacios de vapor se hacen lo suficientemente grandes como para
bloquear una porción significativa del pasaje de flujo entre álabes, no se puede
obtener un aumento del flujo y la bomba opera en un segmento vertical de su curva
de cabezal–capacidad. Se dice que opera “en el punto de ruptura”.
Severidad de los Daños Mecánicos
La severidad del deterioro del metal (por formación de hoyuelos) que resulta de
la cavitación tiende a incrementar a medida que aumentan los requerimientos de
NPSH debido al aumento en la fuerza de implosión de las burbujas. Las bombas
que operan con cavitación a caudales de flujo correspondientes a requerimientos
de NPSH entre 5 y 6 m (15 a 20 pie) experimentarán un rápido deterioro del metal,
mientras que las bombas operadas con cavitación a niveles de requerimiento de
NPSH de 1m experimentan una larga vida de servicio entre las reparaciones del
cuerpo.
5
NPSH DISPONIBLE
Cálculos
NPSHD es el termino comúnmente usado para designar al Cabezal Neto de
Succión Positivo disponible, y se define como el margen entre la presión actual al
nivel de referencia de la bomba y la presión de vapor a la temperatura de bombeo
del líquido, convertido a cabezal del líquido bombeado. El NPSHD resulta de las
condiciones existentes en la fuente de donde proviene el líquido y de los cambios
de presión y temperatura a lo largo de la línea de succión. Cuando se selecciona
un modelo específico de bomba y se diseña su base, el NPSH disponible se puede
corregir al valor existente según la ubicación real de la línea central de la bomba
o de la brida de succión, para establecer la comparación con los requerimientos
de NPSH de la bomba particular.
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El cálculo de NPSHD requiere la determinación de la presión de vapor del líquido
a la temperatura de bombeo, y una cuidadosa estimación de la presión de succión
existente al nivel de referencia de la bomba. El nivel de referencia de la bomba
se discute en MDP–02–P–02. El procedimiento de calculo de NPSHD se presenta
en MDP–05–P–06.
Influencia de la Estabilidad de Servicio en el NPSHD
Los servicios que tienen condiciones de succión estables y bien controladas
necesitan sólo un pequeño factor de seguridad en la determinación de NPSHD
para ser reportado en la especificación de diseño, es decir, 1.10, para asegurar un
funcionamiento de bomba sin cavitación. Los servicios que tienden a tener
cambios rápidos, frecuentes o severos en las condiciones de succión (flujo,
temperatura, presión, nivel) necesitan factores de seguridad mayores para cubrir
la mayoría de las variaciones. El servicio de agua de alimentación a calderas es
un ejemplo de este tipo de servicios, por lo que se recomienda un factor de
seguridad de 1.25.
No es necesario cubrir el 100% de todos los cambios de proceso posibles
mediante el factor de seguridad, ya que las consecuencias de la cavitación:
limitación de flujo, ruido y daño del metal a largo plazo son normalmente tolerables
por períodos cortos e intermitentes.
Convención de 7.6 m (25 pie) de NPSHD
El NPSH disponible pocas veces excede 7.6 m (25 pie) en el diseño práctico y
económico. Y aún cuando así sea, el valor final pocas veces influencia la selección
de la bomba. Como una convención, cuando el NPSH disponible que se calcula
es mayor de 7.6 m (25 pie), un valor de 7.6 m (25 pie) “mínimo” se especifica, en
vez del valor real. Además de simplificar el proceso de ingeniería, esto asegura
que las bombas no serán seleccionadas por rutina con requerimientos de NPSH
cercanos a los disponibles por encima del nivel de 7.6 m (25 pie). Esto es deseable
debido a que los efectos de cavitación en el funcionamiento y los deterioros
mecánicos son severos a niveles altos de NPSHR.
Esta convención puede ser obviada cuando las circunstancias justifican ingeniería
especial en los aspectos del servicio relacionados con NPSH, tal como cuando es
económicamente factible, y cuando el tamaño óptimo individual de bomba se
puede esperar que tenga un NPSHR por encima de 7.6 m (25 pie). En este caso,
los datos del suplidor se deben obtener para corroborar los datos estimados de
NPSHR a partir del MDP–02–P–02, y el NPSHD real se debe especificar, junto con
la información sobre los modelos disponibles de bombas.
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Impacto en la Selección de Bombas
La disponibilidad de NPSH tiene un impacto significativo en la selección de
modelos de bombas y, por lo tanto, en el costo de las mismas. Las siguientes guías
aproximadas resumen lo que se requiere para ajustar el NPSH disponible
especificado.
NPSHD, a 0.6 m (2 pie)
encima del suelo
m
0–0.3
pie
0–1
0.3–2
1–7
2–3.7
7–12
3.7
12
5.5
18
7.6
25
Impacto en la selección de bomba
NPSH insuficiente para cualquier bomba comercial
debido a pérdidas de entrada de la boquilla de
succión.
La selección de la bomba está limitada a bombas
verticales instaladas con el elemento de bombeo por
debajo del nivel de la menor elevación del impulsor
de la primera etapa a bombas horizontales reducidas
en capacidad operando a velocidades y flujos
menores que los de mayor eficiencia, y a ciertas
bombas en línea.
Se requiere de cautela en la selección de la bomba;
la elección del modelo es a veces limitada; a veces
se requiere una prueba de demostración del
funcionamiento.
Amplia selección de modelos hasta 160 dm3/s* (2500
gpm).
Amplia selección de modelos hasta 440 dm3/s* (7000
gpm).
Amplia selección de modelos hasta 690 dm3/s*
(11000 gpm).
* Estos valores varían con el cabezal
6
REQUERIMIENTOS DE NPSH, NPSHR
Generalidades
El NPSH “requerido” se refiere al NPSH que se requiere en la brida de entrada de
la bomba, o en la línea central del impulsor, según haya sido señalado por el
constructor, para una operación satisfactoria a las condiciones nominales
especificadas. Este representa el cabezal necesario para que el líquido fluya sin
vaporizarse desde la entrada de la bomba a un punto en el ojo del impulsor donde
los álabes comienzan a impartir energía al líquido. Esta es una característica
individual de cada bomba y está determinada por la prueba del suplidor. Es una
función del diseño del impulsor, el cuerpo de la bomba y la velocidad empleada.
Los valores mínimos promedio de NPSH “requerido” para la mayoría de las
aplicaciones de bombas centrífugas se muestran en las Figuras de documento
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MDP–02–P–02. Estos valores pueden normalmente ser satisfechos por todos los
suplidores sin involucrar los costos extras para la bomba o selecciones de baja
eficiencia. A capacidades grandes que requieren bombas grandes, los
requerimientos de NPSH pueden incrementar rápidamente, particularmente
cuando el cabezal alto o la temperatura alta limita el número de diseños
disponibles.
En aquellas circunstancias donde los costos u otras consideraciones resultan en
NPSH disponible por debajo de los requerimientos normales de una bomba, es
necesario suministrar una bomba especialmente calculada, usualmente con
penalización en costo, o en eficiencia, o en ambos.
Cuando el NPSH disponible es bajo (0.3–2 m (1 a 7 pie)), es muy importante que
se especifique con exactitud (con precisión dentro de 0.15 m (0.5 pie)), ya que el
tipo de bomba, la selección del modelo, y el costo son muy sensibles al valor de
NPSH disponible.
Donde se deban especificar valores bajos de NPSH disponible para bombas
centrífugas, se puede esperar costos extras de equipos. Por lo tanto, se debe
prestar especial atención a la elevación de equipos y su distribución con respecto
a la longitud y tamaño de tubería de succión y al número de accesorios utilizados.
El flujo máximo que se desea durante la operación se debe considerar cuando se
determinan las condiciones de NPSH para cualquiera de las siguientes
situaciones que puedan aplicar:
1.
Bombas que operan intermitentemente por debajo del caudal de flujo
nominal debido a cambios por control de nivel u otro cambio en el rango de
control.
2.
Dos (o más) bombas que a veces operarán con una línea de succión
dimensionada para la operación con una sola bomba.
3.
Operación a la máxima capacidad posible de la bomba tal como ocurre
cuando dos (o más) bombas operan normalmente en paralelo y una de ellas
se detiene repentinamente.
Si el uso de las Figuras de MDP–02–P–02 indican que el requerimiento de NPSH
de modelos normales de bombas puede exceder los 7.6 m (25 pie), el diseñador
debe:
1.
Confirmar la precisión de sus cálculos de NPSHD y la base para el factor de
seguridad empleado.
2.
Reconsiderar la multiplicidad seleccionada para el servicio.
3.
Obtener datos actualizados del suplidor para complementar los datos
generalizados y típicos presentados en las Figuras de MDP–02–P–02.
Se debe reconocer que la inclusión de algunos ejemplos de diseño de bombas con
requerimientos de NPSH altos en la Figura 5 de MDP–02–P–02 no implica que los
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diseños óptimos de servicios de bombeo hayan sido desarrollados realmente con
esas bombas. En la práctica, raramente resulta económico aumentar la elevación
del recipiente de succión para lograr un NPSHD mayor de 7.6 m (25 pie).
Las figuras del MDP–02–P–07 incluyen una curva que presenta el cambio en
porcentaje promedio en el NPSH requerido para bombas centrífugas frente al
cambio de flujo.
Influencia de las Características del Líquido
Los requerimientos reales de NPSH de una bomba están influenciados por las
características del líquido que se bombea. Los líquidos puros tienden a causar un
requerimiento alto de NPSH para la bomba porque todo el líquido tiende a
vaporizarse a la misma condición de presión y temperatura, es decir, el líquido
tiene un punto de ebullición único. Flujos de mezclas líquidas tales como las
corrientes típicas de refinería causan una reducción en el NPSHR real con
respecto al de las corrientes puras, porque sólo una porción de la corriente ebulle
inicialmente.
La proximidad de un fluido a su punto crítico afecta el valor real de NPSHR, ya que
la violencia y las consecuencias de la cavitación se relacionan con el cociente de
la densidad del líquido y del vapor a las mismas condiciones. Cerca del punto
crítico del fluido las diferencias de densidad son pequeñas y el funcionamiento y
los efectos mecánicos se reducen correspondientemente. Por lo tanto, el NPSHR
se reduce. Por ejemplo, el requerimiento real de NPSH de una bomba que maneja
agua disminuye con el incremento de la temperatura y se vuelve cero a la
temperatura crítica del agua, 374.1°C (705.4°F).
La inclinación de la curva de presión de vapor del líquido (presión de vapor vs.
temperatura) a las condiciones de bombeo afecta la sensibilidad del NPSHR de la
bomba, ya que con una curva inclinada, un pequeño incremento de temperatura
por un deslizamiento interno de flujo puede causar un incremento grande en la
presión de vapor, reduciendo así el margen del NPSH.
El requerimiento real de NPSH para hidrocarburos tiende a ser menor que para
el agua fría, y menor que para agua a la misma temperatura. Entre los
hidrocarburos, el requerimiento de NPSH tiende a disminuir con el incremento de
la densidad absoluta (a la temperatura de bombeo), a disminuir con el incremento
de presión de vapor, y a disminuir con el incremento en la diversidad de la mezcla.
Desafortunadamente, sin embargo, la diferencia en requerimientos de NPSH
entre el agua fría y algún otro servicio líquido no se considera preciso,
acertadamente predecible, o lo suficientemente consistente como para uso
práctico en diseño ingenieril. El estimado de la cantidad de la reducción esperada
involucra cálculos largos, extrapolaciones y especulaciones. Cuando se trata de
mezclas de líquidos, tales como las corrientes típicas de hidrocarburos en
refinerías, las complejidades y las incertidumbres del comportamiento del líquido
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se multiplican. Por esta razón, las bombas se deben seleccionar en base a valores
de NPSHR probados con agua sin el uso de un factor de corrección.
El hecho de que el valor de NPSHR de la bomba está basado en datos del agua
y gravedad específica de 1.00 no debe ser confundido con el hecho de que el valor
de NPSHD se calcula y especifica en términos de cabezal de líquido bombeado,
con su densidad absoluta a las condiciones de bombeo. El valor de NPSHR puede
ser usado para calcular el margen de presión suficiente para suprimir la
vaporización de un líquido de servicio, y por ende, la presión mínima de succión
para que no haya cavitación tal como se indica a continuación:
ǒP1 * PVǓ líquido de servicio + NPSH R valor para el agua X ò g
F 3 gc
Ec. (1)
Todos los términos tal como se definen en MDP–02–P–02.
Ventajas y Desventajas de Bombas con Requerimientos Bajos de NPSH
Las bombas centrífugas con requerimientos bajos de NPSH tienden a permitir
ahorros en costos en la instalación de recipientes de succión y a ser afectados
menos severamente por la insuficiencia de NPSH, pero tienen ciertas desventajas
también, que frecuentemente superan las ventajas. Por conveniencia, las
principales ventajas y desventajas de las bombas bajo requerimiento de NPSH se
resumen aquí:
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Ventajas
Desventajas
Permite una elevación baja del recipiente de
succión.
La curva de cabezal–capacidad puede
probablemente
caer
y
requerir
controles especiales.
La eficiencia tiende a optimizarse a
flujo normal y bajo.
Permite el uso de una sola bomba en
operación en servicio de flujo alto, que
usualmente minimiza el costo total de
instalación de servicio de bombeo.
Los efectos de cavitación tienden a ser
moderados, relativos a las bombas con
NPSHR alto.
Las bombas verticales tienden a tener
requerimientos de mantenimiento alto,
debido a la multitud de espacios libres
de movimiento. Las fuentes de
suplidores y los modelos son limitados,
por lo tanto, la procura requiere
esfuerzo de ingeniería extra.
La
prueba
de
funcionamiento
frecuentemente resulta conveniente
para
verificar
las
ofertas
de
funcionamiento del suplidor.
Establecimiento de Datos de Requerimientos de NPSH
El caudal de flujo al cual comienza un deterioro significativo, debido a la cavitación,
no puede siempre ser observado en el campo como un claro cambio en el cabezal.
La transición de cavitación incipiente a cavitación parcial y hacia la “ruptura” es
relativamente suave dentro de un intervalo pequeño de flujo.
A pesar de que el grado de deterioro del cabezal que de muestra el requerimiento
del NPSH de las bombas no está definido en forma precisa, una reducción de 3%
en cabezal debido a cavitación es un valor guía en la industria.
Los suplidores de bombas establecen los datos de requerimientos de NPSH
realizando pruebas con agua en sus instalaciones de prueba para encontrar un
cambio brusco en el cabezal y en la eficiencia mientras producen un decremento
gradual en el “coeficiente de cavitación”, (sigma), mientras se ajusta la velocidad
de rotación para mantener constante la velocidad específica de la bomba. El
“coeficiente de cavitación” se define como:
s +
NPSH D
Cabezal por etapa
Ec. (2)
Estimación de Cambios en los Requerimientos de NPSH
Si los requerimientos de NPSH de una bomba en particular se conocen a alguna
capacidad particular, el requerimiento de NPSH a otras capacidades se puede
estimar con el uso de las curvas características promedio para requerimiento de
NPSH dadas en MDP–02–P–07.
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Cuando la velocidad de la bomba se cambia, el requerimiento de NPSH cambia,
y para un flujo dado, el nuevo requerimiento de NPSH se puede estimar usando
la definición del parámetro de velocidad específica de succión, que es constante
para un diseño de bomba dado. Resolviendo la fórmula de Sss Ec. (4) para NPSH
se obtiene:
4ń3
ǒNPSH R Ǔ
ȱF 7 N (Q)1ń2 ȳ
+ȧ
ȧ
Ȳ SSS ȴ
Ec. (2)
donde:
En
unidades
métricas
NPSHR
=
N
Q
Sss
F7
=
=
=
=
Cabezal neto de succión positiva
requerido
Velocidad de rotación de la bomba
Caudal de flujo volumétrico
Velocidad específica a la succión
Factor que depende de las
unidades usadas
m
rev/s
dm3/s
rev/s
1.63
En
unidades
inglesas
pie
rpm
gpm
rpm
1
Si sólo se cambia el diámetro del impulsor, se puede usar la curva original de
requerimientos de NPSH, que muestra NPSHR vs. Q.
7
EVITANDO LA INSUFICIENCIA DE NPSH
Los problemas de insuficiencia de NPSH son tan comunes y suficientemente
serios como para justificar consideraciones especiales acerca de como se pueden
evitar durante las etapas de diseño del servicio y diseño de la instalación. Los
métodos para evitar insuficiencia de NPSH obviamente caen en dos categorías
generales:
1.
Métodos de asegurar e incrementar el NPSHD suministrado en el sistema
2.
Métodos de obtención de NPSHR bajo.
La segunda categoría se explora durante las actividades de procura de la bomba.
A continuación se presentan algunos métodos específicos de la primera categoría
que son dignos de consideración cuando se diseñan servicios que son propensos
a sufrir problemas de cavitación (circulación de solución de catacarb,
hidrocarburos de baja temperatura, agua de alimentación a calderas, fondo de
torres de vacío, etc.):
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2.
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Durante la preparación de las especificaciones de diseño
a.
Use un factor de seguridad conservador en la determinación del valor de
NPSHD especificado.
b.
Aumente la altura del recipiente de succión.
c.
Coloque la bomba lo más cerca posible del recipiente de succión.
d.
Seleccione la salida del recipiente de succión donde hay menor
posibilidad de arrastre de vapor y coloque un rompe vértice en el
recipiente.
e.
Use un tamaño de línea de succión sobredimensionado para baja
velocidad.
f.
Coloque un enfriador en la línea de succión de la bomba para reducir la
presión de vapor del líquido.
g.
Coloque una bomba reformadora (”booster”) de bajo cabezal que puede
operar a velocidad baja y requerimiento bajo de NPSH para presurizar
la succión de la bomba principal. La coordinación de la operación de las
dos bombas se puede simplificar con el uso de un accionador común.
h.
Especifique una bomba vertical.
Durante el diseño de la instalación.
a.
Coloque el tope de la fundación tan cerca del suelo como sea posible
para bajar la línea media de la bomba.
b.
Minimice el número de codos en la línea de succión.
c.
Dele una disposición a la tubería de succión para que tenga una
pendiente descendente constante, evitando cualquier punto alto
(pendiente mínima 0.02 mm/mm (1/4 pulg por pie) ó el 2%).
d.
Use reductores excéntricos donde sea necesario un cambio en el
tamaño de línea y oriente el reductor con la línea central del extremo
pequeño por encima de la línea central del extremo grande (para evitar
un punto alto que pueda recolectar una burbuja de vapor).
e.
Aísle la tubería de succión del calor de la atmósfera cuando se manejen
líquidos volátiles a bajas temperaturas.
f.
Si el cuerpo de la bomba no es auto–ventilante, coloque un venteo en
el recipiente de succión.
g.
Recalcule el NPSHD después que los arreglos de la tubería de succión
han sido detallados para establecer la comparación con el NPSHR de la
bomba.
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NPSH EN LA TERMINOLOGÍA DE BOMBAS DE
DESPLAZAMIENTO POSITIVO
Los suplidores de bombas de desplazamiento positivo comúnmente usan el
término “esfuerzo de succión máximo permisible” (ESMP), que se expresa en kPa
(pulg de mercurio al vacío), en lugar del término NPSHR, el cual se expresa en m
(pie) líquido bombeado. El ESMP define el vacío máximo permisible que la bomba
puede tolerar en su brida de entrada antes de que comience la cavitación. ESMP
y NPSHR están directamente relacionados, ya que ellos expresan el mismo
concepto pero en unidades y marcos de referencia diferentes. Note que el NPSHR
es en valor absoluto, mientras que ESMP tiene como referencia la presión
atmosférica.
La conversión de ESMP a NPSHR se obtiene así:
CNSP R +
F 8 ǒF9 – ESMPǓ gc
ò
g
Ec. (3)
donde:
En unidades
métricas
ESMP
=
F8
=
F9
=
Esfuerzo
de
succión
máximo
permisible
Factor que depende de las unidades
usadas
Factor que depende de las unidades
usadas
kPa man.
1
101
En unidades
inglesas
pulg de Hg
70.726
29.9
Las demás variables tal y como fueron definidas anteriormente.
Las especificaciones de diseño no deberían usar la terminología de ESMP para
diseños de servicios de bombas de desplazamiento positivo. Las conversiones las
pueden hacer los suplidores cuando así lo requieran.
9
VELOCIDAD ESPECIFICA DE SUCCIÓN
El parámetro “velocidad específica de succión” caracteriza el requerimiento de
NPSH de una bomba. Una bomba con velocidad específica de succión alta tiene
baja tendencia a cavitar, aún a velocidades altas, y se requiere un diseño detallado
del pasaje de flujo para lograr esta calidad. Una bomba con velocidad específica
de succión baja tiende a requerir más NPSH para evitar la cavitación, pero
probablemente es más barata y resulta más fácil de conseguir en el mercado
comercial.
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Los diseñadores de proceso pueden hacer uso de este parámetro en el cálculo de
una nueva aplicación para bombas existentes y en el establecimiento de la
funcionalidad y precisión de las propuestas de selección de la bomba. La
velocidad específica de succión se define como:
S SS + F 7 N X
Q 1ń2
Ec. (5)
ǒNPSH R Ǔ3ń4
La factibilidad y la sofisticación de diseño de las bombas centrífugas se puede
juzgar usando la velocidad específica de succión y las siguientes guías:
Velocidad Específica de Succión
Sss
rev/s
rpm
Hasta 140
hasta 8500
140–170
8500–10000
170–215
10000–13000
215–315
13000–19000
Por encima
de 315
Por encima
de 19000
Comentarios
Fácil de diseñar: modelos ampliamente
disponibles
Diseño de ingeniería más preciso; suficientes
fuentes para procura competitiva.
Diseño de alta ingeniería; fuentes comerciales
limitadas a las que poseen experiencia extensa y
facilidades de pruebas: usualmente se justifica
una prueba de funcionamiento.
Diseño muy especial; factible, pero raramente
práctico para aplicación comercial. Caudal de
flujo de operación limitada a un rango pequeño
cerca de PME.
No factible.
La comparación del Sss para la selección de una bomba propuesta según el
criterio anterior permite una indicación aproximada de la sofisticación del diseño
hidráulico de la bomba, e indica la necesidad de verificar con pruebas el
funcionamiento predicho. Si la velocidad específica de succión de una bomba
propuesta es alta, se puede lograr un valor más bajo: incrementando el NPSH
disponible, usando una bomba de doble succión (para doble succión, use 1/2 de
Q en el cálculo), reduciendo la velocidad de la bomba (y por ende, su curva de
cabezal–capacidad) e incrementando el número de etapas.
Si el NPSH disponible es conocido, la velocidad máxima permisible de la bomba
se puede calcular sustituyendo NPSHR por NPSHD en la fórmula anterior. Con esta
velocidad, se puede estimar la máxima curva de cabezal–capacidad).
10 NOMENCLATURA
(MDP–02–P–02).
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Fig 1. RELACION DE CNSPD Y CNSPR CON EL CAUDAL DE FLUJO.
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Indice
1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 ILUSTRACIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
5 INFLUENCIA DEL DISEÑO DE SERVICIO SOBRE
LA SELECCIÓN DEL TIPO DE BOMBA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
6 COMPARACIÓN DE TIPOS DE BOMBAS Y ESTILOS DE
CONSTRUCCIÓN . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
7 BOMBAS CENTRIFUGAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4
8 BOMBAS DE FLUJO AXIAL . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
20
9 BOMBAS RECIPROCANTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
20
10 BOMBAS ROTATIVAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
20
11 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
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ALCANCE
Este Documento presenta información acerca de los tipos de bombas disponibles
comercialmente para cumplir diversos requerimientos de servicio en las áreas de
aplicación de: procesos, químicos y servicios. Se desea ayudar al diseñador del
servicio a especificar el mejor tipo general de bomba para un determinado servicio,
y familiarizarlo con los factores que afectan la selección de los estilos de
construcción y las características del diseño específico.
2
REFERENCIAS
American Voluntary Standard for Centrifugal Pumps for Chemical Industry Use.
Proposed Voluntary Standard for Vertical in–line Centrifugal Pumps for Process
Use, by Manufacturing Chemists Association.
API, Standard 610, Centrifugal Pumps for Petroleum, Heavy Duty Chemical, and
Gas Industy Service.
Perry’s Chemical Engineer’s Handbook – Section on Pumping Liquids and Gases.
3
ANTECEDENTES
La gran mayoría de las bombas que se usan actualmente en las refinerías, plantas
químicas y de servicios son centrífugas. El cambio de las bombas de
desplazamiento positivo principalmente reciprocantes comenzó en la década de
los 30 y se completó a mediados de los 50.
El diseñador del servicio de bombeo usualmente indica, en la Especificación de
Diseño, el tipo general de bomba, tal como se explica en este Documento. La
selección del estilo de construcción y las características de diseño usualmente se
realiza en la ingeniería de detalles. A veces, sin embargo, un estilo de
construcción y/o característica de diseño es tan importante para el cumplimiento
exitoso de un servicio que el diseñador del mismo especificará también este
detalle.
El tipo de bomba comúnmente usado en las aplicaciones de plantas de proceso
entra en las siguientes categorías: centrífuga, axial, tipo turbina regenerativa,
reciprocante, dosificadora, diafragma y rotativa.
4
ILUSTRACIONES
Las ilustraciones de tipos de bombas, estilos y nomenclatura de componentes se
pueden encontrar en Perry’s Chemical Engineer’s Handbook, Sección de
“Pumping of Liquids and Gases”. El apéndice de este Documento contiene
ilustraciones complementarias. (Figura 1).
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INFLUENCIA DEL DISEÑO DE SERVICIO SOBRE LA
SELECCIÓN DEL TIPO DE BOMBA
Los siguientes aspectos del diseño de servicio de bombeo tienen la mayor
influencia en la selección del tipo de bomba más económica, usualmente en este
orden:
1.
Caudal de flujo
2.
Requerimientos de cabezal
3.
Requerimientos de mantenimiento, confiabilidad
4.
Viscosidad a temperatura de bombeo y ambiente
5.
Requerimientos de control de flujo.
La selección del estilo particular de construcción, dentro de un tipo general, está
influenciada principalmente por:
6
1.
Presión de descarga
2.
NPSH disponible
3.
Temperatura del fluido
4.
Restricciones de instalación y oportunidades, tales como limitaciones de
espacio, montaje en línea, montaje directo de la bomba en un recipiente de
proceso, etc.
COMPARACIÓN DE TIPOS DE BOMBAS Y ESTILOS DE
CONSTRUCCIÓN
Generalidades
Los tipos y estilos de construcción de bombas usadas en servicios de bombeo en
refinerías, plantas químicas y de servicios se resumen y describen en las Tablas
1 y 2. Los valores reportados para los distintos parámetros de funcionamiento son
de naturaleza típica y descriptiva y no son suficientemente precisos para
propósitos de tomas de decisión.
Las bombas dinámicas ––centrífugas y axiales–– operan desarrollando una
velocidad de líquido alta y convirtiendo la velocidad en presión en un pasaje de
difusión de flujo. Tienden a tener una eficiencia menor que las bombas de
desplazamiento positivo, pero operan a una velocidad relativamente alta para
permitir un caudal de flujo alto en relación con el tamaño físico de la bomba. Las
bombas dinámicas tienden a tener requerimientos mucho menores de
mantenimiento que las bombas de desplazamiento positivo.
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Las bombas de desplazamiento positivo operan forzando a un volumen fijo de
líquido a ir desde la zona de presión de entrada de la bomba hacia la zona de
descarga. Esto se lleva a cabo intermitentemente en el caso de las bombas
reciprocantes y continuamente, en el caso de las bombas rotativas de tornillo y
engranaje. Las bombas de desplazamiento positivo operan a una velocidad
rotativa menor que las bombas dinámicas y tienden a ser físicamente más grandes
que las bombas dinámicas de igual capacidad.
Tipos de Bombas de Alto Cabezal
Los siguientes estilos de construcción de bombas están disponibles para
cabezales mayores que los de una centrífuga de una sola etapa (300 m),
ordenados en orden descendiente de conveniencia según sus requerimientos de
servicio y mantenimiento.
Estilo
Comentarios
Dos etapas de suspensión superior
Si se requiere lavado externo, asegúrese
que la presión sea suficiente para
oponerse a la presión que existe en la caja
de estoperas.
Adecuada para temperaturas y presiones
mayores que las bombas de alta
velocidad.
Con frecuencia son significativamente
más baratas que las bombas multietapa
para servicios dentro de sus rangos de
presión–temperatura, pero tienden a
tener un requerimiento de NPSH alto y
están limitadas a 230/260°C (450/500°F).
Bajo requerimiento de NPSH.
Alto
requerimiento de mantenimiento.
Caudales de flujo bajos, capacidad de
cabezal muy alta.
Multietapa horizontal
Alta velocidad
Multietapa vertical
Bombas reciprocantes
7
BOMBAS CENTRIFUGAS
Generación de Presión
Las bombas centrífugas comprenden una clase muy amplia de bombas en las que
la generación de presión se logra con la conversión del cabezal de velocidad en
cabezal estático. El movimiento rotativo de uno o más impulsores comunica
energía al fluido en la forma de un incremento de velocidad que se convierte en
cabezal estático útil en la sección de difusión del cuerpo. No hay válvulas en las
bombas de tipo centrífugo; el flujo es uniforme y libre de pulsaciones de baja
frecuencia. Como este tipo de bomba opera convirtiendo el cabezal de velocidad
en cabezal estático, una bomba que opera a velocidad fija desarrollará el mismo
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cabezal teórico en metros (pies) de fluido bombeado, independientemente de su
densidad. Sin embargo, la presión en kPa (psi) (correspondiente al cabezal
desarrollado) depende de la densidad del fluido.
El cabezal máximo (en m (pie) de fluido) que una bomba centrífuga puede
desarrollar se determina principalmente por la velocidad de la bomba (rps (rpm)),
el diámetro del impulsor, y el número de impulsores en serie. Refinaciones en el
diseño del impulsor y el ángulo de hoja principalmente afectan la pendiente y la
forma de la curva cabezal–capacidad y tiene un efecto menor sobre el cabezal
desarrollado. Existen bombas de múltiples etapas que desarrollarán cabezales
muy altos; de hasta 1500 m (5000 pie) y flujos de hasta 75 dm3/s (1200 gpm). Ya
que 1500 m (5000 pie) es equivalente a 6900 a 13800 kPa (1000 a 2000 psi) para
el rango de líquidos normalmente encontrados en los servicios de refinería, las
bombas centrífugas pueden cumplir con casi todos los requerimientos de refinería
y son por lo tanto ampliamente aplicados.
Los impulsores convencionales de bombas centrífugas se limitan a velocidades
de boca en el orden de 60 m/s (200 pie/s). Para limitar la erosión, las velocidades
de boca de impulsores de bomba para suspensiones de sólidos se limitan
normalmente a 30 m/s (100 pie/s).
Capacidad Normal
Las Figuras 1 y 2 en MDP–02–P–02 muestran el rango de capacidad normal para
varios tipos de bombas centrífugas a dos rangos de velocidades diferentes: 60 rps
y 50 rps (3550 rpm y 2950 rpm). Estos valores corresponden a las máximas
velocidades disponibles con corriente de 60 y 50 Hz, respectivamente. La mayoría
de las aplicaciones de refinería usan estos rangos de velocidad. Velocidades
menores se usan cuando hay requerimientos bajos o medianos de cabezal y altos
de flujo, y para suspensiones especiales abrasivas o líquidos corrosivos. Las
aplicaciones de bombas centrífugas de baja capacidad pueden requerir circuitos
de recirculación especiales en el sistema de proceso para mantener un flujo
mínimo a través de la bomba. Por consideraciones prácticas en la construcción
de impulsores, el tipo de bomba centrífuga más pequeña disponible tiene su punto
de mayor eficiencia (PME) en alrededor de 3 dm3/s (50 gpm).
Capacidad Alta y Baja
Las bombas con capacidades que exceden los límites mostrados en las Figuras
1 y 2 de MDP–02–P–02 tendrán normalmente altos requerimientos de potencia.
Normalmente se justificarán investigaciones especiales sobre eficiencia,
velocidad, requerimientos de NPSH, etc., para servicios por encima de la línea
mostrada en la Figura 5 de MDP–02–P–02. Cabezales en o por encima de los
límites mostrados para bombas de multietapa a velocidades de motor típicas se
pueden obtener con un aumento de velocidad de los engranajes (accionador de
motor), o de las turbinas para suministrar a la bomba velocidades de operación por
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encima de las velocidades máximas del motor. Los requerimientos de NPSH
también se incrementan con la velocidad.
En general, las bombas centrífugas no se deberían operar continuamente a
caudales de flujo menores que 10 a 25% de su punto de mayor eficiencia. El
Documento MDP–02–P–10 presenta información para el diseño de sistemas de
recirculación de bajo flujo para protección contra flujo insuficiente. La relación de
flujo nominal a PME y la necesidad de sistemas de recirculación para flujo bajo se
puede estimar sólo durante la etapa de diseño de la planta. Después que se
seleccionan los modelos específicos de bombas, las necesidades pueden ser
reevaluadas y el diseño del sistema finalizado.
Características de Funcionamiento
Las características de funcionamiento de las bombas centrífugas se presentan en
los Documentos MDP–02–P–02 y MDP–02–P–07.
Sensibilidad a la Viscosidad
Los niveles normal y máximo de viscosidad tienen un impacto significativo en la
selección del tipo de bomba debido al deterioro del funcionamiento de las bombas
centrífugas con el incremento de la viscosidad. El deterioro es continuo y gradual
y por lo tanto cualquier regla que aplique a niveles específicos de viscosidad es
necesariamente arbitraria. Las siguientes guías indican la práctica típica.
Viscosidad,
SSU
Guías
mm2/s
7
50
< 30
< 150
30
50
30–110
150–500
110–220
500–1000
Viscosidad nominal mínima para bombas
rotativas. La eficiencia de las bombas
centrífugas comienza a disminuir a medida
que la viscosidad aumenta a este nivel. La
viscosidad debería ser especificada para
servicios de bombas centrífugas cuando
excede este nivel.
Siempre se prefieren las centrífugas frente
a las rotativas donde las condiciones
permiten la aplicación de los dos tipos.
Las condiciones de cabezal–capacidad de
la centrífuga comienzan a deteriorarse.
Normalmente se prefieren las bombas
centrífugas frente a las rotativas a pesar de
alguna caída de eficiencia.
Las bombas de desplazamiento positivo
son casi siempre usadas si la viscosidad
esperada excede este nivel.
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220–650
1000–3000
650
3000
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Indice norma
Se prefiere la rotativa si la viscosidad está
usualmente en este rango; si la viscosidad
rara vez es tan alta como esta se prefiere la
centrífuga.
No se deben especificar bombas
centrífugas cuando se espera que la
viscosidad llegue a este nivel.
El efecto de la viscosidad en el funcionamiento de las bombas centrífugas se
presenta en MDP–02–P–07.
Líneas de Succión Para Cebado de la Bomba
Las bombas centrífugas convencionales no son autocebantes. O sea, no se
puede evacuar vapor de la línea de succión para que el líquido fluya en la línea y
en el cuerpo de la bomba, sin ayuda externa.
La razón por la cual las bombas centrífugas no son auto–cebantes es por que sus
impulsores están diseñados para bombeo eficiente de líquido, y no son operadas
a velocidades de boca lo suficientemente altas para hacerlas efectivas como
compresores de vapor. La diferencia de cabezal que es capaz de desarrollar el
impulsor de la bomba es la misma para vapor y para líquido, pero, la capacidad
de elevación de presión diferencial equivalente es ampliamente menor. Por lo
tanto, los impulsores de las bombas centrífugas no pueden producir una reducción
significativa de la presión del vapor en la línea de succión para permitir el flujo de
líquido.
Las bombas de desplazamiento positivo, por otro lado, pueden autocebarse, se
dispone de tiempo suficiente, sacando el vapor desde la línea de succión hacia el
sistema de descarga (o a la atmósfera). El hecho de que las bombas de
desplazamiento positivo pueden autocebarse, no implica, sin embargo, que
tengan requerimientos despreciables de NPSH. Sus requerimientos de NPSH son
frecuentemente tan críticos como los de las bombas centrífugas.
Algunos modelos de bombas centrífugas son diseñadas especialmente para ser
“auto–cebantes”, pero estos tipos rara vez se aplican en servicios continuos de
proceso. Un tipo de bomba auto–cebante logra la evacuación del vapor de la línea
de succión por arrastre de burbujas de vapor desde el lado de succión del impulsor
en una carga de líquido mantenida en el cuerpo de la bomba, o en una botella de
retención/separación unida a él. La carga de líquido es recirculada hacia el lado
de succión después de separar el vapor arrastrado.
Otro tipo de bomba auto–cebante es el “Roto–prime” de Gilbarco que tiene una
pequeña bomba de álabe deslizante (del tipo usado en las bombas dispensadora
de las estaciones de servicio de gasolina), dentro del cuerpo de la bomba principal,
del lado de la caja de estoperas del impulsor de la centrífuga. Cuando existe vapor
en la línea de succión, la bomba de álabes deslizantes lo evacúa a través de los
orificios y aberturas especiales de balance del impulsor. Cuando el cebado se ha
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completado, el estator de la bomba cebante se reposiciona automáticamente para
parar la operación de cebado.
Como las bombas centrífugas convencionales no son auto–cebantes, se deben
cebar antes de arrancar, o sea, la línea de succión y el cuerpo de la bomba se
deben llenar con líquido antes de arrancar la bomba. Cuando la fuente de succión
está a presión positiva, o se coloca encima de la bomba, el cebado se lleva a cabo
simplemente abriendo la válvula de succión y descargando o “ventilando” el vapor
atrapado desde una conexión con válvula en el cuerpo de la bomba o en la línea
de descarga (antes de la válvula de bloqueo de descarga). El líquido fluye en la
línea de succión y el cuerpo de la bomba para desplazar el vapor a ventilar.
Ventilación del Cuerpo de la Bomba
La mayoría de los tipos de construcción aplicados a los servicios de proceso son
“auto–ventilantes”. Es decir, que una cantidad mínima de vapor atrapado en el
cuerpo al arranque, después que el cebado de succión es completado, es
rápidamente sacado, hacia la línea de descarga, cuando la bomba se arranca.
Algunos tipos de bombas centrífugas como las horizontales con cuerpos divididos,
sin embargo, no están concebidas para ser auto–ventilantes y están provistas con
conexiones especiales con válvula de venteo las cuales requieren operación
manual. Las bombas centrífugas de una sola etapa con conexiones de descarga
en el tope tienen un buen funcionamiento de auto–venteo a pesar de que la forma
del cuerpo coloca una pequeña bolsa de vapor de punto alto en el tope de la espiral
de descarga. La decisión de que un tipo de construcción sea auto–ventilada o no
se basa en si es necesario sacar las bolsas de vapor atrapadas en los puntos altos
para lograr el funcionamiento especificado. Mientras que las predicciones de las
características auto–ventilante se puede hacer por inspección de geometría, la
determinación es hecha en base a demostración de funcionamiento.
Los requerimientos de ventilación del cuerpo de la bomba rara vez es
preocupación del diseñador del servicio, pero ocasionalmente, los venteos deben
ser llevados hasta los recipientes de succión, por seguridad, control de emisiones
o buenas razones de cuidado. Las bombas criogénicas, por ejemplo, requieren
líneas de venteo del cuerpo para remover continuamente el producto vaporizado
durante las operaciones de arranque.
Costos
Los costos de las bombas centrífugas, se pueden estimar usando los paquetes
comerciales de estimación de costo. Las bombas en línea, donde se pueden
aplicar, son con frecuencia las más económicas. Con ellas se ahorra en
disposición, fundaciones, tubería y válvulas, mantenimiento, y pueden reducir la
necesidad de repuestos.
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Características de los Tipos de Construcción más Comunes
Las características generales y de funcionamiento de los tipos de construcción de
bombas centrífugas usadas más comúnmente en los servicios de refinerías se
presentan en las Tablas 1 y 2. La siguiente información complementa las tablas.
Una Sola Etapa de Suspensión Superior – El tipo de construcción usado más
comúnmente en los servicios de proceso, y comúnmente llamadas “bombas de
proceso de refinería” tiene un impulsor de una sola etapa de suspensión superior;
su cuerpo es soportado en la línea media. Los dos cojinetes del eje son montados
juntos en la misma cartela de cojinetes, con el impulsor suspendido por encima de
ellos. Este tipo por lo general tiene bridas de succión y descarga superiores;
anillos de desgaste en el frente y detrás del impulsor y del cuerpo; opciones de
agua de enfriamiento en el pedestal, caja de estopera y cojinetes; una sola
succión, impulsores cerrados, y una caja de estopera lo suficientemente profunda
para 6 anillos de empaque, pero fijada con un sello mecánico. Los aspectos más
significativos de su diseño son la disponibilidad para operaciones de temperatura
alta, la remoción fácil del rotor y de los cojinetes internos del cuerpo para
mantenimiento sin desensamblar las bridas de las tuberías, y la seguridad en el
manejo de fluidos inflamables.
Dos Etapas de Suspensión Superior – Una variante menor de la bomba de proceso
de una sola etapa es la versión de dos etapas de este mismo tipo de bomba, que
simplemente tiene mayor capacidad de cabezal. Con este tipo, la presión de la
caja de estopera normalmente es un valor intermedio entre las presiones de
succión y descarga.
Una Sola Etapa, Impulsor–entre–Cojinetes – Bombas con capacidades por
encima del rango de las de construcción de suspensión vertical tienen el impulsor
(es) montado entre los cojinetes y por lo tanto tienen dos cajas de estoperas. Las
versiones de una sola etapa desarrollan cabezales hasta 330m (1100 pie). Los
cuerpos pueden ser divididos axialmente para temperaturas de 200 a 260°C (400
a 500°F), y son divididos radialmente para temperaturas hasta 455°C (850°F).
En Línea – Las bombas en línea son verticales con el cuerpo diseñado para ser
atornillado directamente en la tubería, como una válvula. Existen modelos para
servicio de procesos de alrededor 65 dm3/s (1000 gpm), y para servicios de
transporte a caudales de flujo mayores. El campo de funcionamiento de los
modelos en línea disponibles se incluyen en las Figuras 1 y 2 de MDP–02–P–02.
Las bombas en línea se construyen comúnmente en dos tipos: acopladas y de
acople cercano (el impulsor sobre la extensión del eje del motor sin acoples
intermedios). La vida de servicio y los requerimientos de mantenimiento de los dos
tipos han demostrado ser prácticamente los mismos. El tipo acoplado se prefiere
normalmente para simplificar el mantenimiento de la bomba y del motor.
Las refinerías que han usado un gran número de bombas en línea han encontrado
que son económicamente competitivas con las bombas horizontales
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convencionales. El servicio de mantenimiento del tipo en línea ha sido más
frecuente (intervalos de 25 a 30% mas cortos entre períodos de mantenimiento)
que para bombas horizontales convencionales, pero el costo menor de cada
servicio y el ahorro en el costo primario han eliminado la desventaja de la mayor
frecuencia de mantenimiento, como resultado de lo anterior, la selección entre los
dos tipos no depende del precio y los costos potenciales de mantenimiento, sino
de las situaciones específicas de instalación. Si el costo de tubería asociado con
la bomba se puede reducir por una instalación en línea, o si el espacio es un factor
dominante, entonces se prefiere el tipo en línea. Por otro lado, si se requiere un
sello mecánico doble, o si se desea tiempo máximo entre acondicionamiento,
entonces se prefiere el tipo horizontal convencional.
La experiencia de refinería ha indicado que las bombas en línea para servicios
medianamente pesados no tienen requerimientos de mantenimiento mayores que
los modelos para servicio pesado; por lo tanto se prefiere el más bajo costo de las
bombas para servicios medianamente pesados cuando las condiciones del
servicio lo permiten. La experiencia también ha indicado que las bombas en línea
de estructura extendida con un acople rígido entre motor y bomba tienen unos
requerimientos de mantenimiento iguales a los de estructura corta sin acople.
La duración promedio de tiempo de trabajo entre períodos de mantenimiento en
dos refinerías con experiencia extensa con bombas en línea ha sido de 11 meses.
Las normalizaciones de la industria química para bombas en línea se resumen en
“Proposed Voluntary Standard: Vertical In line Centrifugal Pumps for Process Use”,
febrero 1971, por Manufacturing Chemists Association.
Altas Velocidades – Las bombas de velocidad alta son modelos de un solo
impulsor diseñado para velocidades de 170 a 280 rps (10000 a 17000rpm), y
ocasionalmente tan altas como 400 rps (24000 rpm), y para cabezales de hasta
1600 m (5200 pie). Las altas velocidades de los modelos que se encuentran
corrientemente en el mercado se logra con engranajes de precisión entre el motor
eléctrico y el eje de la bomba. Las Figuras 1 y 2 en MDP–02–P–02 muestran el
campo de funcionamiento actualmente disponible. La temperatura de bombeo
está limitada a 230/260°C (450/500°F).
Un modelo de dos etapas fue introducido en 1970 con cabezales hasta 3650 m
(12000 pie), presión hasta 31000 kPa man.(4500 psig), y rangos de flujo de 3.2 a
25 dm3/s (50 a 400 gpm).
El cabezal alto se logra en esta clase de bombas centrífugas usando velocidades
periféricas de 20 a 60% mayores que la que se emplean en las bombas
convencionales. Los niveles de esfuerzos en los impulsores son mayores que en
las bombas convencionales, pero son minimizados por el uso de construcción
semiabierta y álabes simples radiales. La forma de los álabes radiales tiende a
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producir un decremento indeseable en la forma de la curva cabezal–capacidad,
pero maximiza la generación de cabezal.
Las bombas de alta velocidad tienden a tener un requerimiento alto de NPSH por
el repentino incremento de velocidad que sufren cuando el líquido entra en el
impulsor. A veces se requiere un NPSH tan alto como 30 m (100 pie). Si el NPSHD
está limitado, se puede estipular un inductor helicoidal de aumento de espacio,
semejante a un tornillo extendiéndose desde el ojo del impulsor hacia el pasaje de
succión, el cual contribuirá a un aumento suficiente en presión para compensar el
incremento de velocidad y producir un 50 a 75% de reducción en el NPSHR. Como
la configuración helicoidal es difícil de manufacturar con la mayoría de las
aleaciones, su costo es significativo. Por lo tanto, es aplicado solamente cuando
se justifica por reducción del NPSHR.
Los requerimientos de mantenimiento para bombas de alta velocidad tienden a ser
mayores que para bombas de una sola etapa de velocidades típicas, pero
aproximadamente iguales a los de modelos de múltiples etapas con los cuales
ellas compiten para los servicios de cabezal alto.
Químicas – La clasificación de bombas químicas es imprecisa, pero el término
generalmente describe bombas cuyo cuerpo tiene un diseño de formas que
pueden ser moldeadas en aleaciones de alto costo a precios moderados. Con
frecuencia los cuerpos de estas bombas se soportan por la base o mediante
cartelas de cojinetes en lugar de soportarlos por su línea central. Las bombas
están limitadas a presiones, temperaturas y caudales de flujo relativamente bajos.
Ellas son frecuentemente manufacturadas según AVS, en vez de las
normalizaciones API. Algunos modelos especiales de bombas químicas son
diseñados con recubrimiento fenólico o de vidrio lo cual evita la exposición del
metal al fluido bombeado.
Suspensiones – Las bombas para suspensiones son modelos con características
concebidas para combatir las condiciones severas del bombeo de suspensiones.
Las características especiales frecuentemente utilizadas son:
1.
Pasajes de flujo anchos para evitar taponamiento.
2.
Impulsores abiertos o semiabiertos que son menos sensitivos que los
impulsores cerrados al taponamiento.
3.
Impulsores de algunos tipos de bombas no–taponables, de cabezal bajo son
semiabiertos y protegidos hasta el punto que la acción del vórtice, y no la
acción directa del álabe, es la que cumple el bombeo.
4.
Arreglos que desintegran las partículas grandes (semejante al “demoledor
de coque”).
5.
Velocidades de fluido bajas generadas por el uso de velocidades rotativas y
periféricas tan bajas como sea posible.
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6.
Arreglos especiales de sello de eje que minimizan los requerimientos de
mantenimiento.
7.
Posición del rotor ajustable para restaurar el espacio axial sin desmantelar
la bomba.
8.
Platos de desgaste reemplazables y álabes de bombeo detrás del impulsor,
en vez de anillos de desgaste que están sujetos a erosión.
9.
Recubrimientos especiales del cuerpo, de caucho por ejemplo, algunos de
los cuales son reemplazables.
10. Selección de materiales para resistencia a la erosión y la corrosión.
11.
Velocidad ajustable y variable para limitar la velocidad interna al mínimo
requerido para cumplir los requerimientos de cabezal.
Bombas encapsuladas – Las bombas encapsuladas son unidades motor–bomba
con el rotor rotativo y el impulsor completamente dentro de un sistema cerrado a
presión. El arreglo elimina la necesidad de una caja de estopera. Los cojinetes
son lubricados por el fluido bombeado, y el rotor del motor es enfriado por él
mismo. El tipo de construcción está limitado a servicios de presión, flujo y
temperaturas bajas en las aplicaciones químicas, pero los modelos grandes y
sofisticados se aplican a sistemas de potencia con reactor nuclear y algunos
servicios de proceso.
Horizontales multietapa – Las bombas horizontales de múltiples etapas
usualmente se limitan a aproximadamente 12 etapas debido a la dificultad en
limitar la deflexión sobre el gran tramo entre cojinetes. Las bombas horizontales
de múltiples etapas tienden a ser 10% menos eficientes que su contra parte
vertical por debajo de 20 dm3/s (300 gpm) y 3 a 5% menos eficientes entre 20
dm3/s y 32 dm3/s (300–500 gpm). Ellas tienen aproximadamente los mismos
requerimientos de NPSH que las bombas de una etapa de la misma capacidad.
Verticales multietapa – Las bombas verticales múltiples etapas pueden tener
hasta 24 etapas, y a veces más. Los modelos de alto diferencial de presión usan
un arreglo de presión opuesta. Por debajo de aproximadamente 370 m de
cabezal, están fácilmente disponibles bombas verticales con construcción tipo
plato (Bowl), para valores de NPSHR tan bajos como 0.3 m (1pie) en la brida de
succión. Frecuentemente se usan impulsores de flujo “mezclado” (o de velocidad
específica alta). La primera etapa está en el fondo del ensamblaje, de bajo del
nivel. El requerimiento de NPSH en la brida de succión es usualmente alrededor
de 1.8 m (3 pie) pero puede hacerse tan bajo como 0.3m (1 pie).
Las bombas verticales de múltiples etapas emplean frecuentemente impulsores
de alta velocidad específica o de “flujo mezclado”, que generan un cabezal
relativamente bajo por etapa. Esta es la razón que origina el gran número de
etapas encontradas frecuentemente en las bombas verticales. Las razones para
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el uso de impulsores de alta velocidad específica son: la necesidad de minimizar
el diámetro de los impulsores y el cuerpo de la bomba, y el deseo de mantener una
eficiencia alta en una unidad de múltiples etapas y de cabezal alto.
El tipo de construcción de bombas de múltiples etapas verticales requiere un gran
número de espacios estrechos de movimiento. Por lo tanto la bomba es
usualmente sensible al daño por admisión de sólidos y por operaciones en seco
o de dos fases. Cuando se efectúa el mantenimiento, muchas partes deben ser
desarmadas, reparadas o sustituidas, y luego reensambladas.
Estos factores causan que las bombas verticales de múltiples etapas requieran de
mantenimiento con mayor frecuencia que las bombas horizontales, y además que
el costo de cada servicio sea mayor que el comparable de las bombas
horizontales. Para evitar estos costos de mantenimiento más altos y la baja
confiabilidad, los servicios de bombeo se deben diseñar para evitar la necesidad
de usar bombas verticales de múltiples etapas, siempre que sea posible.
Facilidad Relativa del Mantenimiento para los Tipos de Construcción más
Usuales
Los distintos tipos de construcción de bombas centrífugas de uso común difieren
en su facilidad de mantenimiento, siguiendo aproximadamente este orden:
(más fácil)
(más difícil)
Vertical en línea, una etapa.
Horizontal de una sola etapa y de dos etapas de
suspensión superior, dividida radialmente.
Horizontal de una sola etapa, impulsor entre los
cojinetes, dividida axialmente.
Horizontal de múltiples etapas, dividida axialmente.
Alta velocidad de una sola etapa.
Horizontal de una sola etapa, impulsor entre los
cojinetes, dividida radialmente.
Horizontal de múltiples etapas, dividida radialmente.
Vertical, eje largo, una etapa.
Vertical, eje corto, de múltiples etapas.
Vertical, eje largo, de múltiples etapas.
Características de Diseño de las Bombas Centrífugas
Una amplia variedad de características de diseño están disponibles y se aplican
a muchos de los tipos básicos de construcción. El siguiente sumario desea
familiarizar al diseñador del servicio con la naturaleza y la terminología de las
características más significativas de diseño mecánico disponibles.
Clasificación de Carga al Cuerpo – La clasificación de presión–temperatura de los
modelos de bomba suministra un índice para la clasificación de carga del servicio.
El tipo Construcción para servicio “liviano” o “general” está disponible
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comúnmente, para servicios industriales domésticos e intermitentes, pero sus
características no están bien normalizadas ni claramente definidas. El servicio
“medianamente pesado” corresponde a rangos entre –29 y 150°C (–20 y 300°F),
a 2100 kPa man. (300 psig), 32 dm3/s (500 gpm), y 60 rev/s (3600 rpm). El tipo
de construcción para servicio “pesado”, se refiere a rangos fuera de estos límites.
Para servicios no inflamables, no riesgosos, y por debajo de los limites de servicio
“pesado” se puede considerar la compra de bombas que no cumpla API 610 en
algunos renglones y con otras restricciones según se define en dicha norma.
La experiencia ha indicado que las bombas para servicio “medianamente pesado”
trabajan tan bien como las bombas para servicio pesado que no tienen
requerimientos de mantenimiento mayores.
Diseño de Conversión de Presión: Espirales, Difusores – Muchas bombas
comerciales tienen canales divergentes llamados espirales colocados en la
sección de descarga del cuerpo. El flujo a través de la espiral causa una
disminución en la velocidad desde la velocidad de boca (típicamente 60 m/s (200
pie/s)) a la velocidad de la línea de descarga (típicamente 5 m/s (15 pie/s)), lo cual
a su vez causa un incremento de la presión.
Los pasajes de las espirales individuales se usan en la mayoría de los diseños de
bombas ya que son simples y eficientes. Sin embargo, el diseño delas espirales
individuales impone una carga radial no balanceada en el impulsor, debido a la
variación en presión alrededor de la periferia. Para diseños donde los niveles de
fuerzas no balanceados puedan causar una deflexión significativa del eje,
(típicamente por encima de 150 m/etapa (500 pie/etapa)) se usa el diseño de
espiral doble. Los canales dobles de descarga tienden a balancear las fuerzas
radiales y por lo tanto a reducir el esfuerzo cíclico en el eje.
Pocas bombas de proceso usan difusores con álabes para conversión de presión
en vez de espirales. Estas incluyen algunas bombas en línea, algunas bombas
de flujo axial, y algunas bombas diseñadas para cabezal alto, y rango de bajo flujo.
Las ventajas de los difusores con álabes son las fuerzas radiales balanceadas, el
tamaño compacto, y la eficiencia pico a cabezales altos y flujos bajos. Las
desventajas son que estas resultan más complicadas de construir y reparar que
las bombas con espirales, y las curvas de funcionamiento tienden a caer, con
caídas severas en las eficiencia debajo del 50% del PME.
Tipos de Impulsores – La mayoría de los impulsores usados en las bombas de
refinería están encerrados con todos los discos y las cubiertas y se denominan
“cerrados”. Los impulsores semiabiertos son usados ocasionalmente, y tienen un
disco de apoyo completo, pero sin cubierta. Los impulsores completamente
abiertos, que tienen álabes pero poco o ningún material de disco, son
ocasionalmente usados en cabezales bajos, en servicios de manejo de sólidos.
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La mayoría de los impulsores usados en las bombas de refinería tienen arreglos
para succión de un solo lado y se denominan diseño de “una sola succión”. Los
modelos de bomba de flujo alto usan impulsores que aceptan succión de ambos
lados y se denominan de “succión doble”. La mayoría de los impulsores usados
en las bombas de refinería son del tipo centrífugo puro, caracterizados por una
velocidad específica baja. Las bombas de flujo muy alto usan impulsores de “flujo
mezclado” que incluyen un componente axial significativo en la dirección del flujo
de fluido. La mayoría de las bombas verticales de múltiples etapas, especialmente
las bombas de pozo profundo, usan impulsores de flujo mezclado para mantener
pequeño el diámetro por conveniencias de instalación. El diámetro pequeño y la
velocidad específica se combinan para limitar el cabezal por etapa a valores bajos,
típicamente de 30 m a 45 m (100–150 pie), y tienden a requerirse muchas etapas.
Este estilo de bomba vertical es a veces llamado bomba tipo “turbina”, (por la
dirección semi–axial del flujo) a pesar que su diseño es totalmente diferente al de
las bombas clásicas de tipo turbina regenerativa.
Arreglos de anillos de desgaste – La mayoría de las bombas de refinería se
diseñan con espacios estrechos de corrida por el lado de la succión para separar
la zona de presión de descarga de la bomba, de las zonas de la presión de succión
y minimizar el retroflujo o “deslizamiento”. Los anillos de desgaste se acomodan
en el espacio estrecho del cuerpo de la bomba y usualmente en una posición
opuesta sobre el impulsor para permitir un recobro fácil del espacio libre de diseño.
Estos dos anillos se denominan anillos de desgaste del “cuerpo” y del “impulsor”,
respectivamente.
En muchas bombas de refinería de alta presión, los anillos de desgaste también
se colocan en el lado trasero (disco) del impulsor para reducir la fuerza de presión
sobre el impulsor, y para minimizar la presión a la que se expone la caja de
estoperas. En algunos modelos, se colocan pequeños álabes de bombeo en la
parte de atrás del impulsor con el mismo propósito que los anillos de desgaste
trasero. En algunos modelos de bombas para servicios de baja presión donde el
potencial de presión de carga es insignificante, no se aplican arreglos para
limitación de la contrapresión y la caja de estoperas opera a la presión de
descarga.
Localización y Orientación de las Boquillas – La mayoría de las bombas
horizontales de proceso en refinerías están provistas de boquillas de succión y
descarga en el tope del cuerpo. Este arreglo es conveniente para arreglos de
grupos de bombas en filas y sus bancos de tuberías y para diseñar las tuberías
para fuerzas y momentos mínimos contra las bridas de las bombas.
Las boquillas de succión pueden también ser ubicadas en los extremos de las
bombas horizontales de proceso, coaxialmente a la línea central del eje. Las
bombas para temperaturas moderadas y las bombas de transferencia de
productos frecuentemente se seleccionan con succión en los extremos. Las
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bombas diseñadas para limpieza de anillos de desgaste, con frecuencia,
solamente están disponibles con arreglos de succión en el extremo, debido a los
requerimientos de configuración del cuerpo.
Las conexiones de succión lateral usualmente se utilizan en bombas horizontales
divididas horizontalmente, para permitir la colocación de la boquilla en la mitad del
fondo del cuerpo, a fin de que esta mitad no requiera ser removida cuando se
realiza mantenimiento en los internos de la bomba. Las conexiones de descarga
lateral se usan frecuentemente en bombas horizontales divididas
horizontalmente, y con poca frecuencia en las bombas horizontales divididas
verticalmente.
En servicios como agua de alimentación de calderas ocasionalmente existe la
necesidad de que una parte del flujo total está a una presión menor que la presión
final de descarga. Las bombas se pueden diseñar con boquillas de descarga
lateral al nivel de presión intermedio deseado a fin de suplir esta necesidad a los
costos mínimos de equipos y operación. Sin embargo, la construcción de la
bomba es no convencional, garantizando una consulta con el especialista de
máquinas durante el diseño del servicio.
Construcción del Cuerpo: Simple, Doble – La mayoría de las bombas centrífugas
usadas en los servicios de refinería tienen cuerpos simples, es decir, una sola
pared entre el líquido a la presión de descarga y la atmósfera. Por otro lado, los
cuerpos dobles se usan en dos tipos importantes de bombas. El tipo más común
de bombas horizontales, de múltiples etapas, y de alta presión usadas
actualmente envuelven el grupo de diafragmas de las etapas con una pesada
carcaza en forma de barril. El grupo de diafragmas es conocido como el cuerpo
interno, y el barril como el cuerpo externo. Las bombas de alimentación a calderas
con frecuencia son de este tipo de construcción.
Un segundo ejemplo de bombas de doble cuerpo es la bomba vertical que consiste
en un cilindro vertical enterrado en el suelo en el que se inserta un elemento de
bombeo. El líquido de succión normalmente entra en el cilindro o cuerpo externo,
fluye hacia el fondo y luego hacia arriba a través de las etapas de la bomba. Los
diafragmas de las etapas en los elementos de bombeo incluyen el cuerpo interno
de la bomba.
Orientación de las Juntas del Cuerpo – Los cuerpos de las bombas deben tener
juntas para permitir el ensamblaje y el desensamblaje. El cuerpo puede estar
unido en el mismo plano del eje (dividido axialmente), o perpendicular al eje
(dividido radialmente). Las bombas horizontales divididas axialmente se llaman
con frecuencia “divididas horizontalmente”. Las bombas horizontales divididas
radialmente se llaman con frecuencia “divididas verticalmente”.
Las juntas axiales se usan comúnmente en las bombas para agua y otros líquidos
con densidades superiores a los 700 kg/m3 (44 lb/pie3), temperaturas bajas (por
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debajo de 200°C (400°F)) y presiones de bajas a moderadas. Las juntas radiales
se usan en bombas horizontales de proceso suspendidas superiormente para
permitir una remoción conveniente del rotor y del ensamblamiento de las cartelas
de cojinetes para mantenimiento. También se usan en bombas de alta presión de
múltiples etapas por el problema estructural de diseñar tornillos adecuados para
las porciones del cuerpo divididas axialmente expuestas a presión interna alta.
El cuerpo externo de bombas verticales es dividido radialmente. El cuerpo interno
de bombas verticales de doble cuerpo se diseña para juntas radiales, axiales o
radiales y axiales.
Soportes de Cuerpo – La mayoría de las bombas horizontales de refinería tienen
sus cuerpos soportados por las placas de base, y las cartelas de cojinetes, a su
vez, se apoyan en el cuerpo. Esta construcción simplifica el mantenimiento ya que
los internos de la bomba pueden recibir servicio sin molestar las bridas de las
boquillas.
La mayoría de las bombas con cuerpo soportado tienen extensiones a los lados
del cuerpo a nivel de la línea central que descansan sobre pedestales. Este tipo
de bomba se define como “soportadas por la línea central”. El movimiento de la
línea central a medida que la temperatura del cuerpo de la bomba aumenta es
minimizado con este arreglo ya que se mantiene una buena alineación de las
uniones. Los cuerpos de bombas para servicios a niveles de temperaturas
ambientales y moderadamente bajos son soportados con frecuencia por el fondo
del cuerpo y se conocen como “soportados por el fondo”.
Algunos modelos de bombas se diseñan para soportar el cuerpo mediante la caja
de los cojinetes internos, la cual es soportada por la placa de base. Esto requiere
la desconexión de las bridas de las boquillas para efectuar el mantenimiento
interno de la bomba. Este tipo de construcción usualmente se limita a bombas
pequeñas de costo bajo, y no cumple con los requerimientos del API.
Control de Presión Axial en Bombas de una Sola Etapa – Las fuerzas axiales que
actúan sobre el impulsor de la bomba en dirección hacia el acople raramente son
iguales a las que actúan en sentido contrario. O sea, las fuerzas de presión no
están perfectamente balanceadas, y la carga neta resultante es soportada por los
cojinetes de presión de la bomba. Para mantener el cojinete de presión a baja
carga y dentro de su rango de carga admisible, el diseñador debe tener cuidado
de balancear las fuerzas de presión axial tan bien como sea posible.
Las fuerzas resultantes de la presión de succión, descarga e intermedia del líquido
bombeado, más la presión atmosférica sobre los extremos de los acoples del eje
se aplican sobre las diversas áreas proyectadas. En el diseño de bombas para
altas presiones de succión y descargas, el elemento principal en el desbalance de
presión es la presión de succión impuesta contra el área final del eje. A esta fuerza
sólo se opone la presión atmosférica en el extremo del acople.
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En las bombas que tienen presión de descarga actuando sobre la parte posterior
del impulsor, el elemento principal del desbalance de presión es la presión de
descarga que actúa sobre la parte posterior del disco. Para reducir esta fuerza,
se colocan anillos de desgaste en la parte posterior del impulsor y se perforan unos
orificios de balance en el disco para bajar la presión detrás del área de orificio del
impulsor hasta virtualmente la presión de succión. El espacio pequeño del anillo
de desgaste mantiene el flujo que recircula a través de las perforaciones de
balance, en un mínimo. A veces se usan álabes de bombeo en la parte posterior
del impulsor en vez de los anillos de desgaste para lograr los mismo propósitos,
es decir, reducción de presión, y limitación de la presión de la caja de estoperas.
Un método para predecir la presión a la que esta expuesta la caja de estoperas
se presenta en la MDP–02–P–09.
Control de Presión Axial en Bombas Múltiples Etapas – Las bombas de múltiples
etapas para diferenciales de presión moderados se diseñan para cargas de
presión unidireccional, con los cojinetes de presión absorbiendo la totalidad de la
carga. En el caso de bombas verticales el peso de rotores usualmente aditivo a
la presión hidráulica.
Para diferenciales de presión altos, se usan arreglos de impulsores opuestos, de
modo tal que la presión axial de un grupo de impulsores está opuesta en dirección
a la del segundo grupo. La fuerza de presión es por lo tanto mantenida a un nivel
bajo.
Diseños de Cajas de Estoperas – La mayoría de las bombas de refinería se
diseñan con cajas de estoperas convencionales que pueden ser llenadas con
material empacado como alambre trenzado o anillos de hoja metálica, o con un
sello mecánico.
Los cuerpos de bomba que se diseñan para montar sólo un sello mecánico del eje
y no son convertibles a sello empacado, se dice que tienen sellos “internos”. Este
estilo minimiza la suspensión del eje, y cuesta menos que el tipo de caja de
estopera convencional. Se usa comúnmente en servicios limpios, de presión de
succión moderada y niveles de temperatura moderados. Las desventajas de este
tipo de construcción son:
1.
Alta sensibilidad al sucio en el líquido bombeado
2.
Se pueden aplicar menos remedios para corregir los problemas crónicos en
servicios de sellos mecánicos
3.
“El último recurso” de recurrir a empacado convencional no es posible.
Por estas razones, la aplicación de “sellos internos” ha sido limitada en las plantas
de proceso.
Arreglos de Acoples del Eje – Los ejes de las bombas pueden estar unidos al eje
del accionador por un acople separado removible y flexible, o pueden estar
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directamente integrados con el eje del accionador. La gran mayoría de bombas
de plantas de proceso tienen acoples separados. El tipo de eje integral se conoce
como “acople cercano”. Las bombas de servicio de nivel comercial pequeño son
con frecuencia de este tipo. Las bombas verticales de aceite vertical auxiliar
accionadas con turbinas de vapor en sistemas de compresión con aceite
lubricante son a veces de este tipo, así como también las bombas encapsuladas.
Facilidades de Enfriamiento – Las bombas centrífugas han sido tradicionalmente
equipadas con una variedad de facilidades de enfriamiento que los constructores
han considerado esenciales para evitar el sobrecalentamiento de los cojinetes,
para mantener la alineación, y para asegurar el funcionamiento apropiado del sello
mecánico. Sin embargo, la experiencia ha demostrado que la mayoría de las
bombas en servicios por debajo de 200°C(400°F) pueden trabajar sin enfriamiento
con agua, sin provocar ninguna reducción significativa de la confiabilidad de la
bomba. Las Basic Practices permiten el uso de agua de enfriamiento en servicios
por encima de 200°C(400°F), donde se requiera para los siguientes propósitos
específicos:
S Enfriamiento del aceite de los cojinetes – El agua de enfriamiento se circula
bien sea a través de una camisa que alberga los cojinetes, de un serpentín de
enfriamiento o de un enfriador externo de aceite, para mantener la temperatura
del aceite por debajo de 82°C (180°F), que es la temperatura máxima
permisible para una lubricación apropiada de los cojinetes.
S Enfriamiento de la Camisa de la Caja de Estoperas – Frecuentemente se
circula el agua de enfriamiento a través de la camisa para remover el calor de
fricción generado por el sello mecánico, y para evitar que el líquido de lavado
del sello se evapore. También, el enfriamiento de la caja de estoperas ayuda
a aislar el cuerpo de la bomba caliente de la caja de cojinetes.
S Enfriamiento de Líquido de Lavado del Sello – Para servicios entre 200 y
315°C (400°F y 600°F), el liquido de lavado del sello usualmente se enfría en
un enfriador externo, a fin de mantenerlo dentro de los límites de temperatura
admisibles por los materiales de sello mecánico. (El líquido de limpieza de sello
también se puede enfriar en servicios de temperatura baja si el líquido puede
evaporarse en la caja de estopera).
Además de las aplicaciones anteriores para agua de enfriamento, a veces se usa
vapor de baja presión para enfriar los platos de sello y las cajas de estoperas en
servicios de temperatura alta, superiores a 315°C (600°F), por ejemplo.
Los requerimientos de servicio para cumplir con estas necesidades pueden ser
estimados durante la etapa de diseño de la planta usando los métodos
presentados en MDP–02–P–11. Las conexiones de servicios específicos y su
consumo se calculan después de seleccionar los modelos de bombas.
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BOMBAS DE FLUJO AXIAL
Las bombas de flujo axial se aplican para caudales muy altos, y bajos cabezales
en servicios con agua y substancias químicas. Algunos servicios típicos con agua
son: irrigación, control de inundación, bombas/turbinas para bombeo a
almacenaje en plantas de generación de potencia, y bombas de circulación para
condensadores barométricos, etc. Algunos servicios típicos de plantas químicas
son el de circulación para el reactor de propileno, y los servicios de circulación
asociados con evaporadores y cristalizadores en la producción de sulfato de
amonio, ácido fosfórico, potasio, soda cáustica y productos de azúcar.
9
BOMBAS RECIPROCANTES
Las bombas de tipo reciprocante son especificadas con poca frecuencia en los
diseños nuevos. Se prefiere el uso de bombas centrífugas y deberían usarse
excepto en las pocas situaciones donde sea necesario otro tipo.
Circunstancias especiales que pueden favorecer las bombas reciprocantes
incluyen las siguientes:
1.
Fluidos de alta viscosidad.
2.
Capacidades relativamente bajas (de 0.2 a 1.3 dm3/s (3 a 20 gpm)) a
cabezales altos.
3.
Servicios intermitentes, como bombeo externo o separador de lodo y
residuo, donde se debe manejar un rango de fluidos, los costos de equipos
son favorables, y hay disponible un NPSH suficiente.
4.
Servicio de lodo y suspensiones.
5.
Servicios de bombeo simple con un rango amplio de presiones de descarga
o caudales de flujo.
Las bombas reciprocantes producen un flujo pulsante, desarrollan una presión de
parada alta, tienen una capacidad constante cuando son accionados por un motor,
y están sujetas a atrapar vapor a condiciones de NPSH bajas. Las fugas a través
del empaque deben ser consideradas, ya que los sellos de tipo mecánico no son
aplicables a rodillos o símbolos. Ver MDP–02–P–10 para métodos de reducción
de la pulsación del flujo.
10 BOMBAS ROTATIVAS
Las bombas rotativas, como clase, normalmente se refieren a las bombas de
desplazamiento positivo con elementos de bombeo rotativos tales como
engranajes, tornillos, álabes y lóbulos. Sólo los tipos de engranaje y de tornillo se
usan en un número significativo de servicios de refinería.
Todas las bombas rotativas tienen estrechos espacios entre las partes móviles, lo
cual posiblemente produciría la obstrucción del movimiento de las partes en
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servicios de altas temperaturas o desgaste cuando se requieren aleaciones por
corrosión.
Las bombas rotativas para aplicaciones de refinería están disponibles en rangos
de 0.06 a 315 dm3/s (1 a 5000 gpm) y para presiones diferenciales de hasta 21000
kPa (3000 psi). Normalmente están limitadas a servicios con fluidos demasiado
viscosos para ser manejados económicamente por bombas centrífugas o de otro
tipo, tales como aceites combustibles pesados, lubricantes, grasas y asfalto. Las
bombas rotativas que manejan líquidos por debajo de 21 mm2/s (100 SSU)
pueden tener un desgaste excesivo y fugas internas. Este desgaste, debido a las
propiedades lubricantes inadecuadas del líquido, es particularmente serio en
aquellos diseños que tienen cojinetes internos, engranajes de cebado internos, o
donde un elemento interno acciona otros elementos de bombeo. Las bombas
rotativas no son aptas para manejar fluidos con cantidades apreciables de sólidos
duros o abrasivos. Cuerpos con camisas de vapor están disponibles para
servicios de alta viscosidad, tales como el de asfalto.
Las bombas rotativas se usan en los dispensadores de gasolina, bombas de
descarga de camiones (incluyendo GLP), etc., donde el requerimiento de factor
de servicio es bajo, el diferencial de presión es bajo, se requiere auto–cebado
ocasionalmente, y el mantenimiento usualmente consiste en la sustitución rápida
de la bomba.
11 NOMENCLATURA
(Ver MDP–02–P–02)
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TABLA 1. COMPARACION DE TIPOS DE BOMBAS Y TIPOS DE CONSTRUCCION:
CARACTERISTICAS GENERALES
Tipos de bombas
y
de construcción
Características
resaltantes de
construcción
Orientación N° usual
usual de etapas
Requerimiento
relativo de
mantenimiento
Comentarios
Dinámica
La capacidad varía con el
cabezal.
Centrífuga
Velocidad
específica
entre baja y media.
Horizontal
Tipo de proceso
de una etapa y
suspensión
superior
Un
apoyo
impulsor
después de los cojinetes.
Horizontal
1
Bajo
Tipo más común usado
en los servicios de
proceso.
Tipo de proceso
de dos etapas y
suspensión
superior
Dos apoyos de impulsor
después de los cojinetes.
“
2
Bajo
Para cabezales por
encima
de
las
capacidades
de
la
bomba una etapa
Impulsor de una
etapa
entre
cojinetes
Impulsor entre cojinetes;
cuerpo dividido radialmente
o axialmente.
“
1
Bajo
Para flujos altos hasta
330 m (1100 pie) de
cabezal.
Químico
Estructura del cuerpo
diseñadas con secciones
delgadas debido al alto
costo de las aleaciones;
tamaños pequeños.
“
1
Medio
Niveles bajos de presión
y temperatura.
Suspensión
Pasajes de flujo grandes,
dispositivos de control de
erosión.
“
1
Alto
Velocidad baja; espacio
libre axial ajustable.
Encapsuladas
Bombas
y
motores
encerrados en carca zas a
presión; sin caja de
estoperas.
“
1
Bajo
Límites
de
cabezal–capacidad
bajos para los modelos
usados en servicios
químicos.
De
múltiples
etapas dividido
horizontalmente
Boquillas usualmente en la
mitad inferior del cuerpo.
“
Multi.
Bajo
Para niveles moderados
de temperatura–presión.
De
múltiples
etapas tipo barril
El cuerpo externo cubre el
bloque de diafragmas.
“
Multi.
Bajo
Para niveles altos de
temperatura–presión.
Tipo de proceso
de una etapa
Orientación vertical.
Vertical
1
Bajo
Tipo
usado
principalmente
para
aprovechar
los
requerimientos bajos de
CNSP.
Tipo de proceso,
de
múltiples
etapas
Muchas
etapas,
cabezal/etapa.
bajo
“
Multi.
Medio
Capacidad de cabezal
alto,
requerimientos
bajos de CNSP.
En línea
Concebida para instalación
en línea, como una válvula
“
1
Bajo
Permite lograr bajos
costos de instalación y
sistemas de tuberías
simplificados.
Vertical
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Tipos de bombas
y
de construcción
Características
resaltantes de
construcción
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Orientación N° usual
usual de etapas
Requerimiento
relativo de
mantenimiento
Indice norma
Comentarios
Velocidad alta
Velocidades hasta 380 rps
(23000 rpm), cabezales
hasta 1770 m (5800 pie).
“
1
Medio
Costo atractivo para
cabezal alto / flujo bajo.
Pozo
Cuerpo inmerso en pozo
por
conveniencia
de
instalación y facilidad de
cebado.
“
1
Bajo
Bajo
costo
instalación.
De
múltiples
etapas,
pozo
profundo
Eje muy largo.
“
Multi.
Medio
Servicio de pozo de agua
con accionador a nivel de
suelo.
Axial (propela)
Impulsor tipo propela,
usualmente
de
gran
tamaño.
Vertical
1
Bajo
Pocas aplicaciones en
plantas químicas
y
refinerías.
Turbina
(regenerativa)
Impulsor
acanalado;
trayectoria de flujo como
tornillo hacia afuera.
Horizontal
1,2
Mediano a Alto
Funcionamiento a flujo
bajo/cabezal
alto.
Capacidad virtualmente
independiente
del
cabezal.
Pistón, émbolo
Velocidades
bajas;
válvulas, cilindros, cajas de
estoperas
sujetas
a
desgaste.
Horizontal
1
Alto
Accionado por cilindros
de máquinas de vapor o
motores con caja de
cigueñal.
Dosificadora
Unidades pequeñas con
sistema de precisión para el
control de flujo.
“
1
Medio
Tipos
diafragma
émbolo empacado.
Diafragma
Sin caja de estoperas;
puede
ser
actuada
neumática
o
hidráulicamente.
“
1
Alto
Usado
para
suspensiones químicas;
diafragma propenso a
falla.
Tornillo
1, 2 o 3 rotores de tornillo.
“
1
Medio
Para viscosidad alta, alto
flujo y alta presión.
Engranaje
Ruedas de engranajes
entrelazadas.
“
1
Medio
Para viscosidad alta,
presión moderada, flujo
moderado.
de
Desplazamiento positivo
Reciprocante
y
Rotativas
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TIPOS DE BOMBAS
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TABLA 2. COMPARACION DE TIPOS DE BOMBAS Y ESTILOS CONSTRUCCION:
CARACTERISTICAS DE FUNCIONAMIENTOS
ESTOS DATOS SON SOLO TIPICOS. EXISTEN MUCHOS CASOS EXCEPCIONALES
TIPO DE BOMBA Y CONSTRUCCION
CAPACIDAD CABEZAL
dm3/s
MAX.
(1)
m
DINAMICA
CENTRIFUGA
HORIZONTAL
UNA ETAPA SUSPENSION SUPERIOR
DOS ETAPAS SUSPENSION SUPERIOR
UNA ETAPAS IMPULSOR ENTRE COJINETES
QUIMICA
SUSPENSION DE SOLIDOS (SLURRY)
ENCAPSULADA
MULTIETAPAS DIVIDIDA HORIZONTALMENTE
MULTIETAPAS TIPO BARRIL
VERTICAL
TIPO DE PROCESO EN UNA ETAPA
MULTIETAPA
EN–LINEA
VELOCIDAD ALTA
POZO
MULTIETAPA POZO PROFUNDO
AXIAL (PROPELA)
TURBINA (REGENERATIVA)
DESPLAZAMIENTO POSITIVO
RECIRPOCANTES
PISTON, EMBOLO
DOSIFICADORA
DIAFRAGMA
P2MAX.
kPa
REQ. TIPICOS
DE (NPSH). VISC. MAX. EFICIENCIA TOLERANCIA TEMP. MAX.
m
mm2 /s
%
DE SOLIDOS DE BOMBEO° C
1–320
1–75
1–2500
65
65
0.1–1250
1–700
1–550
150
425
335
73
120
1500
1675
1675
4100
4100
6800
1400
4100
68900
20100
41400
2–6
2–6.7
2–7.6
1–2.6
1.5–7.6
2–6
2–6
2–6
650
430
650
650
650
430
430
430
20–80
20–75
30–90
20–75
20–80
20–70
65–90
40–75
Mod. ALTA
Mod. ALTA
Mod. ALTA
Mod. ALTA
ALTA
BAJA
MEDIA
MEDIA
455
455
205–455 (5)
205
455
540
205–260
455
1–650
1–5000
1–750
0.3–25
1.0–45
0.3–25
245
1830
215
1770
60
1830
4100
4800
3400
13800
1380
13800
0.3–6
0.3–6
2–6
2.4–12 (2)
0.3–6.7
0.3–6
650
430
430
109
430
430
20–85
25–90
20–80
10–50
45–75
30–75
MEDIA
MEDIA
MEDIA
BAJA
Mod. ALTA
MEDIA
345
260
260
260
1–6500
0.1–125
12
760
1030
10300
2 (4)
2–2.5
650
109
65–85
55–85
ALTA
MEDIA
65
120
205
1–650
0–1
0.1–6
345000 kPa (3)
51700 kPa 345000
34500 kPa 24100
3.7
4.6
3.7
1100
1100
750
55–85
20
20
MEDIA
BAJA
MEDIA
290
300
260
ROTATIVAS
DE TORNILLO
0.1–125
20700 kPa 20700
3
260
0.1–320
3400 kPa
3
150 x 106 (6) 50–80
150 x 106 (6) 50–80
MEDIA
DE ENGRANAJES
MEDIA
345
3400
NOTAS:
91) NORMALMENTE NO SIMULTANEO CON EL CABEZAL MAXIMO
(2)
(3)
(4)
(5)
SE PUEDE REDUCIR A 3–3,66 m (10–20 pie) AGREGANDO UN INDUCTOR
°
°
DEPENDIENTE DE LA RESISTENCIA DE LOS MATERIALES Y PUEDE SER MAYOR QUE 345000 kPa (50000 Psi)
SUMERSION MINIMA DE PROPELA
LIMITE DE 205 – 260 C (400–500 F) PARA CUERPOS DIVIDIDOS HORIZONTALMENTE, LIMITE DE 455 C (850 F) PARA CUERPOS DIVIDIDOS
VERTICALMENTE.
(6) VISCOSIDAD SSU.
(7) FACTORES DE CONVERSION:
PARA LLEVAR DE:
A:
MULTIPLIQUE POR:
dm3 /s
m
mm 2/s
°C
kPa
GPM
Pie
SSU
°F
Psi
15.8504
3.2808
4.6348
USE: °F = 1.8 x °C + 32
0.145
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Fig 1. ILUSTRACION DEL TIPO DE CONSTRUCCION DE BOMBA CENTRIFUGA Y
NOMENCLATURA DE SUS COMPONENTES
1–A BOMBA CENTRIFUGA DE PROCESO CON EXTREMO DE SUCCION SENCILLO,
DE UNA ETAPA Y SUSPENSION SUPERIOR
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Fig 1. (CONT.)
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Fig 1. (CONT.)
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Indice
1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 CAUDAL DE FLUJO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
5 CONDICIONES DE SUCCIÓN . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
6 PRESIÓN DE DESCARGA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
7
7 PRESIÓN DIFERENCIAL Y REQUERIMIENTOS DE CABEZAL . .
8
8 REQUERIMIENTOS DE ENERGÍA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
9
9 PROGRAMA DE CALCULO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
11
10 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
11
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CALCULOS EN SERVICIOS DE BOMBEO
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1
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ALCANCE
En este documento se presentan los cálculos típicos que aplican para el diseño
y especificación de servicios de bombeo. Normalmente estos cálculos involucran:
la estimación de la disponibilidad y los requerimientos típicos de Cabezal Neto de
Succión Positiva NPSH a la entrada de la Bomba, El cabezal a ser suministrado
por la bomba, Requerimientos de Potencia del servicio, condiciones de diseño,
estimado de la presión máxima de succión y descarga y de el cabezal de la bomba
a flujo cero “shutt–off” (ver Tabla 1 MDP–02–P–02).
2
REFERENCIAS
PDVSA (Además de otros Documentos de este capítulo)
MDP–01–DP–01,“Temperaturas de Diseño y Presión de Diseño”
MDP–02–FF–01/06 “Flujo de Fluidos”
Otras Referencias
API STANDARD 610“Centrifugal Pumps for Petroleum, Heavy Duty Chemical, and
Gas Industry Service”. Eighth Edition, August 1995.
Maxwell, J. B. “Data Book on Hydrocarbons, Aplication to Process Engineering”
3
ANTECEDENTES
Los cálculos aquí presentados están relacionados con los puntos 2 al 8 del
procedimiento de diseño para servicios de bombeo presentado en el Documento
MDP–02–P–02. El resto de los puntos o bien no involucra cálculos o han sido por
conveniencia presentados en otra parte.
Los cálculos de bombeo deben realizarse para las diferentes condiciones de flujo
que se identifiquen y en el caso de existir derivaciones de flujo aguas abajo de la
bomba se deben hacer los cálculos a través de los diferentes ramales para
establecer cual de ellos limita el diseño, normalmente este es el circuito de mayor
caída de presión dinámica, los otros circuitos ajustaran mediante valores mas
altos de caída de presión en la válvula de control para operar a la presión de
descarga requerida por el ramal controlante.
4
CAUDAL DE FLUJO
El caudal de flujo volumétrico, Q, (a la temperatura de bombeo) puede ser
calculado por una de las siguientes fórmulas:
1.
Si se conocen los requerimientos de flujo másico, W:
Q + F 1 X Wńò c
Ec. (1)
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2.
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Si se conoce el caudal de flujo volumétrico en condiciones estándar,
QS :
Q + QS X T
Ec. (2)
donde:
En
unidades
métricas
Q
=
W
ρc
=
=
Qs
=
=
F1
5
=
Caudal de flujo volumétrico a la temperatura
de bombeo
Flujo másico
Densidad del fluido a las condiciones de
bombeo
Caudal de flujo a cond. estándar (15°C y
101.325 kPa (60°F y 1 atm)
Factor de expansión térmica, su valor
puede obtenerse en “Maxwell Data Book on
Hydrocarbons”.
Factor que depende de las unidades
usadas
En
unidades
inglesas
dm3/s
gpm
kg/s
kg/m3
lb/h
lb/pie 3
dm3/s
gpm
103
0.1247
CONDICIONES DE SUCCIÓN
Los criterios a utilizar para el cálculo de la presión de Succión de un servicio de
Bombeo se dan en el punto 12 de el Documento MDP–02–P–02.
Presión de Succión
La Presión de succión de la bomba se calcula a partir de la presión de operación
del recipiente de succión ,y calculando la diferencia total de presión entre el nivel
de referencia en el recipiente y el nivel de referencia de la bomba.
P1 = Po (del recipiente) + ∆P (recipiente –bomba)
Ec.(3)
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CALCULOS EN SERVICIOS DE BOMBEO
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donde:
P1
Po
DP
=
=
=
Presión de succión de la bomba.
Presión en el recipiente de succión.
Diferencia de Presión entre el nivel de
referencia del Liquido en recipiente de
succión y la entrada de la bomba (a su
nivel de referencia).
En
unidades
métricas
En
unidades
inglesas
kPa
kPa
kPa
psi
psi
psi
La diferencia de presión total entre el nivel de referencia del recipiente y el de la
bomba se calcula según los métodos presentados en el capitulo de Flujo de
Fluidos de este manual, Documentos MDP–02–FF–01/06, Tomando en cuenta la
diferencia de alturas, las perdidas por fricción y el cabezal de aceleración, si fuera
significativo.
Presión Máxima de Succión
La Presión Máxima de Succión se calcula mediante la siguiente ecuación:
P1 max = Po max (recipiente)+ρc x g x ∆Hs/F3 x gc
Ec (4)
Donde:
P1max
=
Presión de Succión Máxima
DHs
=
g
gc
=
=
Presión de operación Máxima del
Recipiente de Succión, normalmente es la
presión de ajuste de la válvula de seguridad
(si existe).
Diferencia de altura entre el nivel de liquido
alto del recipiente y el nivel de referencia de
la bomba(600 mm=2 pie).
Aceleración de la gravedad
Constante dimensional
ρc
=
Densidad del líquido
condiciones de operación
F3
=
Factor que depende de las unidades usadas
Po max
bombeado
a
En
unidades
métricas
En
unidades
inglesas
kPa
kPa
psi
psi
m
pie
9.8 m/s2
103 kg
kPa.m.s 2
32.2 pie/s2
32.2 lb.pie
lbf.s2
kg/m3
lb/pie 3
1
144
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CALCULOS EN SERVICIOS DE BOMBEO
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Cabezal Neto de Succión Positiva Disponible (NPSHD)
La presión de succión se calcula partiendo del valor de la caída de presión en la
línea de succión, según el método citado anteriormente. Para servicios que
manejan líquidos directamente de recipientes que operan al punto de ebullición,
la presión de vapor del líquido es la misma que la presión en el espacio de vapor
del recipiente.
Cuando la fuente de succión del líquido está a su presión de vapor y no ocurre un
cambio significativo de temperatura en la línea de succión, tal como en los
servicios de torres de destilación, un método de cálculo conveniente es
simplemente restar las pérdidas de la línea de succión, convertidas en cabezal,
del cabezal de elevación entre el nivel de líquido del recipiente y el nivel de
referencia de la bomba:
NPSH D + H S *
F 3 DR línea de succión gc
òC
g
Ec. (5)
NPSHD se puede también calcular convirtiendo el margen de presión a cabezal:
NPSH D +
F 3 ǒP1 * P VǓ g C
òC g
Ec. (6)
Esta fórmula es útil cuando la fuente de succión del líquido está a una presión por
encima de Pv (a la temperatura real), tal como en los tanques de almacenamiento
atmosférico.
Donde:
NPSHD
=
DHs
DP
g
gc
=
=
=
ρc
=
P1
=
Cabezal neto de succión positivo
disponible
Diferencia de altura entre el recipiente
de succión y la bomba
Caída de presión
Aceleración de la gravedad
Constante dimensional
Densidad del líquido bombeado a
condiciones de operación
Presión de succión de la bomba
En
unidades
métricas
En
unidades
inglesas
m
pie
m
pie
kPa
9.8 m/s2
103 kg
kPa.m.s 2
psi
32.2 pie/s2
32.2 lb.pie
lbf.s2
kg/m3
lb/pie 3
kPa
psi
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Pv
=
F3
=
Indice volumen
Presión de vapor del líquido a las
condiciones de proceso
Factor que depende de las unidades
usadas
Indice norma
En
unidades
métricas
En
unidades
inglesas
kPa
psi
1
144
Factor de Seguridad
En un diseño conservador se agrega un margen de seguridad en el cálculo y en
la especificación del NPSH disponible. Sin embargo, este margen tiende a
incrementar el costo de la bomba y por lo tanto requiere una cuidadosa
consideración.
El factor de seguridad para los cálculos de NPSHD se define como sigue:
S.F.
CNSP
+
NPSHP D calculado
NPSHP D especificado
Ec. (7)
Se recomienda usar los siguientes valores en el diseño de servicios de bombeo:
Servicio
Condiciones de instalación muy bien definidas, como el rearranque
de una unidad existente o un servicio de bombeo, con tubería
existente.
La mayoría de los diseños de servicios nuevos
Agua de alimentación a caldera (asumiendo 20 minutos de
capacidad de almacenamiento del deareador)
Solvente pobre sulfolane
S.F.NPSH
1.00
1.10
1.25
1.25
Catacarb
1.60*
Carbamato de amonio
2.00*
* Consulte un especialista en máquinas para obtener datos de NPSHR de un
suplidor de bomba con experiencia.
Una vez que se ha aplicado un factor de seguridad adecuado en los cálculos de
NPSHD, no se necesita un margen de seguridad entre el NPSHD de servicio y el
NPSHR de la bomba seleccionada.
Se recomienda en general un margen mínimo de 0.6 m (2 pies) entre el NPSHR
y el NPSHD calculado (no el especificado), este es un criterio complementario que
puede ser usado con el de el factor de seguridad.
Cabezal Neto de Succión Positiva Requerido (NPSHR)
Ver MDP–02–P–02 para una discusión sobre estimación de requerimientos de
NPSH a partir de valores típicos, valores a otras condiciones , etc.
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PRESIÓN DE DESCARGA
Ver el punto 14 Presión de Descarga, del documento MDP–02–P–02, para los
criterios que aplican al calculo de las condiciones de descarga.
La presión de descarga de la bomba se calcula a partir de la presión de operación
del recipiente de descarga, el cual es el recipiente de destino del fluido bombeado,
recipiente de presión controlada o abierto a la atmósfera aguas abajo de la bomba.
A la presión del recipiente de descarga debe adicionársele la diferencia de altura
entre la bomba y el recipiente expresada en presión, las perdidas dinámicas del
circuito (fricción + aceleración cuando no sean despreciables) y la caída de presión
de la válvula de control. Las perdidas dinámicas incluyen las caídas de presión de
líneas, intercambiadores, orificios de restricción y cualquier otro elemento entre la
bomba y el recipiente de descarga y deberán ser calculadas mediante los métodos
presentados en el Capitulo de Flujo de Fluidos de este Manual, Documentos
MDP–02–FF–01/06.
P2 = Po (recipiente) + ρc x g x ∆Hs/F3 x gc + ∆P(Din.) + ∆P(V.C.)
Ec.(8)
Donde:
P2
=
Po
∆Hs
=
g
gc
=
=
rc
=
DP(Din.) =
DP(V.C.) =
=
F3
Presión de Descarga
Presión de operación del Recipiente de
Descarga.
Diferencia de altura entre el nivel de liquido
alto del recipiente de descarga y el nivel de
referencia de la bomba(600 mm=2 pie).
Aceleración de la gravedad
Constante dimensional
Densidad del líquido bombeado a
condiciones de operación
Caída de presión dinámica de la bomba al
recipiente de descarga
Caída de presión de la Válvula de Control
Factor que depende de las unidades
usadas
En
unidades
métricas
En
unidades
inglesas
kPa
kPa
psi
psi
m
pie
9.8 m/s2
103 kg
kPa.m.s 2
32.2 pie/s2
32.2 lb.pie
lbf.s2
kg/m3
lb/pie 3
kPa
psi
kPa
1
psi
144
La Caída de presión de la válvula requerida puede escojerse así:
DP (V.C) = 0.2 x ∆P(Din.) + Contribución del C.E.
Ec. (9)
C.E.= Cabezal Estático ρc x g x ∆Hs/F3 x gc
C. E.
<1400 kPa
1400–2800 kPa
>2800 kPa
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Contribución del C.E.
7
0.1xC.E.
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140 kPa
0.05xC.E.
PRESIÓN DIFERENCIAL Y REQUERIMIENTOS DE CABEZAL
Ver los criterios que aplican en MDP–02–P–02.
La cantidad de energía que la bomba debe ser capaz de suministrar a cada unidad
de masa del líquido por conversión en presión se define como requerimiento de
cabezal porque las unidades de energía de entrada son equivalentes a las de una
columna de líquido.
energía x g c
masa x g + cabezal
Los requerimientos de cabezal se calculan convirtiendo el aumento en presión de
la succión a la descarga a la altura de una columna equivalente de líquido
bombeado, a las condiciones de bombeo:
H +
F 3 DR gc
òc x g
Ec. (10)
donde:
H
=
DP
=
ρc
=
g
gc
=
=
F3
=
Cabezal de presión desarrollado por la
bomba
Aumento de presión entre la succión y la
descarga de la bomba (P2–P1)
Densidad del fluido a las condiciones de
bombeo
Aceleración de la gravedad
Constante dimensional
Factor que depende de las unidades
usadas
En
unidades
métricas
En
unidades
inglesas
m
pie
kPa
psi
kg/m3
lb/pie 3
9.81 m/s2
103 kg
kPa.m.s 2
1
32.2 pie/s2
32.2 lb.pie
lbf.s2
144
Las presiones nominales de succión y descarga se usan para el Cálculo de presión
diferencial y del cabezal.
No es necesario reportar el cabezal en las Especificaciones de Diseño, ya que los
valores necesarios para calcularlo, diferencial de presión y densidad absoluta, se
especifican separadamente.
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Se debe tomar precaución para presentar el requerimiento de cabezal de la bomba
y el NPSH disponible, ambos en términos del líquido bombeado, a las condiciones
de bombeo, y no en términos de agua fría. Por ejemplo, cuando ∆P = 700 kPa
(100 psi) para un fluido con una densidad absoluta de 750 kg/m3 (46.82 lb/pie3),
H=
(700) 10 3
x
= 95.2 m (312 pie)
750
9.8
Si la bomba estuviese manejando agua, el cabezal requerido para el mismo ∆P
sería
H=
(700) 10 3
x
= 71.4 m (234.25 pie)
1000
9.8
Presión máxima de descarga
Típicamente la caída de presión máxima se toma como un 120% de la normal y
corresponde a la condición de cero flujo (Shut Off).
P 2 max + P 1 max ) 1.2 x ǒP 2 * P 1Ǔ
8
Ec. (11)
REQUERIMIENTOS DE ENERGÍA
Cálculo de Requerimientos de Energía
Los requerimientos de energía de una bomba se calculan como sigue:
Potencia hidráulica = Caudal de flujo másico x energía entregada al
líquido/unidades de masa de líquido
Potencia al freno, + PotenciaHidráulica
Eficiencia
g
PF + W X H X g
EO X F 4
c
Ec. (12)
Substituyendo Q y ρc por W se obtiene:
PF +
Q X òc X H
g
X g
EO X F 5
c
Ec. (13)
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Si ∆P está disponible:
PF + Q X DR
F 6 X EO
Ec. (14)
donde:
En unidades En unidades
métricas
inglesas
PF
W
H
=
=
=
g
gc
=
=
Eo
=
Q
=
ρc
DP
=
=
F4
=
F5
=
F6
=
Potencia al freno
Flujo másico de líquido
Cabezal de presión desarrollado por
la bomba
Aceleración de la gravedad
Constante adimensional
Eficiencia global, incluyendo pérdidas
hidráulicas y mecánicas
Caudal de flujo volumétrico a
condición de operación
Densidad del flujo a condiciones
Aumento de presión entre la succión y
la descarga de la bomba
Factor que depende de las unidades
usadas
Factor que depende de las unidades
usadas
Factor que depende de las unidades
usadas
kW
kg/s
m
HP
lb/h
pie
m/s2
103 kg
kPa.m.s 2
pie/s2
32.2 lb.pie
lbf.s2
dm3/s
gpm
kg/m3
kPa
lb/pie 3
psi
1
1.98x10 6
1x10 3
246873.0
1x10 3
1714
Eficiencia
La eficiencia global de la bomba incluye dos categorías de pérdida, hidráulica y
mecánica. Las pérdidas mecánicas son causadas por la fricción en los cojinetes
y en el sello del eje y son muy pequeñas con respecto a las pérdidas hidráulicas.
Las pérdidas hidráulicas son causadas por turbulencia, fricción del revestimiento
y del disco, y deslizamiento o fugas internas desde la zona de descarga de la
bomba hacia la zona de succión.
Las pérdidas hidráulicas son una parte tan grande de las pérdidas totales que las
eficiencias hidráulica y global se pueden intercambiar para propósitos de diseño
de servicio de bombas.
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En las Figuras 3 y 4 del documento MDP–02–P–02 se presentan valores de
eficiencia para ser usados en Cálculos de potencia y para estimados de flujo
mínimo permisible.
9
PROGRAMA DE CALCULO
En la colección de programas PROCALC se encuentra disponible un programa
para calculo automatizado de Bombas.
10 NOMENCLATURA
Ver documento MDP–02–P–02.
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Indice
1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 FORMAS DE CURVA DE FUNCIONAMIENTO PROMEDIO . . . . . .
2
4 CAMBIO DE DIAMETRO DE IMPULSOR O VELOCIDAD . . . . . . . .
2
5 REDUCCION DE POTENCIA–VELOCIDAD VARIABLE VERSUS
VELOCIDAD CONSTANTE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4
6 EFECTO DE VISCOSIDA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
5
7 NPSH Y CAVITACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
5
8 VELOCIDAD ESPECIFICA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
5
9 CURVAS DESCENDENTES CABEZAL–CAPACIDAD . . . . . . . . . . .
6
10 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
7
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PAG. REV.
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ALCANCE
Este Documento presenta información sobre las características de
funcionamiento hidráulico de las bombas centrífugas. Esta información ayuda en
el diseño de los sistemas de control de la bomba, en la modificación de bombas
existentes y en la aplicación de bombas existentes para servicios de bombeo
nuevos.
2
REFERENCIAS
PDVSA GA–201, MID. Vol. 14
3
Centrifugal Pumps
FORMAS DE CURVA DE FUNCIONAMIENTO PROMEDIO
La capacidad de cabezal, los requerimientos de potencia, la eficiencia y el
requerimiento de NPSH de las bombas centrífugas varía con el caudal de flujo.
La variación específica en la “forma de la curva” es diferente para cada bomba,
pero las desviaciones del promedio tienden a ser pequeñas dentro de los tipos de
bombas usadas más comúnmente en servicios de proceso. La Figura 1. muestra
formas promedio de las curvas de los cuatro parámetros característicos. Esta
Figura es útil para predecir la forma de curva típica y para estimar el efecto de un
cambio de flujo sobre cada uno de los cuatro parámetros. Por supuesto que las
curvas reales, en vez de las generalizadas de este tipo, deben ser usadas en el
estudio de problemas con bombas existentes o de características conocidas.
GA–201 especifica los valores mínimos y máximos permisibles para cabezal a
flujo cero (shut off), como un porcentaje del cabezal en el punto nominal.
El hecho de que los valores de las desviaciones de las características de
funcionamiento de bombas específicas no coincida con los valores promedio de
la Fig, 1, no se debe considerar como una deficiencia.
4
CAMBIO DE DIAMETRO DE IMPULSOR O VELOCIDAD
La curva de características de cabezal–capacidad de una bomba centrífuga dada
se puede alterar para que sirva para nuevos requerimientos de funcionamiento.
El parámetro básico que se debe cambiar es la velocidad periférica del impulsor.
La velocidad periférica se puede cambiar en la siguiente manera:
1.
Cambio de velocidad
a.
Con accionador de turbina, cambiando el ajuste del regulador de velocidad,
dentro de los límites admisibles de velocidad de la bomba y las turbinas.
b.
Mediante el uso de un accionador de velocidad variable entre la bomba y su
motor.
c.
Con accionador de motor, agregue o cambie la unidad de engranaje entre el
accionador y la bomba.
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2.
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Cambio del diámetro del impulsor, en el rango permitido por el diseño de la
bomba.
Las curvas de funcionamiento suministradas con las bombas nuevas a veces
incluyen la predicción del funcionamiento a velocidades o diámetro de impulsores
diferentes que el caso de diseño inicial. Cuando estos datos están disponibles, se
pueden usar fácilmente para predecir el funcionamiento de la bomba una vez
modificada. Cuando sólo esta disponible la curva “normal”, las leyes de afinidad
pueden ser usadas para estimar el funcionamiento de la bomba modificada con
una precisión razonable.
Las leyes de afinidad para bombas dicen:
1.
El caudal de flujo (a cabezal constante) es directamente proporcional a la
velocidad periférica.
2.
El cabezal total desarrollado (a caudal de flujo constante) es directamente
proporcional al cuadrado de la velocidad periférica.
3.
Los requerimientos de potencia son directamente proporcionales al cubo de
velocidad periférica (suponiendo eficiencia constante y variaciones
relativamente pequeñas en los niveles de flujo y cabezal).
Por ejemplo, las Figuras 2. y 3. presentan el siguiente procedimiento. Use la
Figura 1. para definir la curva de cabezal, típica de la bomba a velocidad de 100%,
usando el punto de diseño original: 80 dm3/s (1250 gpm), 2650 kPa (385 psi). Ver
Figura 2.
Para 100% de velocidad o de diámetro de impulsor a cero flujo:
nP = 3100 kPa (450 psi)
Para 92% de velocidad o de diámetro de impulsor a cero flujo:
nP = 3100 x (0.92)2 = 2620 kPa (380 psi)
Para definir cualquier otro punto en la curva de velocidad al 92% siga hacia abajo
desde la curva de 100% a un punto igual a nPx (0.92)2. A partir del punto 1 a 80
dm3/s (1250 gpm) y 2650 kPa (381 psi) de :
nP = 2650 x (0.92)2 = 2240 kPa (325 psi)
Luego proceda a la izquierda desde las curvas de velocidad de 100% a un punto
igual al caudal de flujo x 0.92.
Q = 80 x 0.92 = 7 dm3/s (1157 gpm)
El punto 2 sería en la curva a 92% a 73 dm3/s (1157 gpm) y 2240 kPa (325 psi).
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Para la curva de PF(kW) la curva a 92% de velocidad o de diámetro del impulsor
proceda hacia abajo desde el punto 3 sobre la curva de velocidad de 100% a un
punto igual a PF x (0.92)3.
PF(KW) = 300 x (0.92)3 = 234 kW (314 BHP)
Luego proceda a la izquierda a un punto igual al caudal de flujo x 0.92.
Q = 80 x 0.92 = 73 dm3/s (1157 gpm)
El punto 4 estaría sobre la curva de 92% a 234 kW (314 BHP) y 73dm3/s. (1157
gpm)
5
REDUCCION DE POTENCIA–VELOCIDAD VARIABLE
VERSUS VELOCIDAD CONSTANTE
El siguiente ejemplo muestra la reducción del consumo de potencia que es posible
lograr con operación a velocidad variable en vez de velocidad constante. Esta
reducción de energía es ocasionalmente suficiente para justificar el uso de una
turbina de velocidad variable en vez de un motor a velocidad constante, o el uso
de un motor con una unidad para velocidad variable en vez de un motor de
velocidad constante.
La Figura 3. muestra la posible reducción de potencia basada en una aplicación
de tubería. Suponga que la bomba opera a 100% de capacidad nominal y 100%
de presión nominal, punto 1. La potencia gastada, PF1 en las curvas A y B sería
aproximadamente la misma para la unidad de velocidad constante como para la
unidad de velocidad variable, ya que la unidad de velocidad variable estaría
operando a toda velocidad con deslizamiento mínimo.
Sin embargo, si se desea reducir el flujo al 80% de la capacidad nominal, la presión
en el punto 2 es todo lo que se requiere. Se puede emplear un accionador de
velocidad variable para reducir la velocidad de la bomba a fin de formar una nueva
curva de cabezal–velocidad que intersepte la curva característica en el punto 2 y
así la bomba requeriría sólo el 73% de la potencia nominal, PF2. Si la unidad de
bombeo fuera de velocidad constante, produciría un 110% de la presión nominal
a 80% de la capacidad nominal, punto 3. La capacidad deseada se podría lograr
sólo regulando la presión entre los puntos 3 y 2 ( H como se muestra). La potencia
usada por la unidad de velocidad constante sería el 92% de la potencia nominal
tal como se muestra en la curva A a PF3. Por lo tanto, se ahorra considerable
energía mediante la regulación a todas las capacidades por debajo de la máxima.
La explicación de la diferencia de requerimientos de potencia que se indican en
las curvas A y B de la Figura 2. reside principalmente en el hecho de que la
regulación en la válvula de control consume una cantidad significativa de la
potencia del accionador. Los requerimientos de energía se determinan por tres
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factores: la capacidad, el cabezal y la eficiencia de la bomba. Cuando la velocidad
se reduce, la eficiencia de la bomba permanece prácticamente constante, y la
reducción tanto en la capacidad como en el cabezal produce una disminución
rápida de la potencia al freno. A velocidad constante y flujo parcial, el efecto del
flujo reducido en la ecuación de potencia es parcialmente neutralizado por el
incremento en el cabezal y la disminución de la eficiencia de la bomba, por lo tanto,
se produce una reducción en la potencia que es relativamente pequeña en
comparación con la del arreglo de velocidad variable.
Si se usa una turbina de velocidad variable para lograr el cambio de velocidad,
virtualmente toda la reducción de consumo de potencia resulta en un ahorro de
energía del accionador. Sin embargo, en el caso de unidades hidráulicas y
electromagnéticas reductoras de velocidad una parte de la energía ganada es
consumida por el reductor de velocidad, gastada en calor. Por lo tanto, toda la
energía ahorrada no está disponible para crédito económico.
Las desventajas de usar velocidad variable como mecanismo de control son:
1.
Costo de capital mayor, debido a la necesidad de una unidad de velocidad
variable o de un regulador de velocidad de turbina más costoso.
2.
Menor confiabilidad y costos mayores de mantenimiento para el sistema de
control variable que para para un sistema de válvula de control.
Otro método para obtener un control
arranque–parada de unidades múltiples.
6
económico es con operación
EFECTO DE VISCOSIDAD
La alta viscosidad tiene un efecto negativo en el funcionamiento de una bomba
centrífuga. Cuando la viscosidad aumenta, la capacidad de cabezal y la eficiencia
disminuyen. Los datos para predecir el efecto de viscosidad se presentan en la
Figura 4. En el caso de servicios para los cuales se requerirán bombas nuevas,
el suplidor de la bomba debe tomar en cuenta el cambio de viscosidad para el
diseño de la bomba; el diseñador de servicio necesita sólo especificar el rango de
viscosidad anticipado.
7
NPSH Y CAVITACION
(Ver MDP–02–P–04)
8
VELOCIDAD ESPECIFICA
La velocidad específica es un parámetro usado para describir el tipo de diseño de
impulsor usado. Es la velocidad en rpm a la que un impulsor geométricamente
similar estaría girando si fuera de un tamaño tal para desarrollar una capacidad
de un gpm contra un cabezal de un pie. La velocidad específica se relaciona con
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la velocidad de la bomba, la capacidad y el cabezal tal como se presenta a
continuación:
Ns +
F 7 N x Q1ń2
H3ń4
Ec. (1)
donde:
En
En
unidades unidades
métricas inglesas
Ns
=
Velocidad específica del impulsor
rev/s
rpm
N
=
Velocidad rotativa de la bomba
rev/s
rpm
US gpm
Q
=
Caudal de flujo volumétrico
dm3/s
H
=
Diferencia neta de cabezal
m
pie
F7
=
Factor que depende de las unidades usadas
1.63
1
Una bomba produciendo un cabezal alto a un flujo relativamente bajo tiene una
velocidad específica baja; esto es característico de una bomba “centrífuga” pura.
Una bomba que produce un cabezal bajo a un caudal de flujo relativamente alto
tiene una velocidad específica alta, la cual es característica de una bomba tipo
axial (o “de propela”). Los valores típicos para velocidades específicas de
impulsores “centrífugos” varían desde 8 hasta 67 rps (500 a 4000 rpm); para
impulsores de flujo mixto, de 67 a 170 rps (4000–10000 rpm); y para impulsores
de flujo axial o propelas de 170 a 270 rps (10000–16000) (por etapa).
9
CURVAS DESCENDENTES CABEZAL–CAPACIDAD
Las curvas descendentes cabezal–capacidad son causadas por turbulencia
extrema interna a caudales de flujo cercanos al de parada debido al diseño físico
de la bomba. Los álabes del impulsor de la bomba y los ángulos del difusor son
diseñados para obtener su máxima eficiencia cerca o al caudal de flujo requerido.
La desviación de ese caudal de flujo incrementa la turbulencia, causando una
reducción en la eficiencia de la bomba. En algunos diseños de bombas la
turbulencia se vuelve excesiva a flujo muy bajo, disminuyendo el cabezal neto
producido y causando un “descenso” en la curva.
Las bombas que son especialmente propensas a formas de curvas descendentes
son aquellas con las siguientes características:
1.
Construcción con difusor de álabes
2.
Impulsor con álabes radiales o casi radiales
3.
Bombas de alta velocidad
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4.
Impulsor diseñado para requerimiento de NPSH bajos
5.
Bombas con cabezal muy alto por etapa.
10 NOMENCLATURA
(Ver MDP–02–P–02)
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Fig 1. CURVAS CARACTERISTICAS PROMEDIO PARA BOMBAS CENTRIFUGAS
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Fig 2. CALCULO DE FUNCIONAMIENTO A VARIAS VELOCIDADES PERIFERICAS
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Fig 3. COMPARACION DE ACCIONADORES DE VELOCIDAD
CONSTANTE Y VARIABLE
PORCENTAJE DE POTENCIA NOMINAL
PORCENTAJE DE CABEZAL NOMINAL
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Fig 4. FACTORES DE CORRECCION POR VISCOSIDAD
EN BOMBAS CENTRIFUGAS
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APROB. APROB.
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1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 ILUSTRACIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
5 BOMBAS RECIPROCANTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
6 NPSH . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4
7 BOMBAS DOSIFICADORAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
8
8 BOMBAS DE DIAFRAGMA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
10
9 BOMBAS ROTATIVAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
10
10 BOMBAS DE TURBINAS REGENERATIVAS . . . . . . . . . . . . . . . . . .
15
11 VALVULAS DE ALIVIO DE LA PRESION DE DESCARGA . . . . . . .
17
12 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
19
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ALCANCE
Esta subsección presenta detalles adicionales acerca de otros tipos de bombas
diferentes de las centrífugas, que se aplican comúnmente en los servicios de
plantas de proceso. Los tipos discutidos caen todos en la categoría de
desplazamiento positivo, con excepción del tipo de turbina regenerativa. Sólo se
presentan los puntos pertinentes al diseño de servicio que difieren
apreciablemente de la práctica para bombas centrífugas.
2
REFERENCIAS
Prácticas de Diseño (aparte de los otros documentos de esta sección)
MDP–08–SG–01/05
Seguridad en el Diseño de Plantas
MID–PDVSA
GA–202
N–251
N–268
N–269
Bombas de Desplazamiento Positivo
Technical Specification for TEFC Squirrel Cage
Induction Motors 500 HP and Below
General Purpose Application of API 541 Form–wound
Squirrel–cage Induction Motors 250 Horsepower and
Larger
Special Purpose Application of API 541 Form–wound
Squirrel–cage Induction Motors 250 Horsepower and
Larger
Otras Referencias
Perry’s Chemical Engineers Handbook–Section on Pumping of Liquids and Gases
3
DEFINICIONES
La bomba rotativa es una bomba de desplazamiento positivo que suministra
potencia de presión al líquido por rotación de engranajes, tornillos, levas, algunos
tipos de émbolos, álabes, lóbulos o elementos similares (no impulsores
centrífugos) y produce un flujo esencialmente no pulsante.
El desplazamiento es la filtración de flujo en una bomba desde la zona de presión
de descarga de regreso hacia la zona de presión de entrada.
4
ILUSTRACIONES
Ilustraciones de tipo de bombas, estilos de construcción y nomenclatura de
componentes se pueden encontrar en “Perry’s Chemical Engineers’s Handbook,
Section on Pumping of Liquids and Gases”. El apéndice de este documento
contiene ilustraciones complementarias.
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BOMBAS RECIPROCANTES
Situaciones de Aplicación
Las bombas reciprocantes se aplican en muy pocos servicios en plantas
modernas de proceso. Algunos ejemplos de situaciones en las que se aplican son:
1.
Cabezal alto, con capacidades en el intervalo 0.06–1.3 dm3/s (1–20 gpm),
en esta condiciones el alto mantenimiento de la bomba reciprocante dada se
justifica por la baja eficiencia de la alternativa con una bomba centrífuga
adecuada.
2.
Remoción de condensado de tambor separador de chimenea, donde se
combina manejo de vapor y caudal de flujo bajo.
3.
Servicios de alimentación de carbamato y amonio a plantas de urea.
4.
Bombeo de líneas en plantas de lubricantes para evitar solidificación durante
la parada.
5.
Fondos de alquitrán del fraccionador primario del craqueador con vapor,
bomba de reserva alterna para flexibilidad a altas viscosidades.
Estilos de Construcción
Bombas de Vapor de Acción Directa – Este tipo de bomba consiste en un
extremo cilíndrico para vapor en línea con un extremo cilíndrico para líquido, con
una conexión con barra recta entre el pistón de vapor y el pistón de la bomba o el
émbolo.
Las bombas de vapor de acción directa se arreglan como unidades simples (un
cilindro para vapor y uno para líquido) o dobles (doble de lado y lado). Las
unidades dobles normalmente se usan para capacidades mayores y para reducir
las pulsaciones de flujo por debajo de la de una simple. Las bombas dobles están
interconectadas con válvulas de vapor de modo tal que un lado está bombeando
cuando el otro lado alcanza el final de su embolada. Casi todas las bombas de
vapor son de diseño de barra y pistón y de doble acción, es decir, cada lado
bombea en cada embolada. Por lo tanto, una bomba duplex tendrá 4 recorridos
de bombeo por ciclo.
Las bombas de vapor de acción directa son aplicables a operaciones de capacidad
variable mediante el uso de una válvula de control en la línea de suministro de
vapor a la bomba.
Bomba de Potencia – Este tipo de bomba convierte el movimiento rotativo en
movimiento recíprocamente de baja velocidad a través de engranajes de
reducción de velocidad, un eje de cigüeñal, barras de conexión y un cabezal de
cruce de recorrido. Este cabezal acciona los émbolos o pistones. Los extremos
para líquido de las unidades de más baja presión y más alta capacidad tienen una
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construcción del tipo barra y pistón, similar a la de las bombas de vapor de doble
acción. Las unidades de mayor presión son usualmente émbolos de una sola
acción. Los tipos más comunes de este modelo usan tres émbolos. Con tres o
más émbolos, la pulsación del flujo se reduce sustancialmente en comparación
con la de las bombas simples y dobles.
Las bombas de potencia tienen una eficiencia alta y pueden desarrollar presiones
muy altas, comúnmente son accionadas por motores eléctricos, pero también son
aptas para ser accionadas con turbinas. Con la construcción tipo émbolo, el
empaque de la caja de estopera tiene el diámetro completo del émbolo.
Las bombas de potencia son costosas y raramente se justifica usarlas en lugar de
las centrífugas con base en criterios de eficiencia, en servicios donde estas últimas
se pueden usar. Este tipo de bomba con frecuencia se puede justificar sobre las
bombas reciprocantes de vapor en servicios de operación continuo debido a los
requerimientos altos de vapor de la bomba de vapor de acción directa (a menos
que el vapor efluente sea valioso).
Número de Cilindros Paralelos – Consulte a los especialistas de maquinarias
para determinar si se debe usar una construcción simple, doble o triple, y si este
detalle se debe especificar.
Sensibilidad a la Viscosidad, Densidad, Sólidos
El caudal de flujo efectivo de bombas reciprocantes disminuye cuando la
viscosidad aumenta debido a que la velocidad se debe reducir.
La presión diferencial generada por las bombas reciprocantes es, al contrario de
la de las bombas centrífugas, independiente de la densidad del fluido. Depende
solamente de cuanta fuerza se ejerce sobre el pistón. Por lo tanto, si las bombas
reciprocantes desarrollaran un aumento de presión de 3450 kPa (500 psi) con una
densidad de líquido de 500 kg/m3 (31lb/pie3), desarrollarán este mismo aumento
de presión con una densidad de líquido de 1000 kg/m3 (62.4 lb/pie3). El cabezal
por supuesto se reduce a la mitad en este caso, sin cambio alguno en la capacidad.
Las bombas reciprocantes se aplican para servicios de lodos y suspensiones,
donde otros tipos son inoperables o no confiables. Los requerimientos de
mantenimiento en estos servicios pueden ser altos debido al desgaste de la
válvula, el cilindro, la barra y del empaque, pero la mayor confiabilidad que se logra
justifica su selección.
6
NPSH
Reducción de NPSHD Debido a Pulsación de Flujo – La pulsación de flujo a lo
largo de la tubería de succión de una bomba reciprocante es acompañada de una
aceleración cíclica de la parte de líquido que se mueve en la tubería. La energía
requerida para esta aceleración reduce el NPSH disponible en la succión de la
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bomba. El NPSHD se calcula en la misma forma que para las bombas centrífugas
y para todos los tipos restantes de bombas, con la excepción que el cabezal de
aceleración, Ha, se debe sustraer del valor calculado en flujo estacionario para
obtener el valor efectivo.
El flujo de la línea de succión con una bomba simple cambia desde cero flujo hasta
aproximadamente un 125% de flujo promedio durante aproximadamente el 10%
del ciclo de recorrido, después del viaje de regreso del pistón Émbolo. El líquido
en la línea de succión debe por lo tanto ser acelerado en 0.1 segundos cuando una
bomba se opera a 60 emboladas por minuto. A continuación se presentan las
tolerancias para el cabezal de aceleración (en metros) para bombas simples
manejando fluidos de viscosidad baja, las cuales están basadas en datos de
prueba desarrollados por constructores de bombas reciprocantes.
Cabezal de Aceleración de Líquido en la Línea de Sección para
Bomba Simple a 60 emboladas/min
Velocidad Promedio de
Línea de Succión
Longitud de la Línea de Succión, m
7.6m (25 pie)
15m (50 pie)
23m (75 pie)
30m (100 pie)
m/s
pie/s
m
pie
m
pie
m
pie
m
pie
0.15
0.5
0.52
1.7
1.00
3.3
1.52
5.0
1.98
6.5
0.30
1.0
1.00
3.3
1.98
6.5
3.00
9.8
3.96
1.3
0.60
2.0
1.98
6.5
3.96
13
5.94
19.5
7.92
26
Use 40% de los valores anteriores para bombas de vapor dobles y bombas de
potencia dobles y triples.
Multiplique los factores anteriores por el cociente del número de emboladas reales
por minuto divididas por 60.
Para bombas de potencia, multiplique los factores anteriores por la relación de rps
reales divididos por 0.5 (rpm divididos por 30.)
La longitud de la línea de succión es en metros (pies) reales, no en longitud
equivalente.
En la tabla anterior se evidencia que son necesarias líneas de succión cortas,
dimensionadas para velocidades de flujo muy bajas para evitar grandes
reducciones en el NPSHD debido al cabezal de aceleración.
Requerimiento de Bombas Cuando las bombas de vapor experimentan
cavitación, el movimiento reciprocante se vuelve errático debido al incremento
breve de velocidad y a la longitud irregular de las emboladas, “las emboladas
cortas”, las cuales a su vez hacen que el flujo se vuelva errático. Cuando las
bombas de potencia experimentan cavitación, la velocidad y la longitud de la
embolada no se afectan significativamente, pero la formación intermitente de
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vapor y las implosiones causan una operación mecánica ruidosa y accidentada;
el caudal de flujo es errático y el caudal de flujo promedio disminuye. Es posible
operar a esta condición por períodos prolongados, pero los requerimientos de
mantenimiento aumentan.
El requerimiento de NPSH de una bomba reciprocante incluye la pérdida de
presión por fricción desde la brida de entrada hasta el cilindro y esta influenciado
por la velocidad del líquido a través de la válvula de succión, el peso de la válvula,
y el resorte que da peso en la válvula. Un requerimiento de NPSH típico de una
bomba reciprocante aplicada económicamente es 3.6576 m (12 pie).
Requerimientos de 2.4 a 3 m (8 a 10 pie) también son posibles seleccionando una
bomba más grande y de menor velocidad, de mayor costo, para obtener el área
de válvula adicional para una capacidad dada.
Las bombas de potencia normalmente operan a mayor velocidad que las bombas
de vapor y con velocidad mayor en la válvula (debido al área limitada de la válvula),
mayor carga del resorte de la válvula (para acción rápida) y mayores
requerimientos resultantes de NPSH.
Presión de Descarga Máxima
Para el caso de la bomba de vapor de acción directa la presión máxima de
descarga es función del tamaño de los cilindros seleccionados para el líquido y el
vapor y de la presión diferencial del vapor a través de la bomba:
DP de fluido máxima +
(Diám. del cilindro para vapor) 2
x Diferencial de presión
(Diám. del cilindro para líquido) 2 del vapor máxima
Los diámetros de los cilindros para vapor se seleccionan del tamaño estándar
inmediato superior con el resultado de que se pueden desarrollar normalmente
presiones en el extremo de líquido entre 130 a 150% de la presión diferencial de
operación a las condiciones de parada.
El DP máximo para el fluido se agrega a la presión de succión máxima para obtener
la presión de diseño del extremo del fluido.
Siempre se aplican válvulas de seguridad en la descarga de bombas
reciprocantes para limitar la presión máxima de descarga. La válvula de seguridad
se debe especificar en las especificaciones de diseño.
Capacidad de Flujo de Bombas
Selección del Modelo – Los modelos de bombas se seleccionan durante la
ingeniería de detalle para ajustarse al caudal de flujo nominal especificado. La
Tabla 1 resume, para conocimiento del diseñador, los caudales de flujo de varios
tamaños y velocidades de bomba.
Control – Con una bomba de potencia, el control de la capacidad usualmente se
logra recirculando el exceso de flujo no requerido en el circuito externo hacia la
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succión. Si el flujo máximo requerido es mayor que el flujo normal, la bomba se
debe dimensionar para el flujo máximo. Normalmente se especifica que la bomba
se selecciona en base a eficiencias volumétricas no mayores del 90%. El control
de la recirculación se debe diseñar bajo la hipótesis de que la bomba puede operar
a 100% de eficiencia volumétrica cuando está en buenas condiciones.
El control de reciclo presenta dos problemas cuando la presión diferencial del
servicio es muy alto:
1.
Falla de la válvula de reciclo en la dirección abierta expone el sistema de
succión a un flujo de retorno a la presión de descarga.
2.
La válvula de control del desvío tiende a ser de una abertura muy pequeña
susceptible a bloqueo y erosión.
Para evitar estos problemas, la velocidad variable debe ser considerada como un
sistema de control alterno cuando el diferencial de presión es muy alto.
Requerimientos de Servicios
Eficiencia y Requerimientos de Potencia para propósitos de diseño de servicio, las
eficiencias mecánicas de las bombas de vapor de acción directa se pueden
suponer que sean los valores máximos especificados en la Tabla 2 del documento
MDP–02–P–02. Los estimados de eficiencia mecánica para bombas de potencia
son los siguientes:
Potencia transmitida al flujo
Eficiencia aproximada (%)
kW
HP
Hasta 3.5
hasta 5
55
5.5 – 11
7.5 – 15
60
15 – 30
20 – 40
70
37.5 – 75
50 – 100
80
92.5 y más
125 y más
85
Tanto para las bombas de vapor de acción directa como para las bombas de
potencia, se debe usar un factor de corrección de eficiencia mecánica de 0.9
cuando la viscosidad excede 860 mm2/s (4000 SSU).
PF +
donde:
Q x DP
F 6 x 0.9 x EF. Mecánica
Ec. (1)
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En unidades
métricas
En unidades
inglesas
PF
=
Potencia al freno
kW
HP
DP
=
Aumento de presión entre la descarga y la succión de la bomba
kPa
psi
Q
=
Caudal de flujo volumétrico a condiciones de operación
dm3/s
gpm
F6
=
Factor que depende de
las unidades usadas
1000
1714
Vapor para los Cilindros de Vapor – El diámetro del cilindro se puede estimar a
partir de la Tabla 1 y de la Figura 1. El caudal de vapor se presenta en la Figura
2.
Agua de Enfriamiento para Bombas – Los siguientes caudales son
aproximados:
Hasta 120°C (250°F), 0.06 dm3/s (1 gpm) (0.03 dm3/s (0.5 gpm) para cada
prensa–estopera) Por encima de 120°C (250°F), 0.3–0.6 dm3/s (5–9 gpm) (+0.13
dm3/s (2 gpm) adicional por cada camisa de caja de estopera).
7
BOMBAS DOSIFICADORAS
Generalidades
Las bombas dosificadoras son bombas de desplazamiento positivo diseñadas
para control preciso de caudales de flujo muy bajos. El rango de caudales de flujo
va desde 0.006 hasta 0.6 dm3/s (0.1 a 10 gpm). Algunos modelos están
disponibles para capacidades de hasta 2.2–2.5 dm3/s (35–40 gpm), pero no son
necesariamente tan atractivas como los otros tipos disponibles. La precisión en
el flujo se puede mantener en + 1.5%. El tamaño del accionador raramente excede
3.5 kW (5 HP). Los sistemas de control para bombas dosificadoras se diseñan con
frecuencia para controlar la relación o la proporción de aditivos inyectados en las
corrientes principales de flujo.
Frecuentemente se llaman bombas
“proporcionantes” y de “volumen” controlado.
Dos tipos de construcción se usan ampliamente: émbolo empacado y diafragma.
El primero se arregla como una versión pequeña de una bomba convencional de
émbolo de las grandes con la caja de estoperas expuesta al líquido bombeado.
La segunda usa una barrera hidráulica de aceite entre el émbolo reciprocante y
un diafragma impermeable que a su vez está en contacto con el líquido bombeado.
Con este último estilo, la caja de estoperas trabaja en aceite lubricante, y no
ocurren fugas del líquido de proceso.
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Virtualmente siempre se selecciona un motor eléctrico como accionador. Se
pueden considerar los mismos criterios de diseño para una bomba proporcionante
que para una bomba reciprocante de un motor más grande excepto por las
modificaciones que se indican a continuación.
La variación de capacidad normalmente se logra mediante el reajuste manual del
recorrido del pistón. Se dispone de controles para:
1.
Reajuste automático del recorrido
2.
Reajuste manual remoto del recorrido
El flujo pulsante de la bomba dosificadora normalmente impide el uso de
indicadores o medidores de flujo convencionales. Donde sea necesario calibrar,
o rechequear la capacidad de ajuste, se debe colocar en la línea de succión de
la bomba un pequeño recipiente o “columna de calibración”.
Una aplicación común de bombas dosificadoras es la inyección de soluciones
químicas para tratamiento de agua en las líneas de alimentación de agua de
calderas o directamente en los tambores de las calderas. Se deben usar para
servicios limpios a fin de evitar taponamiento y ensuciamiento de la válvula. El
NPSHR para bombas proporcionantes es en el orden de 5 m (15pie) mínimo. Es
importante tener líneas de succión sobredimensionadas y cortas, para servicios
de NPSHD bajo.
La eficiencia típica es de 20%. Los efectos de la viscosidad sobre los
requerimientos de potencia se pueden ignorar.
Las conexiones de las boquillas y las válvulas de las bombas dosificadoras son
pequeñas y están sujetas a taponamiento o ensuciamiento de válvula cuando en
el líquido están presentes partículas sólidas, por lo tanto, este tipo de bomba se
limita a servicios limpios o filtrados.
Los modelos de bombas de émbolo se seleccionan normalmente con diámetros
de émbolo grande para asegurar una eficiencia volumétrica consistente, y para
velocidades de recorrido bajas a fin de lograr una vida larga de las empacaduras
y una cavitación mínima en la succión.
Válvulas Reguladoras de Presión Aguas Arriba
La operación y el tiempo de servicio de las válvulas de descarga de las bombas
dosificadoras tiende a ser más pobre si la presión de descarga no excede la
presión de succión en más de 70 kPa (10 psi). En casos donde la presión de
succión puede exceder la presión de descarga debido a una gran elevación del
recipiente de succión, puede producirse un derrame de flujo a través de la bomba
desde la succión a la descarga con la bomba parada. Ambas condiciones se
pueden prevenir mediante una válvula reguladora de presión aguas arriba que se
puede especificar para ser suministrada por el suplidor.
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BOMBAS DE DIAFRAGMA
Las bombas de diafragma son bombas de desplazamiento positivo que operan por
movimiento periódico de un diafragma flexible. Sus principales ventajas son la
ausencia de cajas de estoperas y su tolerancia considerable a suspensiones
abrasivas. Las principales desventajas son que producen un flujo pulsante y
requieren un mantenimiento de las válvulas relativamente alto,así como del
diafragma y del mecanismo regulador del tiempo de pulsación.
Los límites de cabezal–capacidad de las bombas de diafragma son
aproximadamente de 300 m (1000 pie) y 6 dm3/s (100 gpm). El diafragma se
flexiona por presión del fluido pulsante por el lado del “accionador”. Se usa con
mucha frecuencia aire comprimido, pero también es posible usar vapor y sistemas
hidráulicos de aceite. La presión del accionador se diseña usualmente para pulsar
entre 0 y 105 kPa (0 y 15 psi) por encima del nivel de presión de descarga promedio
del sistema con el líquido de proceso.
Las bombas de diafragma no encuentran aplicación en los servicios de procesos
de refinería, pero se usan para suspensiones de plantas químicas demasiado
corrosivas o abrasivas para cualquier otro tipo de bomba.
9
BOMBAS ROTATIVAS
Tipos Aplicados
Una amplia gama de bombas rotativas están disponibles comercialmente y se
aplican en los procesos industriales. Los tipos usados en los servicios de líquido
de proceso son, sin embargo, generalmente limitados a bombas de engranajes
externos y bombas de tornillos. Los tipos de álabes deslizantes y de engranajes
internos encuentran aplicación en servicios de aceite hidráulico y de productos de
petróleo a bajas capacidades, pero raramente para servicios en plantas de
proceso.
Comparación entre Tipo de Engranajes y Tipo Tornillo
La Tabla 2 presenta una comparación de los tipos de bombas de engranajes y
tornillo más comúnmente aplicadas.
En el campo de aplicación por debajo de los siguientes rangos: de 40 a 65 dm3/s
(650 a 1000 gpm), 21600 mm2/s (0.1x106 SSU) y 2400/3450 kPa (350/500 psi)
(diferencial) de presión, ambos tipos de engranajes y de tornillo resultan
aplicables. Dentro de los rangos indicados, las bombas de engranaje tienen las
ventajas de tener un costo que está entre un 50 y un 65%del costo de las bombas
tipo tornillo, (debido principalmente a las operaciones de labrado más sencillas)
y de ser ligeramente más eficiente. Las bombas de tornillo tienen la ventaja de
mayor tolerancia a la presencia de sólidos, menor sensibilidad a condiciones de
succión de flujo mixto y causan menos esfuerzo cortante sobre el líquido, lo cual
es una ventaja con líquidos sensibles a esfuerzo cortante.
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En su campo de aplicación por encima del rango de la bomba de engranaje, las
bombas de tornillo ofrecen un flujo más pausado, menor mantenimiento y menor
costo que las bombas reciprocantes de capacidad comparable. Sin embargo,
tienen menor eficiencia y un límite más bajo de presión diferencial que las bombas
reciprocantes.
Bombas de un Solo Tornillo para Sólidos en Líquido (Moyno)
La bomba “MOYNO” de un solo tornillo es un tipo especial de bomba de tornillo
para manejar suspensiones con partículas relativamente grandes. El diseño de
la bomba permite una mínima fractura de las partículas y muy pocos daños por
abrasión en la bomba. Se usa extensivamente en la industria de procesamiento
de alimentos y en la industria química en mezclas sólido/líquidas que son
abrasivas o requieren un manejo delicado de las partículas de sólidos. Se pueden
manejar partículas desde 2 hasta 30 mm (0.08 a 1.25 pulg) de diámetro mediante
varios tamaños de bombas. Se pueden manejar viscosidades hasta 216000
mm2/s (1x106 SSU); capacidades entre 0.01–31 dm3/s (0.2–500 gpm). Las
temperaturas se limitan a 95°C (200°F) para recubrimientode estator de goma y
205°C (400°F) para recubrimientos de estator de acero inoxidable.
Rango de Viscosidad
La razón principal para usar bombas rotativas en vez de centrífugas es la de tomar
ventaja de su capacidad de alta viscosidad. Una segunda razón para usar bombas
rotativas es la simplicidad y la eficiencia en manejar caudales de flujo demasiado
bajos para hacer económica la aplicación de bombas centrífugas. En el segundo
caso, la viscosidad baja a veces influencia el diseño de las bombas rotativas. La
importancia de la viscosidad en el diseño de bombas rotativas se puede resumir
como sigue:
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Viscosidad
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Importancia
mm2/s
SSU
1.6–7.3
32–50
Nivel práctico mínimo; diseño normal
con conjinetes limitado a presión diferencial de 400–700 kPa (60–100 psi).
7.3–32
50–150
Diseños especiales con capacidad
hasta 2750 kPa (400 psi) de presión diferencial.
32–43
150–200
Diseño normal con capacidad hasta
1030 kPa (150 psi) de presión diferencial.
43–75
200–350
Diseño normal con capacidad hasta
2400 kPa (350 psi) de presión diferencial.
75–109
350–500
Diseño normal con capacidad hasta
3450 kPa (500 psi) de presión diferencial.
109
500
Por debajo de este nivel, se recomiendan las centrífugas donde así el flujo lo
permita; por encima de este nivel, las
rotativas resultan preferiblemente
frente a las centrífugas.
>109
>500
Diseños especiales disponibles hasta
4830–6900 kPa (700–1000 psi) de
presión diferencial, algunos para servicios tan altos como 24100 kPa (3500
psi).
130–640
600–3000
Rango para eficiencia máxima de
bombas de tornillo.
21600 hasta
34 x 106
0.1 1 x 106 hasta
150 x 106
Ver Tabla 2.
Las bombas rotativas que manejan líquidos de alta viscosidad se deben operar a
velocidades reducidas y, por lo tanto, tienen caudales de flujo reducidos. La
siguiente tabla ilustra la reducción de velocidad necesaria:
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Viscosidad
mm2/s
SSU
220
1100
2160
4320
10800
21600
1000
5000
10000
20000
50000
100000
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Indice norma
% Velocidad
100
100
90
75
60
50
Es importante que la viscosidad máxima se use para el cálculo de presión de
succión de la bomba y del NPSHD. Para viscosidades mayores a 1100mm2/s
(5000 SSU), se debe consultar a los especialistas de máquinas para obtener datos
actualizados de NPSHR de suplidores.
Las bombas diseñadas para operación a viscosidad muy alta están provistas de
entradas diseñadas especialmente, incluyendo “embudos” grandes de entrada de
tope para reducir el NPSHR.
Además del nivel de viscosidad, la manera en que la viscosidad cambia con la tasa
de esfuerzo cortante, es decir, el comportamiento no–Newtoniano, afecta la
selección y el diseño de la bomba. Los líquidos con viscosidades por encima de
108000 mm2/s (0.5 x 106 SSU) son típicamente no–Newtonianos. Los datos de
tasa de esfuerzo cortante se deben por lo tanto incluir en las Especificaciones de
Diseño para evitar errores de aplicación de bomba y deficiencias en su
funcionamiento.
Limitaciones de Presión y Temperatura
Las bombas de engranaje de construcción normal y de diseño especial son
comúnmente aplicadas hasta 3450 kPa (500 psi) de presión diferencial y 3450 kPa
man. (500 psig) de presión de descarga. Las bombas de tornillo están disponibles
para valores tan altos como 17200–24100 kPa man (2500 a 3500 psig).
Para el diseño de servicio de cualquier bomba rotativa con una presión diferencial
mayor de 4800 kPa (700 psi), se deberían obtener datos de diseño y aplicación
de los modelos disponibles por consulta a los especialistas en máquinas.
La mayoría de los modelos de bombas rotativas se limitan a 175°C (350°F) de
temperatura de operación nominal, debido al uso de cojinetes internos. Se
encuentran disponibles modelos de mayor costo con cojinetes externos para
rangos de hasta 400°C (750°F), pero existe una experiencia de aplicación muy
limitada a temperaturas superiores a los 330°C (625°F).
Sensibilidad a los Sólidos
Las bombas rotativas convencionales requieren tolerancias estrechas de las
partes móviles y se dañan fácilmente por el contenido de sólidos en el líquido
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bombeado. Los sólidos causan erosión de las tolerancias estrechas, permitiendo
un incremento del deslizamiento, y puede causar obstrucción, desgaste y
atascamiento de los rotores. Las bombas de engranajes son más sensibles a los
sólidos que las bombas de tornillo. Estas últimas pueden típicamente dejar pasar
partículas con diámetros de hasta de 2.5 mm sin sufrir daños significativos,
siempre que la cantidad y la abrasividad de las partículas sea baja.
Normalmente, las bombas rotativas se deben especificar sólo para servicios
limpios. Si se espera que el contenido de sólidos exceda de un 0.1% en peso, se
deben especificar el tipo de construcción de engranajes de distribución y cojinetes
externos. Los especialistas de máquinas deben ser consultados en cuanto a las
aplicaciones para servicio sucio.
Las prácticas para proteger la succión de la bomba con filtros temporales o
permanentes son similares a las que se aplican a las bombas centrífugas, excepto
que se usa una malla de 20 mesh para los coladores temporales y que la selección
de la malla para los filtros permanentes requiere de consulta al suplidor de la
bomba seleccionada.
Requerimientos de NPSH
Las bombas rotativas tienen requerimientos de NPSH variables, al igual que las
centrífugas. Usualmente se pueden obtener bombas con requerimientos de 3 m
(10 pie) sin una penalización económica significativa. También se pueden obtener
requerimientos tan bajos como 1.5 m (5 pie), pero probablemente se requerirá una
velocidad reducida y un diseño de protección y, por lo tanto, un costo adicional.
Sellado del Eje
El sellado del eje de bombas rotativas tiende a ser más fácil que para muchas
bombas centrífugas debido a que la mayoría de los líquidos manejados son de alta
viscosidad (lo cual los hace mejores lubricantes), las velocidades de la bomba
rotativa tienden a ser menores y las presiones de succión de servicio tienden a ser
bajas. El empaque trabaja en forma aceptable en la mayoría de los servicios y es
generalmente competitiva con los sellos mecánicos.
Para servicios en limpio, se justifica el uso de sellos mecánicos por ahorros de
fujas y son ampliamente recomendados.
Los servicios con viscosidad baja, de lubricación pobre, requieren cojinetes
externos, y por lo tanto, cuatro cajas de estoperas. La combinación de pobre
lubricación con cuatro cajas de estoperas presenta un problema difícil de sellado
del eje. El método de diseño sugerido es especificar que los sellos mecánicos para
la instalación inicial sean convertibles a empacaduras a través de ejes
especialmente endurecidos o trabajados en superficie,o mediante el uso de
manga de eje en el área de la caja de estopera. Se recomienda consultar a un
especialista de máquinas.
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Para líquidos de servicio que contienen más de 0.1% en peso de coque u otros
sólidos, se recomienda el uso de empaque en lugar de sellos mecánicos con
lavado externo. Para estos servicios se requieren engranajes de distribución y
cojinetes externos, y por lo tanto, se requiere una construcción de cuatro cajas de
estoperas.
El uso de empacaduras bajo ningún aspecto asegura un
mantenimiento bajo, pero los costos de compra, operación y mantenimiento de
cuatro sellos mecánicos con limpieza externa en servicio sucio se puede esperar
que sean mucho más altos que los de empaques en tal medida que compensan
el ahorro debido al derrame.
Las cajas de estoperas de bombas de tornillo están normalmente expuestas a la
presión de succión. Las cajas de estoperas de las bombas de engranaje están
normalmente expuestas a la presión intermedia entre la succión y la descarga,
pero esto puede ser alterado mediante arreglos de balanceo de presión.
Eficiencia y Requerimientos de Servicio
El requerimiento de potencia para bombas rotativas se calcula de la misma forma
que para bombas centrífugas, usando una eficiencia global, Eo. A partir de las
Figuras 5 y 6 se pueden obtener valores estimados de eficiencia para bombas de
engranaje y de tornillo.
Los requerimientos de agua de enfriamiento se pueden estimar como se indica a
continuación:
Temperatura
<30 dm3/s (<500 gpm)
<30 dm3/s (<500 gpm)
<150°C (<300°F)
0.13 dm3/s (2 gpm)
0.2 dm3/s (3 gpm)
>150°C (>300°F)
0.25 dm3/s (4 gpm)
0.35 dm3/2 (5 gpm)
Válvulas
Las bombas rotativas se pueden hacer girar en reversa para tener flujo en sentido
contrario y, por lo tanto, deben estar provistas de una válvula de retención en las
líneas de descarga.
10 BOMBAS DE TURBINAS REGENERATIVAS
Descripción
La bomba de turbina regenerativa es una bomba dinámica estructurada como una
bomba centrífuga, pero con una curva de cabezal–capacidad mucho más
inclinada. El impulsor es un disco sólido con álabes acanalados a cada lado del
perímetro que suministra energía al líquido por recorridos múltiples desde el
impulsor al estator y de nuevo al impulsor, describiendo unos recorridos en forma
de tornillo doble a lo largo del anulo del estator.
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Características de Funcionamiento
Los modelos de bombas tipo turbina están disponibles para capacidades desde
0.06 hasta más de 6.0 dm3/s (1 hasta más de 100 gpm), rara vez resultan
preferibles frente a las bombas centrífugas a capacidades superiores a los 3.0
dm3/s (50 gpm). Encuentran aplicación con mayor frecuencia en el rango de 0.06
a 1.3 dm3/s (1 a 20 gpm). El cabezal está limitado a 210/230 m (700/750 pie) para
unidades de una etapa y 335/425 m (1100/1400pie) para unidades de dos etapas.
La temperatura está limitada de 120 a 175°C (250 a 350°F). El funcionamiento se
deteriora significativamente con viscosidades por encima del rango de 43 a 109
mm2/s (200 a 500 SSU). El requerimiento de NPSH varía entre 1 y 10 m (entre
3 y 30 pie). El flujo proveniente de una bomba tipo turbina es uniforme, como el
de una bomba centrífuga.
Las bombas tipo turbina tienen una presión de disparo que es típicamente de 2 a
3 veces el valor del diseño. Lo inclinado de la curva de cabezal produce un
aumento en la curva de requerimiento de potencia a medida que el flujo disminuye,
llegando a un pico en el punto de disparo. Por esto, los accionadores para las
bombas tipo turbina deben ser dimensionadas para flujo mínimo, en vez de para
flujo normal, y se puede requerir una válvula de seguridad en la válvula de bloqueo
de descarga.
La eficiencia de las bombas de tipo turbinas típicamente está entre 40 y 45% en
el rango de 0.6 a 2.2 dm3/s (10 a 35 gpm), contra el 20% o menos para bombas
centrífugas de una etapa.
Sensibilidad a Ensuciamiento, Corrosión
La bomba tipo turbina depende de la conservación de tolerancias de partes
móviles tan pequeñas como de 0.05 a 0.075 mm (0.002 a 0.003 pulg) entre los
lados del impulsor y la parte lateral del cuerpo, y entre la periferia del impulsor y
el “despojador”. Esto hace la bomba intrínsecamente sensible a la presencia de
sólidos tan pequeños como de 20 a 30 micrones (= micrómetros) en el fluido
bombeado, a choques de temperatura y a fuerzas y momentos de la tubería en las
bridas de la bomba. La necesidad de reparaciones para renovar las tolerancias
es frecuente.
La experiencia de refinería con bombas tipo turbina en servicio corrosivo ha
mostrado pérdida completa de los pequeños álabes y una severa acción corrosiva
debida a las estrechas holguras. La bomba, por lo tanto, no es apta para servicios
corrosivos.
Rango de Aplicación
Las bombas tipo turbina regenerativa son económicamente competitivas con las
bombas dosificadoras para servicios en el rango de 0.06 a 0.6dm3/s (1 a 10 gpm),
con requerimientos de cabezal mayores de 100 m y temperaturas por debajo de
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120°C. El líquido debe ser no–corrosivo y libre de sólidos. Resulta preferida usar
bombas centrífugas con recirculación para bajo flujo por encima de 0.6 dm3/s (10
gpm) debido a su mayor confiabilidad. Normalmente, es preferible usar bombas
centrífugas que bombas de tipo turbina regenerativa para temperaturas mayores
y cabezales más bajos, aun cuando se requiera una recirculación considerable.
Las bombas reciprocantes resultan preferibles donde el cabezal alto y contenido
de sólidos se combinan con el flujo bajo.
11 VALVULAS DE ALIVIO DE LA PRESION DE DESCARGA
Generalidades
Las válvulas de seguridad en la descarga de las bombas de desplazamiento
positivo convencionalmente se les llama válvulas de alivio de presión. Estas
válvulas tienen el doble propósito de proteger la bomba y su tubería de descarga
de una presión excesiva y de proteger el accionador de un esfuerzo de torsión y
carga excesivos. La protección de sobrepresión se requiere porque la capacidad
de la presión de descarga de las bombas de desplazamiento positivo está limitada
sólo por la capacidad del esfuerzo de torsión del accionador; sobre presiones
grandes pueden ser causadas por el simple cierre de la válvula de bloqueo de
descarga. La protección contra la sobrecarga del accionador mediante la válvula
de alivio se requiere para suministrar un mayor grado de protección contra fallas
del accionador que el que puede suministrar la sola protección por sobrecarga
eléctrica. En la práctica, la función de protección por sobrecarga suministra el
límite inferior para el ajuste final de la válvula de alivio con más frecuencia que la
función de protección por sobrepresión.
Debido a la doble función de la válvula de alivio, su ajuste final se debe desarrollar
en dos etapas:
1.
Durante el diseño de proceso (antes de la selección del modelo de bomba
y tamaño del accionador), se selecciona y especifica el ajuste de la válvula
de alivio, basada en la protección para sobrepresión, usando el método de
capítulo de Seguridad en el Diseño.
2.
Durante la ingeniería de detalles, cuando el modelo de la bomba y el tamaño
del accionador sean seleccionados, el impacto de la protección por la
sobrecarga requerida en el diseño del servicio debe ser revisado con los
siguientes objetivos:
a.
Confirmar que el ajuste suministra la protección requerida de sobrecarga del
accionador.
b.
Chequear el efecto del ajuste sobre el costo del equipo, ya que pequeñas
reducciones del ajuste a veces permiten un ahorro significativo en el costo
de equipos, debido a los intervalos definidos de modelos y tamaños.
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c.
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Determine si un potencial extra de descarga está disponible según la bomba,
el accionador y el sistema de tuberías seleccionados, el cual puede producir
un incremento útil en la flexibilidad de servicio, que justificaría un incremento
en el ajuste inicialmente especificado para la válvula de alivio.
La válvula de alivio se debe instalar antes de la válvula de bloqueo de descarga
de la bomba y se debe conectar mediante un sistema de tuberías a un punto aguas
arriba de la bomba, o al recipiente de succión, para evitar sobrecalentamiento de
la bomba debido a la recirculación. La válvula y su sistema de tuberías debe tener
calentamiento con vapor en los servicios de alta viscosidad.
La válvula de alivio se diseña para uso de seguridad intermitente y no se le debe
confiar el control normal de presión de descarga. Si no se estipula otro tipo de
control de presión de descarga, se debe colocar una válvula reguladora de
presión, alineada en paralelo con la válvula de alivio, para evitar la operación
frecuente de la válvula de alivio.
Las válvulas de alivio se deben especificar y mostrar en los diagramas de flujo para
todos los servicios con bombas de desplazamiento positivo, se requieren válvulas
de alivio independientes de la bomba en todos los casos a excepción de las
bombas dosificadoras donde son aceptables válvulas empotradas. (Parte integral
de la bomba).
Tipo Empotradas
Dado que todas las bombas rotativas requieren válvulas de alivio de presión de
descarga, especialmente los modelos pequeños se construyen con una válvula
empotrada en el cuerpo de la bomba. Este estilo no es un substituto aceptable
para las válvulas independientes externas para bombas rotativas en servicios de
líquido de proceso (en contraste con los servicios hidráulicos o sistemas de
lubricación) por las siguientes razones:
1.
El flujo de recirculación va directamente a la succión de la bomba sin
suficiente recorrido de tubería para permitir el enfriamiento, por lo tanto, el
calentamiento de la bomba es rápido cuando la válvula está funcionando.
2.
El control del diseño y calidad de las válvulas empotradas es menos efectivo
que el que se aplica a las válvulas de seguridad separadas, y con frecuencia
es insuficiente para confiarle la protección de tubería y los accesorios en el
sistema de descarga.
3.
Las pruebas a escala banco de las válvulas empotradas en las instalaciones
de refinería pueden requerir equipos especiales.
4.
Algunas partes de las válvulas empotradas no son intercambiables con las
otras válvulas de seguridad de la planta.
Por lo tanto, se deben especificar válvulas de alivio independientes para las
bombas rotativas en servicios de líquidos de proceso en las especificaciones de
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diseño independientemente, de que el modelo seleccionado tenga o no una
válvula empotrada.
Válvulas de Alivio para Bombas Dosificadoras
Una práctica diferente se sigue para las bombas dosificadoras, debido al menor
tamaño de la bomba, del accionador y del sistema de tuberías, y al menor riesgo
de falla de cualquier componente. Las válvulas empotradas o las válvulas
suministradas por el suplidor de la bomba resultan aceptables con una
valorización adecuada de los cálculos de ingeniería. Las bombas dosificadoras
de tipo diafragma normalmente se suministran con válvulas de alivio internas que
operan del lado del aceite hidráulico de diafragma. Las bombas dosificadoras de
tipo pistón normalmente tienen válvulas independientes diseñadas por el suplidor
de la bomba.
12 NOMENCLATURA
(Ver MDP–02–P–02).
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TABLA 1. BOMBAS RECIPROCANTES DE TAMAÑO ESTANDAR
6x3x8
6x4x6
6 x 4 x 12
6 x 5 x 12
12 x 4 x 12
6 x 5 x 12
6 x 6 x 12
14 x 6 x 12
8 x 7 x 12
14 x 7 x 12
8 x 7 x 15
14 x 7 x 15
8 x 7 x 18
18 x 7 x 18
10x 8 x 20
16 x 8 x 20
8 x 9 18
20 x 9 x 18
10 x 10 x 18
24 x 10 x 18
12 x 10 x 20
20 x 10 x 20
14 x 12 x 20
20 x 12 x 20
12 x 12 x 24
23 x 12 x 24
33
28
45
45
45
45
45
45
45
45
52
52
58
58
62
62
58
58
58
58
62
62
62
62
68
68
10.9
16.5
26.5
26.5
41.5
41.5
59.7
59.7
81.2
81.2
93.7
93.7
104
104
157
157
173
173
214
214
250
250
360
360
395
395
BOMBA SIMPLE CAPACIDADES BASADAS EN
VELOCIDADES BASICAS Y EFICIENCIA DE
90% VOL.
EMBOLADA
2.35
3.10
9.30
16.5
16.5
16.5
23.5
36.7
36.7
41.5
59.7
59.7
81.2
93.7
106
106
122
122
154
191
250
275
374
490
640
810
1,440
DIAMETRO DE CILINDRO DE VAPOR
16
21
28
28
28
33
40
40
40
45
45
45
45
52
45
45
52
52
52
52
62
52
52
62
62
62
62
EMBOLADA
DIAMETRO DE CILINDRO DE LIQUIDO
DIAMETRO DE CILINDRO DE VAPOR
3x2x3
3x2x4
5x3x6
4x4x6
6x4x6
6x4x8
6 x 4 x 10
7 x 5 x 10
8 x 5 x 10
8 x 5 x 12
9 x 6 x 12
10 x 6 x 12
10 x 7 x 12
12 x 7 x 16
12 x 8 x 12
14 x 8 x 12
12 x 8 x 15
14 x 8 x 15
14 x 9 x 14
16 x 10 x 15
14 x 10 x 20
18 x 12 x 15
20 x 14 x 15
20 x 14 x 20
24 x 16 x 20
26 x 18 x 20
30 x 24 x 20
Para presiones de descarga hasta 500 psig
Tamaño
Velocidad
Capacidad*
Básica*
Pulg
gpm
Pie/min
DIAMETRO DE CILINDRO DE LIQUIDO
Para presiones de descarga de hasta 250 psi
Tamaño
Velocidad
Capacidad
Básica*
Pulg
gpm
Pie/min
LA TABLA DE ARRIBA SE BASA EN ESPECIFICACIONES DEL CONSTRUCTOR, Y LA VERSION EN UNIDADES “SI” NO ESTA DISPONIBLE TODAVIA. USE
LOS SIGUIENTES FACTORES DE CONVERSION:
PRESION DE DESCARGA
psi x 6.894 757
= kPa man
TAMAÑO
in. x 24.5
=
VELOCIDAD BASICA
ft/min x 5.08
=
mm/s
CAPACIDAD
gpm x 6.309 020 x 10–2
=
dm3/s
mm
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TABLA 2. COMPARACION DE TIPOS DE BOMBAS ROTATIVAS USADAS COMUNMENTE
EN LOS SERVICIOS DE PLANTAS DE PROCESO
Arreglo del rotor
N° de cajas de
estoperas
Tipo de engranaje externo
Tipo de tornillo
1
1
No hay modelos comerciales
significativo
“MOYNO”; para servicios con presencia de sólidos; evita la
ruptura de partículas sólidas y minimiza los daños por
abrasión.
2ó3
1
2 rotores; costo bajo, presión
diferencial limitada a (350/500 °F),
viscosidad de 1.6/7.3 a 21600 mm2/s
(32/50 a 0.1 x 106 SSU); raras veces
se aplica para más de 20/35 dm3/s
(350/500 gpm).
3 rotores; “IMO”; más bajo en costo que el tipo engranaje de
distribución; viscosidad máxima 21600 mm2/s (0.1 x 106 SSU;
viscosidad mínima 2.6mm2/s (35 SSU) a un P de 700 kPa (100 psi), 20
mm2/s a P de 2760 kPa (400 psi); capacidad hasta 250 dm3/s ((4000
gpm) el mango en el cuerpo actúa como una chumacera del rotor;
tiende requerimientos de NPSH más altos que los tipos de engranaje
de distribución, presión hasta 20700 kPa (3000 psi).
Cojinetes y engranajes de
distribuci’on
2
1
Los mismos límites de presión y
viscosidad que arriba; capacidad
limitada a 40/50 dm3/s (650/1000
gpm); temperaturas limitadas al rango
entre 150 y 175 °C (300 a 350 °F)
Viscosidad hasta 32.4 x 106 mm2/s (150 x 106 SSU); mismos límites
de capacidad indicados arriba; menos sensible a la presencia de
sólidos en el líquido que el tipo de transmisión de contacto o de
engrajane, pero limitado a líquidos lo suficientemente lubricantes para
la lubricación de los cojinetes; tiene el mismo límite de temperatura que
el tipo de engranaje; capacidad de diferencial de presión de 4800 a
20700 kPa (700 a 300 psi).
Cojinetes y engranajes de
distribución exteriores
2
4
Fuente de suplidores limitadas;
viscosidades hasta 108000 mm2/s (5
x 106 SSU) tiene los mismos límites
de capacidad que el tipo anterior;
límite de presión diferencial para
construcción normalizada 1400 kPa
(200 psi), para construccón especial
2800 kPa (400 psi); temperatura
limitada al rango entre 370 y 400 °C
(700 a 750 °F)
Fuentes de suplidores limitadas; tiene los mismos límites de viscosidad
y capacidad que el tipo anterior; construcción muy versátil para
viscosidad baja y presiones altas, baja lubricidad, sólidos, etc.; los
tornillos pueden ser reemplazables o integrados al eje; el engranaje de
distribución puede ser exterior o de extremo acoplado; tiene los
mismos límites de temperatura que el tipo de engranaje; tiene la misma
capacidad de diferencial de presión que el tipo anterior.
Rotor único
Transmisión de contacto de
rotor de guía (sin engranaje
de distribución)
N° de
rotores
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Fig 1. CARTA PARA SELECCION DE BOMBA RECIPROCANTE
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Fig 2. CAUDALES DE AGUA DE BOMBAS RECIPROCANTES SIMPLES
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Fig 3. TIPO DE CONSTRUCCION DE BOMBAS DE ENGRANAJES
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Fig 4. ESTILOS DE CONSTRUCCION DE BOMBA TIPO TORNILLO
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Fig 5. EFICIENCIA DE BOMBAS DE ENGRANAJE
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Fig 6. EFICIENCIA DE BOMBAS TIPO TORNILLO
NOTA:
EFICIENCIA GLOBAL = (EFICIENCIA BASICA) X (FACTOR DE CORRECCION)
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BOMBAS
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MDP–02–P–09
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APROB.
E PDVSA, 1983
TITULO
SELLADO DEL EJE
APROBADA
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DESCRIPCION
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PAG. REV.
APROB.
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APROB. APROB.
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Indice
1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
5 RECOMENDACIONES DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
15
6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
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ALCANCE
Este documento presenta la información requerida para realizar la selección
preliminar de tipos de sistemas de sello de eje para bombas centrífugas y rotativas.
La selección del modelo del sello específico de eje y el diseño final de los sistemas
relacionados se realizan en la etapa de ingeniería de detalles, después que la
bomba se haya seleccionado, y después que están disponibles las
recomendaciones específicas de ingeniería de los vendedores de sello y bombas.
2
REFERENCIAS
Basic Practices
G–200
GA–201
Flushing and Sealing of Mechanical Equipment (MID
Vol.14)
Centrifugal Pumps (MID Vol.14)
Otras Referencias
API Standard 610
3
“Centrifugal Pumps for Petroleum Heavy Duty,
Chemical and Gas Industry Service”, Eight Edition,
August 1995
ANTECEDENTES
El problema práctico de sello de la caja de estopera de una bomba centrífuga o
rotativa es principalmente de diseño mecánico de bomba y de ingeniería de detalle
del proyecto. Las razones para la consideración de sello del eje durante la fase
de diseño de planta son:
4
1.
El diseño apropiado del sello del eje tiene un impacto significativo en el
requerimiento de seguridad, operabilidad y mantenimiento de la planta.
2.
Muchos sistemas de sello del eje necesitan corrientes auxiliares para lavado
y sello del proceso que se deberían seleccionar en la fase de diseño de
proceso, antes que los modelos de bombas se seleccionen.
3.
Algunos servicios de proceso presentan dificultades especiales en el sello
del eje que puede ser mitigado por compensaciones apropiadas en el diseño
del servicio.
CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO
El diseño de servicio de bombeo debe siempre incluir consideraciones sobre los
siguientes factores de sello de eje:
1.
¿El sello del eje de la bomba debe ser mecánico o de empaque?
2.
¿Se requiere lavado externo o aceite de sello? ¿De qué fuente?
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Para servicios no usuales o servicios conocidos que tengan problemas de sellado
del eje, se deben desarrollar y especificar detalles adicionales para permitir la
ejecución de la ingeniería de detalle apropiada del sello del eje.
Ejemplos de detalles adicionales a veces especificados son :
1.
Sellos mecánicos dobles con previsión de lubricación entre los sellos
2.
Sellos simples con características de aplicación especiales
3.
Sellos en fase vapor
4.
Detalles especiales del sistema de sello de CAA, fenol y soda cáustica
5.
Un tipo particular de auto–lavante, basado en experiencia anterior exitosa.
La especificación GA–201 cubre muchos aspectos de diseño de sello del eje
que no necesitan ser cubiertas en las especificaciones de diseño.
Algunos ejemplos significativos son:
1.
Materiales de construcción de sello mecánico
2.
Detalles de sistema auto–lavante y de lavado externo
3.
Aplicabilidad de los sellos para servicios de temperatura alta
4.
Sellos en fase vapor
5.
Construcción de caja de estopera para permitir el control de ambiente del
sello y sustitución del sello con empacadura, donde se requiere para
condiciones de servicio severas.
La especificación de diseño debe especificar que el diseño de detalles de lavado
externo y los sistemas de sello se realicen como parte del proyecto de ingeniería
de detalle, después de la selección de los modelos específicos de bomba y sello
del eje.
Métodos de Sellado del Eje
El método original de sellado de los ejes rotativos de bombas era rellenar el anulo
entre el eje rotativo y el interior de la caja de estopera con cuerda entrelazada o
anillos empacados de hojas de metal. Más del 95% de las bombas de proceso
ahora incluye un sello de “contacto” mecánico en el espacio anular anteriormente
ocupado por el empaque. A continuación se presentan algunos casos
significativos excepcionales con respecto a los métodos estándar de sellado del
eje de bomba:
1.
Las bombas encapsuladas eliminan el problema de sello del eje
completamente encerrando el rotor del accionador (motor) en el cuerpo a
presión junto con el rotor de la bomba, por lo tanto la única perforación del
cuerpo que contiene el líquido es donde entran las conexiones eléctricas.
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2.
La bomba de diafragma es un tipo de bomba reciprocante que opera
flexionando un diafragma. El arreglo no requiere caja de estoperas entre el
bombeo y la atmósfera.
3.
Un constructor de bomba para suspensiones de sólido,–Wilfley (AR) and
Sons Inc. – ofrece un sello mecánico “centrífugo” para presiones de succión
bajas. El sello tiene contacto con las caras del sello sólo en reposo y en
velocidades bajas. A velocidades normales las caras son separadas por una
acción de flotamiento. Los álabes de bombeo detrás del impulsor (expulsor)
producen una presión sub–atmosférica dentro de la caja de estopera que
induce aire hacia adentro a través del sello, en la zona de bombeo. El sello,
por lo tanto, emplea una operación de “fase vapor” de las caras de sello, pero
usando aire y con dirección de flujo opuesta a la normal de fuga.
4.
La construcción de sellos incorporados elimina la caja de estopera y con
ésta, la capacidad de la bomba para ser cambiada de un sello mecánico a
una empacadura.
Ventajas de los Sellos Mecánicos
Los sellos mecánicos tienen muchas ventajas sobre las cajas de estoperas
empacadas. Las más importantes son:
1.
Pérdida reducida del producto.
2.
Costo menor de mantenimiento.
3.
Menores paradas de la bomba.
4.
Menor peligro de fuego.
5.
Contaminación reducida de la atmósfera y del agua de desecho.
6.
Requerimientos reducidos de área de mantenimiento para líquidos de gran
suciedad como el asfalto, CAA, etc.
7.
Consumo reducido de potencia debido a fricción.
Configuración de Sellos Mecánicos (Figura 2.)
El sellado primario se efectúa en un sello mecánico por el contacto lubricado de
un anillo de sello rotativo contra un anillo de sello estacionario. Las caras de
contacto están en un plano perpendicular al eje y se construyen para que sean
extremadamente lisas y sin irregularidades. Los anillos de sello rotativos y
estacionarios se colocan y se sellan contra sus apoyos de montaje en elementos
de sello secundarios en la forma de anillos en “O” (O–ring), fuelles, empacaduras
planas y de otras formas. Los elementos secundarios sellan las partes con
posiciones relativas nominalmente fijas; sin embargo, se requiere algo de
flexibilidad de los elementos secundarios, especialmente entre el eje y el anillo de
sello rotativo.
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Las caras de los sellos mecánicos se presionan juntas por una combinación de
fuerza de resorte y fuerza hidráulica desarrollada por la presión del fluido en la caja
de estopera. Para cajas de estoperas de presión alta, por ejemplo, por encima de
520 kPa man. (75 psig), el diseñador de sello limita la fuerza hidráulica
balanceando la geometría del anillo de sello y el sello se llama “balanceado”. Para
presiones menores, el balanceo no es necesario y el sello se llama “no
balanceado”.
Para la mayoría de los servicios, es suficiente con tener una unidad simple de sello
mecánico para el eje de la bomba. Ocasionalmente se requieren dos sellos
mecánicos, con inyección de aceite de sello entre los sellos. Cuando los dos sellos
se construyen en una sola pieza con partes en común, la combinación se define
como sello mecánico doble. Cuando los dos sellos son separados y orientados
en la misma dirección, se llaman sellos mecánicos en “pareja” “Tanden”.
Materiales de Sellos Mecánicos
Los materiales usados para los sellos mecánicos son especificados en la
ingeniería de detalle, basado en bombas y recomendaciones del vendedor de
sellos. No se requiere trabajo de especificaciones de diseño.
Fluidos Auxiliares Usados en el Sellado del Eje
Un sellado de eje satisfactorio con frecuencia requiere el uso de fluidos auxiliares
para ayudar a controlar las condiciones de trabajo del sello. Los servicios
prestados por estos fluidos y la forma con que se emplean se resumen en la Tabla
1. Las especificaciones de diseño sólo deben presentar el tipo de lavado. Las
necesidades de otros fluidos auxiliares se determinan en la ingeniería de detalle.
Presión de Cajas de Estoperas
La presión de la caja de estopera es importante para el diseñador de servicio, ya
que es la presión a la que se debe oponer el fluido de lavado externo o, el de
sellado.
La presión en la caja de estopera no se conoce en el momento del diseño de la
planta. Se puede predecir para bombas de una etapa con los siguientes métodos:
Si P1<700 kPa man. (100 psig) o DP<410 kPa (60 psi), el impulsor probablemente
no tendrá perforaciones de balance de presión, y
Pcaja de estopera = P1 + 0.66 (DP)
pero no mayor de 900 kPa man. (130 psig)
Si P1>700 kPa man. (100 psig) o DP 410 kPa (60 psi), el impulsor tendrá
probablemente perforaciones de balance o álabes de bombeo por detrás, y
Pcaja de estopera = P1 + 0.1 (DP)
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pero no mayor que P1 + 200 kPa (30 psig)
Para casos que caen en los dos criterios, use el resultado mayor estimando el
requerimiento de nivel de presión para una corriente de lavado externo. Se debe
agregar un margen de 175 kPa (25 psi) a la presión estimada de la caja de estopera
para permitir una caída de presión del líquido inyectado en la caja de estopera.
El cálculo de arriba produce sólo unas predicciones. Los valores reales se deben
obtener del vendedor de la bomba, siguiendo la selección específica de la bomba.
Las bombas multietapa a veces tienen una presión diferente a la presión de
succión contra una de las cajas de estoperas. El diseño específico de la bomba
debe ser conocido antes que esta presión se pueda estimar.
Sellos para Servicios a Altas Temperaturas
Descripción – Los sellos aptos para servicios de alta temperatura sin dependencia
de enfriamiento para otra cosa que no sea el mantenimiento de la película de
lubricación de la superficie de contacto se llaman comúnmente “sellos de alta
temperatura”. El rango de temperatura para el cual se aplican no es preciso, pero
generalmente en el rango de 230 a 430°C (450–800°F). La capacidad de alta
temperatura se logra con el uso de materiales rellenos con teflón o grafito o fuelles
metálicos para sellado secundario entre la camisa del eje y el anillo de sello
rotativo. No es necesario especificar los sellos de alta temperatura en las
especificaciones de diseño, antes de la ingeniería de detalles.
Enfriamiento – A pesar de que los materiales y el diseño mecánico de esta clase
de sellos son relativamente insensibles a la temperatura, las caras del sello
pueden requerir de todas formas de un lavado frío para prevenir la vaporización
parcial de la pequeña cantidad de líquido derramado a través de ellos hacia la
atmósfera. Este requerimiento depende de la volatibilidad del líquido, y no del
diseño del sello. Por lo tanto, la especificación de sellos de temperatura alta no
necesariamente asegura que el enfriamiento del líquido de lavado no se requiera.
Sin embargo, también si no se necesita enfriamiento para este propósito,
usualmente siempre se necesita agua de enfriamiento para otras partes de
muchas bombas en el rango de servicio de 230a 430°C (450–800°F); por ejemplo,
abrazadera de cojinetes, camisas de cajas de estopera y pedestales. Por lo tanto,
el uso de sello de alta temperatura pocas veces alivia la unidad completa de
bombeo de la dependencia de agua de enfriamiento.
En aquellos casos donde el enfriamiento de la zona de superficie de contacto no
se requiera, por la volatilidad suficientemente baja (por ejemplo, en servicio de
fondo de torres de destilación), los sellos de temperatura alta tienen dos ventajas:
el sello no depende de la disponibilidad de una corriente de lavado de enfriamiento
externo para la continuidad del servicio; y no requiere un líquido de enfriamiento
de lavado, que consume agua de enfriamiento y esta sujeto a ensuciamiento.
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Costo – La desventaja principal de los sellos de alta temperatura es que cuestan
de 1.3 a 2 veces el costo de un sello normal. Sin embargo, cuando el uso de sellos
de alta temperatura elimina la necesidad de enfriamiento con agua del líquido de
lavado del sello (que es frecuentemente lo que pasa) el costo extra de los sellos
de alta temperatura se justifica fácilmente por la eliminación del enfriador y su
tubería, y la reducción en el consumo de agua de enfriamiento.
Confiabilidad – Los sellos de temperatura alta han probado ser seguros y más
confiables que el empacado en las cajas de estoperas de bombas de alta
temperatura. Esta experiencia exitosa soporta la práctica de equipar tanto las
bombas de operación y como las de repuesto con sellos de alta temperatura como
equipo original. Sin embargo, para suministrar flexibilidad en el control del
ambiente del sello, las bombas para servicio de alta temperatura son construidas
con una caja de estoperas convencional; por ejemplo, no se usa construcción de
sellos incorporados. Esto también permite conversión a empacado si se
encuentran dificultades crónicas con el sello mecánico.
Sellos para Servicios a Temperaturas Bajas
De la Tabla 2 se puede ver que los sellos simples mecánicos, auto–lavantes se
recomiendan hasta –50°C (–60°F). El problema principal con el sellado de
hidrocarburos livianos a temperaturas tan bajas con un sello único mecánico
auto–lavante es la dificultad de mantener el fluido del proceso como un líquido libre
de vapor o un vapor libre de líquido en las caras del sellado. Cuando se opera con
líquidos en la caja de estoperas, el calor en las caras del sello puede causar
vaporización local del fluido de proceso y movimiento del sello. El calor es
agregado en las siguientes maneras:
1.
De la fricción de roce de las caras del sello.
2.
De la energía disipada en turbulencia en la bomba especialmente en
operación en zonas de capacidad ineficiente.
3.
Por conducción de las líneas más calientes y partes de la bomba.
Algunos problemas adicionales debajo de –50°C (–60°F) son:
1.
Muchos materiales elastómeros pierden flexibilidad, por lo tanto el sellado
secundario se dificulta.
2.
Los cristales de hielo que se forman en la cercanía del sello tienden a
molestar las caras del sellado.
Diseños de sello especial y sistemas auto–lavantes se seleccionan, en la
ingeniería de detalle, para superar el problema. Los sellos de fase de vapor
suministran otra posible solución. Una línea de reciclo de la bomba en estos
servicios en frío es valiosa en el arranque para mantener el caudal de flujo de la
bomba a un punto eficiente a fin de minimizar la generación de calor.
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Se debe hacer la consulta de un especialista de máquina cuando se asignan
servicios por debajo de –50°C (–60–°F).
Sellos en Fase Vapor
Descripción – Los sellos de fase de vapor son sellos mecánicos simples que
operan con vapor en vez de líquido en la caja de estopera, uniendo las caras de
contacto de sellado. Las caras de sellado se mantienen ligeramente apartadas por
la presión del vapor que fluye entre ellos y se llaman “lubricados por vapor”. Poca
pérdida de vapor ocurre a la atmósfera, pero de una forma lenta que es casi
imperceptible. La tasa de pérdida se compara en flujo másico a la pérdida de
líquido a través de un sello mecánico convencional.
El vapor se produce en la caja de estopera aplicando vapor al plato de sello suplido
por el vendedor de sello. Se usan configuraciones especiales de elementos de
sello para fomentar la conducción de calor del vapor en el área inmediatamente
próxima a las caras de sellado. Los sellos en fase vapor se diseñan con balance
hidráulico para producir cargas unitarias livianas en el área de la cara.
Rango de Aplicación – Los sellos de fase vapor son especialmente útiles en
servicios de hidrocarburos livianos a niveles de temperatura baja y temperatura
ambiente y donde el diferencial de presión del servicio es relativamente bajo. El
sellado del eje de bombas en servicios con temperatura baja y ambiente es difícil
porque el aire o el agua de enfriamiento de líquido auto–lavante no puede reducir
la temperatura de la caja de estoperas. Por lo tanto, el enfriamiento no es efectivo
en suprimir la vaporización en las caras del sello; la vaporización parcial dentro de
la caja de estoperas y en la película entre las caras de sello produce inestabilidad
y vida corta de las partes de roce. Los servicios de bajo diferencial de presión
(usualmente por debajo de 480 kPa (70 psi)) pueden ser difíciles porque la presión
disponible de la descarga de la bomba no necesariamente, es lo suficientemente
alta para mantener la presión de la caja de estoperas por encima de la presión de
vapor del fluido a la temperatura existente en las caras rozantes del sello, por lo
tanto, la vaporización debido al calor de fricción no se elimina fácilmente.
Los sellos de fase vapor presentan una solución más simple a estos casos de
problema de sello del eje que los sellos mecánicos dobles o algunos otros arreglos
especiales de sellado simple. La tabla siguiente muestra el rango de experiencia
con sellos de fase vapor, y el rango de aplicación presentado por el vendedor.
Presión diferencial
Experiencia
Limitaciones
impuestas por el
vendedor
Hasta 2275 kPa (300 psi) (por
lo general debajo de 480 kPa
(70 psi)) combinado con
Sin limitaciones
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Temperatura
Bombeo
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de
Indice volumen
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–40 a 50°C (–40 a 120°F)
–70 a 50°C (–100 a
12F°)
Punto de ebullición
de
líquido
a
presión
atmosférica
Hasta 55°C (130°F)
Hasta 55°C (130°F)
Presión de succión
930 kPa (135 psi) (por lo
general por encima de 1800
kPa (260 psi)) hasta 2930 kPa
man. (425 psig)
345 a 5170 kPa man.
(50 a 750 psi)
El sello de fase de vapor es solo uno de los tantos métodos aceptables para
manejar servicios dentro de su rango de aplicación. No se necesita especificarlo
en las especificaciones de diseño, pero debe ser considerado junto con otras
alternativas en la ingeniería de detalles.
Requerimientos de Instalación – Los sellos de fase de vapor requieren
típicamente alrededor de 0.004 kg/s (30 lb/hr) de vapor de 345 a 520 kPa man.
(50 a 75 psig) a 140–165°C (280 a 325°F).
Cuando se usan sellos de fase vapor, el diseño de la bomba debe colocar la
presión en la caja de estopera tan cerca como sea posible a la presión de succión.
Sistemas de Lavado
Propósitos – El lavado de un sello mecánico o del cojinete de garganta de una
bomba con empacaduras utiliza un flujo de líquido relativamente alto; por ejemplo,
de 0.03 a 0.13 dm3/s (0.5 a 2 gpm), para prevenir vaporización en la caja de
estopera, y para mantener limpia de sólidos la cavidad de la caja de estopera, las
superficies de roce adecuadamente lubricadas, y todas las partes del sello
adecuadamente enfriado. El flujo de lavado entra en la caja de estopera en la
conexión de lavado del plato de sello de una bomba sellada, o una conexión de
cojinete de garganta (throat bushing) / cierre hidráulico de una bomba con
empacadura. Este fluye a través dela caja de estopera y dentro del cuerpo de la
bomba a través del espacio del anulo entre el eje y el cojinete de garganta.
El flujo de lavado cumple su acción de lavado fluyendo a velocidad relativamente
alta, en contracorriente a cualquier material que puede tender a entrar en la caja
de estopera desde el cuerpo. Elimina la vaporización elevando la presión en la
caja de estopera. Enfría las partes del sello por convección.
Métodos – Los sellos mecánicos se lavan normalmente con una corriente
pequeña de bombeo, por ejemplo, son “auto–lavantes”. El lavado con un líquido
externo en vez del de bombeo se emplea cuando el líquido de bombeo es
demasiado sucio para auto–lavado.
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En los casos donde el líquido de bombeo es un lubricante demasiado pobre para
ser auto–lavante, la contaminación de la corriente de producto por un lavado
externo frecuentemente no es aceptable, por lo tanto, se usan generalmente sellos
dobles con circulación de lubricante entre sello (aceite de sello).
En los casos donde la alta temperatura de operación impide el uso de sellos
normales no enfriados, se prefieren los sellos de alta temperatura en lugar de
lavado externo frío o agua enfriada auto–lavante.
Para servicios sucios, se recomiendan los siguientes diseños.
Contenido de Sólidos
Sistema de Lavado de Sello
0 a 200 ppm
Sello simple con auto–lavado simple.
200 ppm–2% en peso, partículas
mayoritariamente más grandes que
10 micrones, y no ensuciantes.
Sello simple con ciclón separador en
línea auto–lavante.
200 ppm–2% en peso, cantidad
significativa de sólidos menores que
10 micrones, o sólidos ensuciantes
como el coque
Sello simple con lavado externo, si
está disponible un líquido de lavado
compatible y económico. Si no, use
sello doble con un sistema
auto–lubricante.
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Contenido de Sólidos
2% en peso
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Sistema de Lavado de Sello
Use sello doble con sistema de
lubricación de sello o empacadura con
un cojinete de garganta (throat
bushing)
lavado
externamente,
dependiendo
de
experiencias
anteriores con servicios similares.
Los sellos simples con lavado externo también se aplican a servicios con líquidos
que cristalizan o solidifican cuando hay fugas a condiciones ambientales, como el
catacarb. Para suspensiones químicas que pueden tolerar una tasa alta de
inyección de agua (0.06 – 0.13 dm3/s) (1 a 2 gpm), se recomienda lavar el sello
con agua.
La Figura 1. ilustra los arreglos de lavado que se usan comúnmente. El más
común es el CC–3, auto–lavante con solo un orificio de restricción en el circuito.
La selección de los detalles de arreglo de lavado se realiza en la ingeniería de
detalles después que se conozcan los detalles de la bomba y del sello.
Selección del Líquido Externo de Lavado – Los factores siguientes se deben
considerar en la selección de una corriente de líquido para lavado externo de
sellos de bomba.
1.
La fuente debe estar en la misma unidad de proceso de la bomba.
2.
La temperatura de la fuente no debe ser mayor que la de la bomba.
3.
El punto inicial de ebullición de la corriente de lavado a la presión de la caja
de estopera debe ser por lo menos 28°C (50°F) por encima de la temperatura
de operación nominal de la bomba.
4.
La presión de la fuente debe ser suficiente para suministrar por lo menos 175
kPa (25 psi) más que la presión de la caja de estoperas de cada bomba.
5.
El líquido debe tener un punto de fluidez por debajo de la temperatura mínima
del ambiente o las líneas deben tener trazas de calentamiento y aislante.
6.
El líquido debe ser compatible con la corriente de bombeo y los equipos de
proceso aguas abajo.
7.
La fuente debe estar disponible en arranque y parada de las bombas.
8.
La bomba que suple el aceite de lavado debe tener repuesto.
9.
El líquido debe tener un valor lubricante por lo menos igual al de la gasolina.
Si no se consigue un líquido disponible en el sitio, el último recurso es una
instalación separada incluyendo un tambor de almacenamiento, una bomba,
instrumentos y facilidades de cargas. Para instalaciones de bombas únicas o
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aisladas, se puede comprar un sistema modular. Para instalaciones múltiples o
altamente críticas, es preferible diseñar las facilidades requeridas durante la fase
de diseño de planta.
Detalles del Sistema Externo de Lavado – El diseño detallado de los sistemas
de lavado externo se realiza durante la ingeniería de detalles.
Las características típicas de diseño del sistema son las siguientes:
1.
La Figura ilustra un sistema típico.
2.
Si la presión de la fuente puede variar en más de 345 kPa (50 psi), se coloca
una válvula reguladora de presión en la fuente.
3.
Si la presión de la fuente es mayor que 700 kPa (100 psi) por encima de la
presión de cualquiera de las cajas de estoperas que reciben el servicio, se
coloca una válvula de reducción de presión.
4.
El caudal de flujo es de 0.03 a 0.13 dm3/s (0.5 a 2 gpm) por caja de estopera.
Para estimar el requerimiento del flujo total del sistema, use 0.1 dm3/s (1.5
gpm) por cada bomba en operación más 0.3 dm3/s (5 gpm) por
contingencias.
5.
Si se requiere lavado del anillo de desgaste, este requerimiento y el caudal
de flujo requerido se especificará por el suplidor de la bomba seleccionada.
6.
Se coloca una válvula de aguja de 9.5 ó 13 mm (3/8 pulg ó 1/2 pulg) para
control de flujo a cada bomba, tomando menos de 70 kPa (10 psi) de caída
de presión al caudal de flujo requerido.
7.
La indicación de flujo para cada bomba se suministra con un rotámetro u otro
dispositivo.
Los sistemas de aceite de sello externo y los sistemas de lavado externo para
sellos mecánicos, anillos de desgaste, o cojinete de garganta(throat bushing), se
suministran con filtros (strainers) del tipo auto–lavante o dobles en el cabezal de
distribución principal. El tamaño de la malla no debe ser más grueso que el mínimo
de 20 mesh, pero puede ser tan fino como 150 mesh para cumplir con los
requerimientos del suplidor de sello mecánico. El filtro (strainer) debe ser
dimensionado para cada caída de presión de no mayor de 10 kPa (15. psi) servicio
en limpio.
Sistemas de Sello
La función del líquido de sello en un sistema de sello del eje de la bomba difiere
significativamente del sistema de líquido de lavado en que muy poco líquido de
sello fluye hacia la corriente de bombeo. Este fluye a través de la caja de
estoperas, en vez de hacia la bomba. Es por lo tanto consumido a una velocidad
mucho menor. El líquido de sello sirve como lubricante, enfriador y fluido de
barrera. Un caudal de flujo típico es de 0.03 a 0.13 dm3/s (1a 2 gpm) por caja de
estopera en un sistema de circulación.
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La Figura 4. ilustra un sistema cerrado de aceite de sello para sellos dobles. El
líquido de sello se circula de un tambor de almacenamiento a través de un sello
mecánico doble retornando de nuevo hacia el tambor de almacenamiento. Se
coloca un enfriador en la corriente de retorno para prevenir el sobrecalentamiento
del fluido. La energía del enfriador se obtiene asumiendo que el fluido a través de
cada sello se caliente hasta la temperatura de bombeo.
En la Figura 4. una alternativa al sistema de sello mostrado, sería tener el líquido
recirculando a la corriente de proceso. También se puede considerar un sistema
de sello estático como se muestra en la Figura 5. cuando las temperaturas de
bombeo son por debajo de 65°C (150°F).
Cuando se aplican los sistemas de circulación de aceite de sello que cubren varios
servicios a diferentes niveles de presión, se debe tomar precaución para asegurar
que la presión de aceite de suministro exceda la presión más alta de las presiones
de la caja de estopera, para que el líquido de bombeo no caiga en el sistema de
aceite de sello. Esto se puede lograr colocando una válvula reguladora de presión
aguas arriba (Back Pressure) en el cabezal de distribución del aceite de sello
aguas abajo del último suministro lateral. La regulación de la válvula debe ser
ajustada para que exceda la presión más alta de la caja de estopera en un mínimo
de 175 kPa (25psi).
Ocasionalmente se aplica una figura simple de sello externo que consiste en
suministrar lubricante al anillo de cierre hidráulico de una caja de estopera con
empacadura. Se usa grasa, aceite lubricante, o agua, terminando en la caja de
estopera en lugar de circular a través de ella. El requerimiento de flujo del líquido
está en el orden de 2.5 a 25 dm3/h (0.01 a 0.1 gpm).
Cajas de Estoperas Empacadas
La caja de estopera empacada es el tipo más simple de sello de eje. Consiste de
una cavidad de caja de estopera con un cojinete restrictivo de garganta (Throat)
al final del bombeo, varios anillos de empaque, un seguidor o casquillo. Un
pequeño flujo se requiere continuamente entre la empacadura y el eje para
lubricación. El flujo está típicamente en el rango de 2 a 20 dm3/s (0.5 a 5 gal/h),
dependiendo de las características del líquido, la condición mecánica de la bomba
y el tipo y arreglo del empacado.
Enfriamiento de agua o vapor se usa en el collarín del prensa–estopa (Gland) para
líquidos inflamables o tóxicos.
Un separador hueco (anillo de cierre hidráulico) se coloca en el medio de la caja
de estopera o al final del cojinete de garganta para permitir la distribución del
lubricante inyectado o líquido de sello en servicio como:
1.
Presión de succión de vacío, para distribuir el sellador en sellado de presión
positiva.
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2.
Donde el líquido de bombeo tiene muy poca lubricidad, requiriendo un
lubricante externo para el empaque.
3.
Donde el líquido de bombeo contiene sólidos abrasivos.
4.
Donde el derrame del líquido de bombeo es intolerable debido a la toxicidad,
corrosividad o calidades de ensuciamiento.
Los sellos mecánicos han sido exitosamente aplicados prácticamente a todos los
servicios en los que previamente se ha usado la empacadura.
Control de Contaminación
Se debe reconocer que las cajas de estoperas de bombas que manejan
hidrocarburos y químicos representa una fuente potencial y a veces significante
de la emisión del fluido de proceso a la atmósfera y al sistema de drenaje de
líquido. Los sellos simples mecánicos, aplicados apropiadamente, suministran un
sellado adecuado y confianza para las necesidades actuales y futuras de control
de contaminación. Los sistemas de sello doble con instalaciones para separación
de fugas del sello interno proveen un mayor potencial para confiabilidad alta, y
operación de bomba libre de contaminación. El costo mayor de estos sistemas se
puede justificar para algunas situaciones en esta base, ahora y en los años futuros.
Sistemas de Sello de Eje con Mínimo Riesgo de Fuego
Los sellos mecánicos simples suministran fuerza y confiabilidad suficiente para
mantener bajo el riesgo de fuego en la proximidad de la gran mayoría de bombas
que manejan hidrocarburos.
En ocasiones donde las circunstancias justifiquen reducir el riesgo de fuego a
niveles excepcionalmente bajos, se deben considerar los siguientes diseños y
arreglos:
1.
Purga continua con vapor o nitrógeno en el plato de sello.
2.
Espacio libre mínimo en el cojinete de garganta (Throat Bushing) (diseñado
para permitir de flexión normal del eje) con un drenaje del plato prensa estopa
drenado a un punto seguro de descarga de desecho.
3.
Use un collarín de prensa–estopa (Gland) de empaque auxiliar en vez de un
cojinete de garganta (Throat Bushing), con lubricante suministrado afuera
del sello interno, y con venteo de seguridad del plato de sello. Se puede usar
un sello simple mecánico no balanceado en vez de un empaque auxiliar.
4.
Coloque una alarma por falla de sello (hay disponibles varios tipos
comerciales) para indicar la falla inicial, antes de que ocurra una falla
catastrófica.
5.
Use sello mecánico convencional doble o tandem con previsiones para
venteo seguro del sistema de aceite de sello.
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RECOMENDACIONES DE DISEÑO
Generalidades
Sellos mecánicos para Servicios Limpios – Para todos los servicios limpios
deberían especificarse sellos mecánicos según se indica en la Tabla 2, excepto
para las siguientes aplicaciones donde se prefiere usar sellos empacados:
1.
Agua no tratada a temperatura ambiente y presión de succión, tal como agua
para fuego, agua de enfriamiento de planta, agua de pozo, bombeado de
sumidero, etc.
2.
Bombas de sumidero donde la fuga se drena de regreso al sumidero.
Servicios Sucios – Los servicios sucios se deben manejar según la presentación
“Método de Lavado”.
Servicios con Historial de Problemas – Los servicios de bombeo donde la
experiencia ha demostrado que el tiempo entre la falla con los sellos mecánicos
simples se debe esperar que no sea menor de 4000 horas, por la naturaleza del
servicio, se deben especificar como sigue:
1.
Si el derrame de producto es tóxico o altamente corrosivo, o si el lavado
externo es un producto contaminante o diluente, use sellos mecánicos
dobles con lubricación entre sellos.
2.
De otra forma especifique el empaque con lavado externo disponible
inyectado en el forro de estrangulación de la caja de estopera.
Bombas de Repuesto
Las bombas de operación y de repuesto deberían tener arreglos idénticos de sello
del eje. En los casos de repuestos comunes, el arreglo para el sello del eje para
el repuesto en común debe ser adecuado para los dos servicios.
Servicios Específicos
Agua Tratada y Condensado – Las bombas que manejan agua tratada o
condensado, incluyendo las bombas de alimentación de caldera, deben estar
provistas con sellos mecánicos. Por encima de 65°C (150°F), la viscosidad del
agua, y su lubricidad, es demasiado baja para una buena vida del sello. Por lo
tanto, especifique enfriamiento con agua, auto–lavante.
AAC (Acido Cianoacético) – Los sellos mecánicos para servicios de bombeo
CAA se deberían especificar de la siguiente manera:
1.
Especifique un arreglo de sello mecánico doble lubricado con aceite como
se muestra en la Figura 5. donde las condiciones de la caja de estopera de
la bomba son favorables a la vaporización instantánea de la solución CAA.
Esto incluirá todos los servicios de bombeo CAA por encima de 75°C (165°F)
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2.
Use un sello mecánico simple auto–lavante en todos los otros servicios CAA
e incluya la Tabla 3 como guía al suplidor de la bomba para seleccionar el
arreglo auto–lavante.
3.
Especifique la construcción de las bombas inicialmente puestas con sellos
mecánicos simples para ser aptos a conversión a sellos mecánicos dobles
en “Pareja”.
Servicio de Bombeo de Fenol – Especifique un sello mecánico en “Pareja”
(tandem) y el sistema presentado en la Figura 6. Un fluido de barrera (aceite) se
circula a través de la cámara del sello intermedio, lubricando las caras de sello
externas. La fuga en “Pareja” previene el derrame de fenol en el casode que el
sello interno falle. El derrame del sello interno se puede remediar rápidamente,
porque la presión en el sistema de tambor de aceite de sello aumentará. El sello
externo prevendrá el derrame hasta que se tome una acción correctiva.
Producto Asfáltico – Especifique el empaque con previsiones para lavado
externo para arranque y parada, y con construcción de bomba que permita
conversión a sellos mecánicos.
Soda Cáustica – Si la corriente de proceso puede tolerar una dilución de 100 a
200 dm3/h (0.5 a 1 gpm) de agua, especifique sellos mecánicos simples con agua
fresca de lavado y agua de enfriamiento del plato prensa estopa. Si la corriente
de proceso sólo puede tolerar dilución de agua al nivel de 12.5 a 25 dm3/h (0.05
a 0.1 gpm), especifique el empaque con sello de agua fresca en el anillo de cierre
hidráulico. En cualquier caso, provea una regulación de presión del suministro de
agua externa para evitar una inyección excesiva de agua de la corriente de
proceso.
6
NOMENCLATURA
(Ver MDP–02–P–02)
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TABLA 1. USO DE FLUIDOS AUXILIARES EN EL SELLADO DE EJE DE BOMBAS
––––Donde Aplica–––
Servicio
Lavado
Objetivos
Cajas de Estoperas
Empacapas
Fluido Utilizado
Previene la vaporización en
la cercanía de superficies
con fricción enfriando y
controlando la presión.
Líquido bombeado para
auto–lavado.
Fuentes
externas a veces necesarias
debido al bombeo de
sólidos,
lubricación
insuficiente,
temperatura
excesivas.
Sello Mecánico
Anillo de linterna tipo cojinete Conexión del plato prensa
de garganta (también, en los estopa.
anillos de desgaste para
suspensiones abrasivas).
Reduce la temperatura en la
caja de estoperas a un nivel
adecuado para una duración
larga y una flexibilidad propia
de los sellos elastómeros
secundarios y la durabilidad
del anillo de carbón.
Previene la entrada de
sólidos en la caja de
estopera desde el bombeo.
Reduce la formación de
polímeros y coque en la caja
de estoperas entrando y
circulando.
Sellado
Provee lubricación para
elementos de sello del
donde el bombeo es
lubricante pobre o
confiable.
los
eje
un
no
Fuente externa; usualmente Conexión de anillo
aceite
lubricante, linterna en la caja
ocasionalmente
una estopera.
corriente de proceso.
de Entre los dos sellos en el
de caso
de
los
sellos
mecánicos dobles, o entre el
sello individual y empaque
externo auxiliar, a través de
la conexión del plato prensa
estopa.
Provee un medio seguro y
conveniente de detección de
pérdida del sello interno.
Barrera que previene la
explosión del sello interno y
pérdida a la atmósfera.
Humectación
(metanol
A temperatura de bombeo Vapor
menores que 2°C (35°F), ocasionalmente).
previene la acción de
cristales de hielo sobre las
caras del sello.
De 2 a 175°C (35 a 350°F), Agua
lava las fugas de la caja de
estoperas; no sirve para
hidrocarburos por debajo de
38°C (100°F), ya que el agua
a temperatura ambiente no
puede
prevenir
la
vaporización de la fuga; para
fenol, use vapor para
prevenir la solidificación.
usado ––
Prensa–estopa (Gland)
Conexión de enfriamiento
del plato prensa estopa.
No se utiliza normalmente.
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––––Donde Aplica–––
Servicio
Objetivos
175°C (350°F) permita la Vapor
fusión de líquidos altamente
viscosos para liberar el eje el
arranque. También provee
una barrera para minimizar
la oxidación del derrame en
las cercanías del sello del
eje.
Calentamiento
Enfriamiento
Cajas de Estoperas
Empacapas
Fluido Utilizado
Prensa estopa (Gland)
Para sellos de fase vapor – Vapor de 345 a 520 kPa man. ––
lleva el líquido de bombeo en (150 a 75 psig), 140 a 160°C
la caja de estopera al vapor. (280 325°F).
Sello Mecánico
Conexión de enfriamiento
del plato prensa estopa.
Conexión de calentamiento
del plato prensa estopa.
Para alta viscosidad – ayuda Vapor
a liberar el eje y el sello para
el arranque.
Camisa de caja de estopera; Conexión de calentamiento
algunos modelos están del plato prensa estopa.
equipados con camisas en el
cuerpo para calentamiento.
Previene vaporización en las Agua
superficies de fricción.
Camisa de enfriamiento de Camisa de enfriamiento de
caja de estopera.
caja de estoperas.
Cavidad anular enfriante en
el plato de sello.
Reduce la temperatura del
fluido de la caja de estopera
a un nivel adecuado para
duración larga y flexibilidad
apropiada
para
sellos
elastómeros secundarios y
durabilidad de los anillos de
carbón.
Enfriador externo cuando se
usa auto–lavado.
Enfriador externo cuando se
usa recirculación de la caja
de estopera por el anillo de
bombeo.
Lubricación
Lubricación
de
las Aceite lubricante
superficies de fricción donde
el
bombeo
no
es
satisfactorio.
Grasa o aceite de sello
Purga
Un colchón amortiguador Nitrógeno
fuera de un sello mecánico
individual
para
excluir
positivamente el aire y la
humedad del ambiente.
––
Entre las caras de los sellos
diseñados
para
fuerza
mínima
lubricación
de
alimentación a través de las
perforaciones en las caras
de los sellos.
Anillo de linterna
––
Conexión especial para
arreglos
especiales
de
instalación, por ejemplo, el
modelo
Sundyne
para
servicio de hidrocarburos a
baja temp.
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TABLA 2. TIPOS DE SELLOS DE EJE RECOMENDACIONES PARA HIDROCARBUROS
LIMPIOS Y QUIMICOS
Presión de Succión
kPa
man.
Temperatura Normal
°C
psig
Tipo de Sello de Eje
Lavado/Sellado
°F
0–8300
0–1200
–50
–60
Cada aplicación requiere ingeniería
Individual
0–8300
0–1200
–50 a +175
–60 –+350
Sello mecánico individual
Auto lavante
0–8300
0–12100
175 a 230
350 – 450
Sello mecánico
Auto lavante con enfriamiento cuando
se requiere para prevenir la
vaporización.
0–2100
230 a 400
450 –750
Sello mecánico individual de alta
temperatura o sello normal con lavado
de enfriamiento, dependiendo de la
necesidad de enfriar para prevenir la
vaporización en las caras de los sellos.
Auto lavante con enfriamiento cuando
se requiere para prevenir la
vaporización o controlar la temperatura
del ambiente del sello.
Vacío
–50 a 400
–60 –750
Lo mismo que para presión de succión Lavado diseñado para presión positiva
positiva.
en la caja de estoperas. Fuentes
externas para arranque y parada.
–40–+120
El sello individual de vapor es una Calentamiento con vapor; sin lavado.
opción aceptable.
1800–2800
260 – 400
–40 a +50
8300
1200
Cualquiera
Cualquiera
400
Cada aplicación requiere ingeniería
individual.
750
Cada aplicación requiere ingeniería
individual.
NOTA:
(1)
En vez de especificar un tipo particular de sello del eje, la especificación debería requerir
que el diseño del sello suministrado sea uno probado con éxito por experiencia de
operación comercial anterior. Los diseños aplicables incluyen los sellos mecánicos dobles
con presión elevada en la caja de estoperas, sin lavado, y purga de nitrógeno a fuera de
las caras del sello.
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TABLA 3. SELLOS MECANICOS INDIVIDUALES REQUERIMIENTOS PARA BOMBAS
EN SERVICIO CAA
Detalles del Sello
–––––––––––––––Construcción de la Bomba––––––––––
Bombas con anillo de desgaste
detrás
del
impulsor
y
perforaciones de balance.
Bombas sin anillos desgaste
detrás
del
impulsor
y
perforaciones de balance.
Arreglo de un Auto Lavado
Línea terminal de lavado sin
restricción o válvula desde la
descarga hasta el tope de la caja
de estoperas en las caras del
sello.
Línea de lavado derecha sin
restricciones o válvula desde la
descarga hasta el fondo de la
caja de estoperas en las caras del
sello, línea sin válvula o
restricción desde el tope de la
caja de estoperas hasta la
succión.
Cojinete de Garganta en el
impulsor
Ninguno
Requerida
Tipo de Sello
––––––––––––––––––––Balanceado––––––––––––––––––
Material de la Empacadura
del Sello Mecánico
––––––––––––––––––––––Teflón–––––––––––––––––––––
Resorte del Sello
––––––––––––––––––––Individual––––––––––––––––––––
Enfriamiento con Agua
Agua a ser circulada a través de las conexiones de la ventilación del
plato de sello y drenaje para remover los depósitos de CAA en el anillo
de sello.
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Fig 1. ARREGLOS COMUNES PARA EL SELLADO Y LAVADO DE
SELLOS MECANICOS
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Fig 1. (CONT.)
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Fig 2. CONFIGURACIONES TIPICAS DE SELLOS MECANICOS
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Fig 3. SISTEMA TIPICO DE LAVADO EXTERNO SIN RECIRCULACION
Fig 4. SISTEMA TIPICO DE ACEITE DE SELLO PARA SELLOS
MECANICOS DOBLES
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Fig 5. ARREGLO DE ACEITE PARA SELLOS MECANICOS EN SERVICIO CAA
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Fig 6. SISTEMA DE SELLOS PARA BOMBAS DE FENOL CON SELLOS
MECANICOS TIPO “PAREJA” “TANDEM”
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TITULO
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DESCRIPCION
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PAG. REV.
APROB.
L.R.
APROB. APROB.
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Indice
1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 OPERACION EN PARALELO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 INSTALACION DE REPUESTOS COMUNES . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
6
5 DISEÑO DE BOMBAS CENTRIFUGAS PARA OPERACION
BAJO FLUJO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
7
6 ARRANQUE AUTOMATICO DE BOMBAS AUXILIARES . . . . . . . .
9
7 TUBERIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
13
8 SISTEMAS DE DRENAJE PARA CUERPOS DE BOMBAS
CERRADAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
14
9 FACILIDADES DE CALENTAMIENTO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
14
10 FILTROS DE SUCCION DE BOMBA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
15
11 PULSACION DE BOMBAS RECIPROCANTES . . . . . . . . . . . . . . . . .
17
12 SISTEMA DE LUBRICACION DE ACEITE EN DISPERSION . . . . .
17
13 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
18
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REQUERIMIENTOS DE INSTALACION
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ALCANCE
Esta subsección trata sobre la integración de bombas individuales en las
instalaciones de servicio de bombeo. Incluye los aspectos básicos de
instalaciones de bombas múltiples y diseño de estaciones de bombeo. Incluye
también los sistemas de tuberías y los accesorios directamente asociados con las
unidades de bombeo.
2
REFERENCIAS
PDVSA
H–251
GA–201
N–265
N–268
N–269
N–271
Otras Referencias
Kent, G.R.
3
Requerimientos de Diseño de Tuberías de Proceso y
Servicio
Centrifugal Pumps
“specification for procurement of Low Voltage AC
Adjustable Speed Drive”
“General Purpose Application of API 541 Form–wound
Squirrel–cage Induction Motors 250 Horsepower and
Larger”
“Special Purpose Application of API 541 Form–wound
Squirrel–cage Induction Motors 250 Horsepower and
Larger”
“Field Inspection and Testing of New Electrical
Equipment”
“Stop Pump Flashing – Find Minimum Flow”,
Hydrocarbon Processing, 44 (July, 1965)
OPERACION EN PARALELO
Razones Para Arreglo en Paralelo
Las bombas pueden ser diseñadas para operación en paralelo por cualquiera de
las siguientes razones típicas:
1.
Se requiere un aumento de capacidad de un servicio de bombeo existente,
y se agrega una nueva bomba en paralelo a una o más bombas existentes.
Sin embargo, debido a la característica del sistema de descarga existente,
el flujo del sistema no incrementará necesariamente en proporción al número
de bombas agregadas.
2.
Se requiere una confiabilidad muy alta del servicio de bombeo sin confianza
total en el funcionamiento de un mecanismo de auto arranque. La parada
de una bomba de un grupo que opera en paralelo no causa falla total
repentina del servicio.
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REQUERIMIENTOS DE INSTALACION
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3.
La capacidad del servicio requerido puede exceder la capacidad de cualquier
bomba disponible, y aceptable o cualquier modelo de accionador.
4.
La capacidad de servicio requerida puede exceder el suministro de energía
de servicio disponible para un sólo accionador o un tipo de accionador. El
deseo de flexibilidad de operación en la fuente o el tipo de energía puede
llevar a unidades paralelas múltiples con diferentes tipos de accionadores.
5.
El uso de bombas múltiples puede permitir ahorros de inversión, por ejemplo,
para servicios de capacidad alta, tres bombas dimensionadas al 50% pueden
requerir menor inversión total que dos bombas dimensionadas al 100%.
6.
Para cumplir con un requerimiento de mayor capacidad de flujo que el normal
en una operación poco común, puede ser preferible tener una bomba de
servicio y su repuesto operar en paralelo, en vez de diseñar cada una para
un caudal de flujo mayor de lo normal.
7.
Los requerimientos de códigos nacionales o locales pueden ordenar que las
bombas múltiples normalmente operen en paralelo para incrementar la
seguridad y/o la confiabilidad de la planta.
Requerimientos para Operación Satisfactoria en Paralelo
Varios aspectos de la curva de cabezal–capacidad son importantes cuando se
desea obtener una operación exitosa de bombas centrífugas en paralelo:
1.
El nivel de cabezal a cero flujo debe ser igual.
2.
La curva de cabezal no debe decrecer a medida que el flujo disminuye hacia
cero para evitar la inestabilidad, debido a la existencia de dos puntos de
operación.
3.
Las curvas deben tener una similitud cercana en la forma para asegurar un
repartición apropiada de la carga.
4.
El cabezal a cero flujo debe ser por lo menos el 110% del cabezal a PME
(Punto de máxima Eficiencia), para evitar fluctuaciones en la parte horizontal
de la curva, lo que produce una gran variación en el caudal de flujo con sólo
un pequeño cambio de cabezal.
Ya que la forma de la curva no decreciente y la buena combinación de curvas entre
las bombas en paralelo es crítica para lograr una operación de servicio de bombeo
satisfactoria, es deseable una prueba de funcionamiento de la bomba
seleccionada y a veces especificada. La decisión para requerir la prueba de
funcionamiento se debería basar en la forma de la curva propuesta, los resultados
de la prueba previa del vendedor, el tipo de bomba seleccionada, y el nivel de
cabezal–capacidad. Por lo tanto, la decisión es tomada en la ingeniería de detalle,
y no en el diseño básico de planta.
El grado de atención requerida en diseño de servicios con bombas en paralelo
depende de la disimilitud de las unidades de bombas a ser puestas en paralelo.
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La situación más simple y más común es colocar en paralelo dos bombas idénticas
con los mismos accionadores. Algunas situaciones más complejas en orden
creciente son:
1.
Bombas idénticas con tipos diferentes de accionador.
2.
Bombas de tipo similar, pero con diferente característica de capacidad de
cabezal y diferentes puntos de PME (Punto de Máxima Eficiencia).
3.
Bombas centrífugas con curvas decrecientes.
4.
Disposición en paralelo de bombas centrífugas y de desplazamiento positivo.
Disposición en Paralelo Para Bombas Centrífugas y de Desplazamiento
Positivo
Las modificaciones o expansiones de planta a veces resultan combinando
bombas rotativas y centrífugas en servicio paralelo. Esto mayormente ocurre en
el rango de viscosidad de 32 a 430 mm2/s (150 a 2000 SSU) donde son operables
ambos tipos.
Las bombas de desplazamiento positivo tienen una curva de cabezal–capacidad
muy decreciente y operan esencialmente a capacidad constante. Cuando se
opera a esa capacidad la bomba de desplazamiento positivo es capaz de producir
una presión de descarga lo suficientemente alta para parar completamente el flujo
en la bomba centrífuga, lo que puede producir daños por sobre calentamiento. Por
lo tanto, la bomba centrífuga debe estar equipada con un desvío al lado de la
válvula de retención de la bomba, diseñado para asegurar un flujo mínimo a través
de la bomba.
Disposición en Paralelo de Bombas Centrífugas de Alta Velocidad
Las bombas centrífugas de alta velocidad tienen curvas decrecientes de
cabezal–capacidad, pero tienen la ventaja económica que sobrepasa esta
deficiencia. En algunas situaciones puede ser deseable usarlas en operación
paralela a pesar de que haya que tomar más precauciones. En estos casos, se
recomienda consultar con los especialistas en máquinas.
Características de Diseño de Instalación para Bombas Normalmente en
Operación en Paralelo
1.
El tamaño del accionador se debería seleccionar para no permitir sobrecarga
en cualquier punto a través de toda la curva de la bomba (“no–sobrecarga”),
en el caso de que una bomba asuma una carga mayor que la de igual
repartición de la carga debido a una combinación pobre de las características
de la bomba o cuando una bomba se para, ocasionando que la bomba
remanente se mueva fuera de su curva.
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2.
Se debería prever posiciones para orificios de prueba de flujo en la línea de
descarga de cada bomba para permitir la verificación que el flujo está
propiamente repartido entre las bombas.
Los amperímetros para
accionadores de motor y medidores de flujo de vapor para accionadores de
turbina suministran una indicación indirecta de repartición de carga y son a
veces de ayuda para este propósito, aunque no tan conclusivas como los
medidores de flujo.
3.
Las tuberías de distribución de la succión se debería arreglar tan simétricas
como sea posible de manera tal que todas las bombas tengan el mismo
NPSHD.
4.
Cuando se requiera de instrumentación para arranque automático, se
debería arreglar para permitir que cualquiera o todas las bombas en paralelo
sean seleccionadas por el operador como la bomba auxiliar para arranque
automático.
5.
Las turbinas o máquinas que accionan las bombas que trabajan en paralelo
con bombas accionadas con motor, deberían tener un gobernador capaz de
retener la velocidad a una variación máxima de 0.5% de la velocidad del
motor (NEMA Clase B o mejor) para asegurar una buena distribución de
carga de las bombas).
6.
Donde dos o más bombas operan normalmente en paralelo pero donde el
caudal de flujo puede caer a una tasa lo suficientemente baja para permitir
apagar una bomba, coloque una alarma de flujo bajo para señalar al
operador que él puede apagar una.
Operación en Serie
A continuación se presentan situaciones donde se utilizan arreglos en series:
1.
Un NPSHR inusitadamente alto, por ejemplo, operando a un punto alto de
cabezal–capacidad, a veces requiere una bomba reforzadora para presionar
la succión de la bomba de alta presión.
2.
El requerimiento de cabezal excede la capacidad de una sola bomba y el
caudal de flujo está por debajo del rango económico de la bomba
reciprocante.
3.
Se prefieren dos o más bombas en serie en vez de una bomba multietapa
para servicio de suspensiones erosivas.
4.
El requerimiento de diferencial de presión es lo suficientemente bajo para
que una de las bombas en serie se pueda apagar, como en líneas de
transporte de fluido.
5.
La alimentación de la planta se debe transferir de un área remota de
almacenaje a la de succión de una bomba de alimentación de cabezal alto.
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La operación en serie tiende a tener desventajas que deben ser arregladas en la
fase de ingeniería de detalle y con frecuencia sobrepasan las ventajas. Algunas
desventajas grandes son:
1.
El costo del equipo total de la bomba y el costo de instalación son mayores
que para una sola bomba.
2.
La confianza es reducida porque el servicio de bombeo es dependiente en
ambas bombas y ambos accionadores por continuidad. Se requieren a
veces acciones de seguridad para prevenir la operación de una bomba sin
la otra. Esta seguridad se logra usando un accionador común para las dos
bombas.
3.
Los cambios de cabezal–capacidad se reflejan en las dos bombas,
requiriendo un estudio especial de la respuesta del sistema a los cambios de
flujo y presión.
4.
El sellado del eje de la bomba de etapa superior será difícil si la presión entre
las bombas es alta.
En vista de estas desventajas, se debería evitar la operación en serie cuando sea
posible.
4
INSTALACION DE REPUESTOS COMUNES
En el documento MDP–02–P–02 se presentan las consideraciones que se aplican
en la selección de los servicios para los cuales se pueden usar bombas con
repuestos comunes.
Una vez que los servicios compatibles ha sido
seleccionados, se debe diseñar la distribución de tubería para permitir el uso de
repuesto en cualquier servicio. Las condiciones de temperatura y presión son
usualmente lo suficientemente cercanas para que no se requiera una clasificación
especial de la tubería; sin embargo, se debe verificar para determinar si es
necesario. La tubería de succión y descarga se deben clasificar para soportar la
mayor presión y temperatura de los dos servicios.
Ya que las condiciones de operación entre los dos servicios pueden ser lo
suficientemente diferentes para justificar diferencias en los detalles del sistema de
sello del eje, las Especificaciones de Diseño deberían especificar que el diseño del
sello del eje para los repuestos comunes sea adecuado para ambos servicios.
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DISEÑO DE BOMBAS CENTRIFUGAS PARA OPERACION A
BAJO FLUJO
Sistemas de Reciclo
Si cualquier condición de flujo de proceso especificada es menor que el nivel de
flujo mínimo permisible para una bomba en particular, se debe instalar un desvío
para recirculación para evitar daños a la máquina por cavitación,
sobrecalentamiento o atascamiento. Los desvíos se dimensionan típicamente
para el 10% a 25% de la capacidad de la bomba en el punto de mejor eficiencia
(“PME”).
Una eficiencia alta (del 75 al 85% a PME) tiende a reducir el flujo mínimo requerido;
un cabezal alto tiende a incrementarlo. El rango de 10 a 25% está limitado
típicamente en su límite superior con servicios de alimentación de calderas de alto
cabezal y servicios criogénicos, y en su límite inferior con bombas para alto flujo
de una sola etapa.
Las bombas de proceso con caudales de flujo nominales de 2.5 a 20 dm3/s
(40–300 gpm) típicamente se seleccionan para operar 40% a 75% de la capacidad
de PME y aquellas de 20 a 125 dm3/s (300 a 2000 gpm) a 75% a100% de la
capacidad de PME.
Se debe prestar atención en el diseño de todo sistema de recirculación para
asegurar que el flujo recirculado no aumente significativamente la temperatura de
la succión de la bomba, lo que incrementaría la presión de vapor resultante y, por
lo tanto, reduciría el NPSH disponible. La línea de reciclo debería preferiblemente
ser llevada al tanque de succión en vez de la línea de succión de la bomba. El
desvío puede tener un orificio fijo para recircular constantemente el flujo mínimo
o una válvula de control que comienza a abrir cuando el requerimiento de flujo del
sistema iguala el valor mínimo permisible. La válvula de control requiere una
inversión mayor que el orificio, pero típicamente es económica en bombas por
encima de 37kW, y cuando el caudal de flujo de operación normal está por encima
del 50% de la capacidad de PME (ya que el flujo de reciclo no se requiere en
operación normal).
La siguiente fórmula basada en el aumento de temperatura permisible del fluido
es una forma conveniente de estimar el flujo continuo mínimo y seguro cuando se
conocen las características de funcionamiento reales de la bomba.
Q min +
77H PME Q PME
E PME ( F10 C P DT ) HPME )
Ec. (1)
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= Factor cuyo valor depende de las
unidades usadas
Indice norma
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
85
649
donde: HPME, QPME y EPME son el cabezal, la capacidad y la eficiencia (en
porcentaje) al flujo de mayor eficiencia para la bomba. Cp es el calor específico
del líquido a presión constante. Si esta fórmula produce un valor menor al 10%
del flujo del PME, use el 10% para el diseño del sistema de reciclo. Este método
provee una forma rápida de evaluar un requerimiento de flujo mínimo
recomendado por el suplidor de la bomba.
Antes de seleccionar una bomba y antes de que se conozcan la eficiencia real y
las características de PME, se puede obtener un estimado para determinar la
eficiencia, sustituyendo las condiciones normales de proceso y usando datos
típicos de funcionamiento de la MDP–02–P–02, Figura 3 ó 4.
Si el aumento de temperatura permisible (DT) es desconocido, use 8.3°C (15°F)
para agua y aplicaciones químicas en general, 5.6°C (10°F) para hidrocarburos
y agua de alimentación de calderas y 2.8°C (5°F) para hidrocarburos livianos,
criogénicos y otros servicios de NPSH crítico.
Donde se requiere reciclo por bajo flujo para bombas que se operan en paralelo,
se requieren reciclos individuales para cada bomba.
Control de Flujo Mínimo Para Servicio de Agua de Alimentación de Caldera
La necesidad de un control automático del desvío por bajo flujo en servicios de
agua de alimentación de caldera ha llevado al desarrollo de una unidad combinada
de válvula de retención / válvula de desvío por bajo flujo.Estas unidades están
comercialmente disponibles y se recomiendan para servicios de agua de
alimentación de caldera. La aplicación en otros servicios diferentes del agua de
alimentación de caldera depende de la experiencia de aplicaciones exitosas
anteriores.
Cuando se aplica esta unidad combinada de válvulas, se recomienda una alarma
por bajo flujo, un manómetro de presión y un orificio de restricción en la línea de
desvío del bajo flujo para verificar manualmente de que hay recirculación, ver
Figura 3.
Aumento Real de Temperatura
El aumento de temperatura que ocurre en una bomba es importante cuando el
líquido bombeado está cerca de su punto de burbuja, ya que se produce una fuga
de la descarga a la succión. El aumento de temperatura se puede estimar con la
siguiente fórmula cuando la eficiencia al caudal de flujo de operación se conoce:
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DT 0 +
F11
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H o (0.98 * E o)
F 11 C pE o
= Factor cuyo valor depende de las
unidades usadas
Indice norma
Ec. (2)
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
102
778
Modificación de las Características Efectivas de Cabezal–Capacidad del
Sistema
Cuando se seleccionan las bombas centrífugas para servicios de caudal de flujo
bajo, el aumento de capacidad de cabezal entre el caudal de flujo nominal y a cero
flujo con frecuencia y por necesidades menor que el 10% de aumento mínimo
requerido; por ejemplo el punto de flujo nominal está en la parte horizontal de la
curva cabezal–capacidad. Esto haceque el caudal de flujo de la bomba sea muy
sensible al cambio de presión y tienda a inestabilizar la bomba y su sistema de
control. Un método simple de prevenir esta deficiencia es suministrar un orificio
de restricción en la brida de descarga de la bomba y diseñar la bomba con una
capacidad adicional de cabezal tal que la presión aguas abajo del orificio sea
suficiente para los requerimientos del servicio.
Las características de
presión–capacidad aguas abajo del orificio serán adecuadas para una operación
y control estable.
El orificio se dimensiona para la diferencia entre la presión diferencial
correspondiente a el aumento natural de la curva y el aumento deseado de la
curva, típicamente alrededor de 10% de la presión diferencial requerida por el
servicio. La bomba es entonces diseñada para cabezal extra tomando en
consideración la caída de presión del orificio. Como el orificio y el cabezal de la
bomba no se pueden diseñar hasta que no se haya hecho una selección tentativa
de la bomba, este procedimiento de diseño se debe usar en la fase de procura de
la bomba, en cooperación con el suplidor, en lugar de hacerlo en la etapa de diseño
básico de planta.
6
ARRANQUE AUTOMATICO DE BOMBAS AUXILIARES
Situaciones que Requieren Arranque Automático
Las bombas auxiliares son previstas con arranque automático cuando la parada
de la bomba de operación por más de unos pocos minutos pueda parar la unidad
de proceso o poner en peligro la seguridad del personal o del equipo.La mayoría
de los servicios de bombeo de la refinería pueden tolerar una pérdida de bombeo
del orden de 2 a 5 minutos requeridos por el operador para informarse de una falla
de bomba y tomar acción para arrancar manualmente la bomba auxiliar. Por lo
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tanto, la mayoría de los servicios de bombeo de proceso no se ajustan a los
requerimientos para arranque automático. Algunos ejemplos de los servicios
críticos donde se usa el arranque automático son los siguientes:
Servicio
Razón crítica
Agua de alimentación de caldera
La capacidad de generación de vapor
es rápidamente afectada; se requiere
un suministro continuo de vapor a
presión a presión máxima para permitir
la operación de la planta en fallas
momentáneas de energía y para
permitir una parada de planta de
emergencia con seguridad.
Condensado de condensadores de
superficie
La acumulación de condensado en el
condensador de superficie de una
turbina de condensado de vapor puede
exponer el rotor de la turbina a
inundación del cuerpo de salida y
causar daños severos a la máquina.
Agua de enfriamiento de refinería
El enfriamiento del proceso a través de
la planta es afectado; una falla de flujo
de agua puede causar un cambio
grande en el proceso y condiciones
peligrosas.
Alimentación de horno
Con la parada de flujo del líquido de
proceso en un horno de temperatura
alta se arriesga un sobreca–
lentamiento del metal del tubo y una
falla, lo cual permite a un líquido de
proceso inflamable entrar en contacto
con el área de combustión del horno.
Aceite lubricante de compresor
La falla de cojinetes ocurre muy
rápidamente después de la pérdida de
presión
del
aceite
lubricante
requiriendo por lo tanto de un sistema
de parada de aceite lubricante de baja
presión; el arranque automático de la
bomba auxiliar se instala para permitir
una operación continua de la unidad del
compresor por causa de la parada de la
bomba principal de aceite.
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El arranque automático de una bomba auxiliar no es la única previsión de
seguridad para un servicio de este tipo. La parada automática de suministro de
combustible, la inyección automática de vapor, la parada automática de máquinas,
etc., se emplean como previsiones posteriores en muchas situaciones.
Parámetros que Disparan el Arranque Automático
El parámetro más comúnmente usado para disparar el arranque automático de la
bomba auxiliar es la caída de la presión de descarga de la bomba. En el caso de
bombeo de condensado de pozo caliente, se usa un nivel alto en el pozo caliente
para arrancar la bomba de repuesto. El flujo bajo o la temperatura alta pueden,
en algunas situaciones de proceso, ser preferible a la presión de descarga o al
nivel de líquido en el recipiente de succión.
Control de Arranque Automático
Los servicios de bombeo arreglados para arranque automático de las bombas de
repuesto deberían estar provistos de controles y un interruptor principal de
selección de arranque automático, localizado en la instalación de la bomba, lo cual
permite la designación de cual bomba va a arrancar automáticamente. En
instalaciones de bombas múltiples en paralelo, normalmente cada unidad de
bomba se instrumenta para servir de unidad de arranque automático, cuando sea
señalado por el interruptor selector de arranque automático. Los sistemas de
arranque automático deberían tener alarmas para indicar que la bomba ha
arrancado automáticamente.
Los controles que afectan el arranque automático deberían dejar la bomba de
repuesto en funcionamiento después que la crisis de arranque automático ha
pasado. Se debería especificar la parada manual de la bomba de repuesto y el
reajuste del mecanismo de arranque automático. Este arreglo ayuda a centrar la
atención del operador en el evento del arranque automático aumentando la
probabilidad de que se corrija el problema que lo causó.
En el caso de turbinas de vapor, la válvula de abertura rápida colocada en la línea
de suministro del vapor debería estar provista con una palanca de reajuste
manual.
Dimensionamiento del Motor Para Arranque Automático
Los accionadores tipo motor de bombas designadas como de arranque
automático, se debería especificar para no ser sobrecargados, (dimensionados
para el requerimiento de potencia máxima de la bomba en su rango de flujo
completo) de manera que puedan ser operados continuamente con seguridad con
la bomba en operación lejos de la curva cabezal–capacidad. Esto es
necesarioporque las circunstancias que causan el arranque automático
frecuentemente fuerzan la bomba de repuesto a operar a un caudal de flujo mayor
de lo normal.
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Arreglos de Turbina para Arranque Automático
Generalidades – Las especificaciones de diseño deben especificar cuales
turbinas están dispuestas para arranque automático tal que se puedan seleccionar
modelos de turbina con cojinetes y sistemas de lubricación adaptados.
La válvula de abertura rápida se debería diseñar para caída de presión
despreciable a un flujo de vapor normal para asegurar una presión adecuada a la
válvula de admisión de vapor de la turbina.
Los siguientes puntos son cubiertos en la ingeniería de detalle y normalmente no
requieren especificaciones de diseño.
1.
La válvula de abertura rápida en la línea de suministro de vapor para arrancar
automáticamente las turbinas deberían tener un desvío de 19 mm (3/4 pulg),
con un orificio de restricción para proveer un suministro continuo de vapor de
calentamiento a la turbina.
2.
Se requieren trampas de vapor inmediatamente aguas arriba de la válvula
de abertura rápida, en el fondo del cuerpo de descarga de la turbina, y en
cualquier otro punto bajo en la tubería de descarga.
3.
Las turbinas de vapor con eje que manejan bombas de aceite lubricante e
interruptores que se disparan por baja presión de aceite lubricante deben
tener características de retraso automático de tiempo para permitir una
aceleración automática a toda velocidad antes de que se estabilice la presión
total del aceite combustible.
Turbinas de Contrapresión – Las tuberías de descarga de turbinas de
contrapresión arregladas para arranque automático requieren atención especial
para prevenir la formación y el arrastre de condensado de la descarga (Exhaust)
lateral en la descarga principal. Si está presente una parte de condensado cuando
la turbina arranca, esta será acelerada por el repentino golpe de vapor y puede
causar daños serios en la tubería cuando golpea un codo o entra en el cabezal de
vapor de presión baja. La posibilidad de daño se puede reducir de las siguientes
maneras:
1.
El uso de trampas de vapor dobles y paralelas en cada punto bajo se
considera una precaución suficiente si el tamaño de la línea de descarga de
vapor es pequeña, comparada con la línea principal de baja presión.
2.
Si la disposición de tuberías es tal que el mal funcionamiento de las trampas
pudiera resultar en la formación de una gran porción de condensado, se
debería agregar una chimenea de venteo atmosférico con válvula para la
tubería de descarga dentro de la válvula de bloqueo de descarga. La válvula
de venteo estará abierta mientras la turbina esté parada y por pocos minutos
después del arranque automático, hasta que llegue un operador para
cambiar el interruptor a operación de contrapresión. Este método no se
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puede usar, sin embargo, si el diseño de la turbina no es adecuado para la
operación con presión de descarga atmosférica, o si el vapor escapa a la
atmósfera antes de que llegue un operador, podría poner en serio peligro la
disponibilidad de vapor de presión baja (Turbine Exhaust) necesitado en otro
lugar durante una emergencia de planta.
Acumuladores para Servicio de Aceite Combustible para Calderas
Cuando la bomba de suministro de aceite combustible para una caldera de vapor
se para, el quemador puede apagarse antes que la bomba de repuesto de
arranque automático pueda reestablecer la presión y el flujo, parando la caldera
y perjudicando seriamente la operación de la planta. Para evitar que el quemador
se apague, se debería usar en la línea de descarga de la bomba un acumulador
similar al que se usa en los sistemas de aceite lubricante de compresores
centrífugos. El acumulador debería ser capaz de mantener la presión de aceite
combustible y el flujo por 10 segundos mientras que la bomba de repuesto se
acelera a la velocidad de operación. Este debe tener traza de calor y aislante para
asegurar un funcionamiento confiable con aceite combustible de alta viscosidad.
7
TUBERIAS
Los requerimientos de diseño de tubería para bomba se presentan en PDVSA
H–251. Se requiere atención especial en seleccionar las clasificaciones para las
tuberías de succión y válvulas para bombas con tuberías distribuidas para
flexibilidad de repuestos comunes.
El sistema de tubería debe ser diseñado mecánicamente para limitar las fuerzas
y los momentos impuestos en las bridas de la bomba, aquellas permitidas por el
diseño de la bomba. Las tuberías de succión para bombas con terminal de succión
convencional requiere atención especial en diseño mecánico debido a que las
corridas cerca de la bomba tienden a tener menor flexibilidad que las corridas
superiores a las bombas que succionan por el tope.
La tubería de succión de bombas centrífugas se dimensiona para un caída de
presión de 1.7 a 2.8 kPa (0.25 a 0.4 psi) por cada 30 m (100 pie) de
tubería,resultando en velocidades típicas de flujo de 1.5 a 3 m/s (5 a 9 pie/s); el
dimensionamiento de tuberías de descarga resulta en aproximadamente el doble
de esta velocidad.
Las tuberías de succión de una bomba reciprocante se dimensionan para
velocidades menores, debido al efecto del cabezal de aceleración sobre el
NPSHD.
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SISTEMAS DE DRENAJE PARA CUERPOS DE BOMBAS
CERRADAS
Muchos tipos de servicios de bombeo requieren facilidades para un drenaje
seguro del cuerpo de la bomba antes de abrir éste para mantenimiento. Las
facilidades requeridas son:
1.
Una conexión de drenaje para el cuerpo, con válvula.
2.
Una tubería pequeña de drenaje (19 mm) (3/4 pulg), con traza de vapor para
líquidos con punto de fluidez alto.
3.
Un punto de colección adecuado o un tanque de colección.
Los tipos de servicio que requieren estas facilidades son:
1.
Los servicios con temperatura por encima de autoignición, como los fondos
de destilados, los cuales requieren drenaje de cuerpos para evitar
solidificación, pero crearían un peligro de incendio si el residuo fuera liberado
directamente a la atmósfera.
2.
Hidrocarburos livianos que vaporizarían inmediatamente al ser liberados a
la atmósfera, causando contaminación atmosférica y riesgos de incendio.
3.
Fluidos tóxicos y altamente corrosivos como el fenol y el ácido sulfúrico, los
cuales pudieran ocasionar daños al personal y/o los equipos si se drena
localmente durante el mantenimiento de la bomba.
En algunos casos se requiere el lavado del cuerpo con agua o un solvente después
del drenaje, pero esta operación no requiere instalaciones adicionales.
Las especificaciones de diseño deberían especificar los servicios para los cuales
se deben prever las instalaciones de drenaje de cuerpo cerrado.
9
FACILIDADES DE CALENTAMIENTO
Se recomienda incluir arreglos para calentamiento de bombas en servicios con
líquidos de alto punto de fluidez y temperaturas sobre 232°C (450°F).
Los indicadores de temperatura se deberían especificar para bombas que
requieran facilidades de calentamiento, y ser instalados en la tubería
inmediatamente anexa a la bomba.
Los indicadores de temperatura se deberían también colocar en las bombas
donde el tamaño del accionador seleccionado está tan cerca de los requerimientos
mínimos que requieren calentamiento casi completo antes del arranque. Esta
necesidad puede no ser detectada hasta que se haya seleccionado la bomba y el
tamaño del accionador durante la ingeniería de detalle.
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10 FILTROS DE SUCCION DE BOMBA
Filtros Temporales
Los filtros temporales se usan para la protección de las bombas durante la
limpieza, lavado y período de operación inicial de plantas nuevas para recolectar
pedazos de soldadura y de tuberías, y cualquier otro objeto extraño que pueda
existir en el sistema. Estos se usan también después de paradas largas cuando
los recipientes y los sistemas de tubería han sido abiertos para servicios internos.
Ver H–251 y GA–201 para detalles de instalación.
Filtros Permanentes
Los filtros permanentes se aplican en servicios donde sólidos o material extraño
son un constituyente normal del fluido bombeado, por ejemplo,coque en el fondo
de las torres, desechos en agua de reservorio, y suspensiones donde las
partículas pueden ser lo suficientemente grandes para tapar la bomba. Ellos se
diseñan para instalación permanente con limpieza, sin perturbar las conexiones
de las tuberías de procesos primarios. Estos filtros se limpian cuando la caída de
presión alcanza el límite máximo permisible.
Los filtros permanentes se pueden clasificar de acuerdo a su método de diseño
de limpieza:
Limpieza manual – El filtro se debe construir para permitir remoción y limpieza
de los elementos de filtro sin remover el cuerpo del filtros de la tubería de
proceso.
Auto–limpiante – El elemento de filtro es normalmente limpiado por un fluido
directo hacia un punto apto para recolección, utilizando el flujo de fluido del
proceso.
Los filtros permanentes se deberían diseñar para descarga (como los filtros tipo
“Y”) o para retrolavado cuando existen posibilidades de depósito adecuado en el
sistema del proceso. Para retrolavado, las válvulas de bloqueo están provistas
de filtros por ambos lados: Se usa una línea del lado de descarga de la bomba de
operación hacia el lado aguas abajo del filtro para ser retrolavado; y un punto de
deposición de filtrado se selecciona para que pueda aceptar líquido de proceso y
sólidos. Se debe tomar precaución en seleccionar la presión de diseño de la línea
y del colador. El uso de las instalaciones de descarga y de retrolavado tiende a
incrementar el tiempo entre las operaciones de limpieza manual, pero la
necesidad para estos y su efectividad se puede predecir solamente con base en
experiencias anteriores específicas.
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Los filtros permanentes se deberían colocar para proteger las bombas del pase
de partículas más grandes que la mitad del ancho de la abertura de salida del
impulsor. Se deberían usar tamaños normales de malla, como los siguientes:
Tamaños Nominales
de Malla
Tamaño de abertura
Relación de área
(Area total / área abierta)
mm
pulg
3
6.9 x 6.9
0.27 x 0.270
1.52
5
3.5 x 3.5
0.137 x 0.137
2.15
20
0.76 x 0.76
0.30 x 0.030
2.78
Si el tamaño de la línea de succión es 200 mm (8 pulg), el área de malla total
mínima requerida es:
A +
ƪ ƫ
200
2
2
x p x 3 x 2.15 x 10 *6 + 0.203 m 2 (315 pulg 2)
Como la geometría del impulsor es desconocida hasta que la bomba es
seleccionada, la selección del tamaño de malla se realiza en la ingeniería de
detalles. En este momento se puede tomar en consideración la recomendación
del suplidor de la bomba.
Los filtros de la bomba no se instalan normalmente para proteger las bombas con
espacios de corrida pequeños de sucios finos o partículas de proceso que puedan
estar en el bombeo. El sucio fino se debe remover limpiando y lavando el sistema
de proceso. Los sólidos finos de proceso se deben dejar pasar a través de la
bomba o ser removidos con una unidad de filtro.
La configuración más comúnmente usada para coladores permanentes de
bombas son los T en línea, orientados con la barra cruzada en la dirección vertical.
Se coloca una brida ciega en el terminal de la brida de la rama horizontal, a la cual
va soldada una placa con malla. Unas barras de guía se sueldan en la rama
horizontal para soportar la placa y permitir sacarla. Los filtros de tipo “Y” son
sustitutos aceptables para los filtros tipo“T”.
En las instalaciones donde el margen entre NPSHD y NPSHR es pequeño, la
acumulación de la caída de presión de un filtro permanente es una amenaza a una
operación continua segura. Cuando se requieren filtros permanentes, para
cálculos del NPSHD se debería asumir una caída de presión a través del filtro no
menor de 1 psi para cálculos del NPSHD. Se deberían especificar tomas para
medida de presión (o de diferencial de presión) en ambos lados del filtro
permanente. Se deberían tomar en cuenta previsiones para alarmas que indique
un diferencial de presión alto a través del filtro.
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Los filtros permanentes se pueden arreglar en pares con válvulas en la línea de
succión del servicio de bombeo, o se puede colocar un colador en la succión lateral
a cada bomba, del lado de la bomba donde está la válvula de bloqueo de la
succión. Este último arreglo reduce el número de válvulas de bloqueo que se
requieren para aislar un filtro, pero requiere cambiar de bombas cada vez que se
limpia un filtro.
11 PULSACION DE BOMBAS RECIPROCANTES
Las pulsaciones de presión producidas por la acción de bombeo de las bombas
reciprocantes puede hacer que ocurra una falla en la tubería cuando las fuerzas
oscilatorias resultantes excedan los niveles razonables o excitan la frecuencia
natural del sistema. La experiencia indica que cuando la presión de la línea
incrementa el nivel de pulsaciones permisibles aumenta en valor absoluto, pero
disminuye cuando se le expresa como un porcentaje de la presión de la línea. Los
niveles tolerables de pulsación expresada como porcentaje de la presión absoluta
de la línea se presentan en la Figura 2. Esto provee una base para especificar el
funcionamiento requerido de los amortiguadores de pulsación de presión.
Las pulsaciones de presión se pueden reducir usando una bomba de cilindros
múltiples como un diseño doble o triple, instalando acumuladores del tipo hoja
(Bladder) en la línea de descarga de la bomba, o por un cambio enla velocidad del
accionador. Sin embargo, hacer pre–ingeniería de el amortiguamiento de estas
pulsaciones por los métodos anteriores se justifica solamente cuando una
experiencia anterior con un servicio particular indica su necesidad y provee una
base de diseño.
12 SISTEMA DE LUBRICACION DE ACEITE EN DISPERSION
La experiencia ha mostrado que una reducción importante de fallas debidas a
contaminación de lubricación (polvo, humedad y óxido) es posible lubricando los
cojinetes de la bomba con un sistema central de lubricación de niebla de aceite.
El sistema central distribuye aceite combustible a los cojinetes en la forma de una
niebla aerosol suspendida en aire caliente a una presión levemente positiva para
controlar el ambiente en la zona en condiciones ideales. A pesar de que un
sistema de lubricación de aceite en dispersión requiere una inversión inicial de
capital, se han encontrado ahorros de mantenimiento para justificar la inversión
incremental, haciendo por lo tanto su aplicación apropiada cuando se desean
inversiones óptimas y mantenimiento mínimo.
Los sistemas de lubricación de aceite en dispersión para bombas se debería
indicar en las especificaciones de diseño cuando la aplicación es consistente con
la filosofía de inversión del proyecto y del plan de mantenimiento de la planta.
Cuando se requiera, los detalles de diseño de sistemas de lubricación de aceite
en dispersión se puede obtener consultando con los especialistas de máquinas.
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13 NOMENCLATURA
(Ver MDP–02–P–02).
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Fig 1. CURVAS CARACTERISTICAS PARA BOMBAS QUE OPERAN EN PARALELO.
NOTAS:
EN ESTE RANGO HAY DOS VALORES DE Q PARA CADA VALOR DE H; UNA
CONDICION QUE PUEDE CONTRIBUIR A LA INESTABILIDAD.
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Fig 2. NIVEL ACEPTABLE DE PULSACION DE LA PRESION EN
TUBERIAS DE BOMBAS.
Fig 3. PROTECCION POR BAJO FLUJO PARA BOMBAS DE
ALIMENTACION A CALDERAS UTILIZANDO UNA UNIDAD
COMBINADA DE VALVULA DE RETENCION / VALVULA DE
DESVIO POR BAJO FLUJO (1).
NOTAS:
1. SISTEMA MINIMO DE PROTECCION, UN SISTEMA MAS COMPLICADO SE PUEDE JUSTIFICAR POR LA SITUACION
INDIVIDUAL DEL DISEÑO.
2. LA OPERABILIDAD DE LA VALVULA DE COMBINACION SE VERIFICA MANUALMENTE CERRANDO LA VALVULA DE
DESCARGA Y OBSERVANDO LA PRESION MANOMETRICA EN LA LINEA DE DESVIO.
3. LA LINEA DE DESVIO TIPICAMENTE SE DIMENSIONA PRA 65 a 115 kPa POR CADA 100 METROS (3 a 5 pie POR
CADA 100 pies)
4. DIMENSION ES EL ORIFICIO DE RESTRICCION PARA UNA CAIDA DE PRESION DE 69 kPa (10 psi) AL 25% DEL
FLUJO NOMINAL DE LA BOMBA.
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E PDVSA, 1983
TITULO
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DE SERVICIOS INDUSTRIALES
APROBADA
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DESCRIPCION
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PAG. REV.
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L.R.
APROB. APROB.
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Indice
1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
5 SELECCION DEL TIPO DE ACCIONADOR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
6 MOTORES ELECTRICOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
5
7 TURBINAS DE VAPOR PARA USO GENERAL . . . . . . . . . . . . . . . . .
8
8 TURBINAS HIDRAULICAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
11
9 TRANSMISIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
13
10 AGUA DE ENFRIAMIENTO PARA BOMBAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
14
11 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
15
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ALCANCE
Esta subsección presenta la base para la selección del tipo de accionador y
presenta los requerimientos de servicio de las unidades de bombas.
2
REFERENCIAS
Prácticas de Diseño (Además de otros documentos de este capítulo)
“Compresores”
“Seguridad en el Diseño de Plantas”
PDVSA
H–251–R
G–203–R
G–201–R
N–201
N–268
N–269
N–271
Requerimientos de Diseño de Tuberías de Proceso y
Servicios
Turbinas a Vapor de Uso General
Turbinas a Vapor para Uso Especial
Obras Eléctricas
“General Purpose Application of API 541 Form–wound
Squirrel–cage Induction Motors 250 Horsepower and
Larger”
“Special Purpose Application of API 541 Form–wound
Squirrel–cage Induction Motors 250 Horsepower and
Larger”
“Field Inspection and Testing of New Electrical
Equipment”
Otras Referencias
API, Standard 611, General Purpose Steam Turbines for Refinery Services
NEMA SM 20, Mechanical Drive Steam Turbines
3
ANTECEDENTES
La mayoría de los servicios de bombeo en las plantas de proceso requieren
accionadores de bombas en el rango de 7 a 300 kW (10 a 400 HP). Las bombas
de carga de crudo y las bombas de carga de producto a tanqueros frecuentemente
caen en el rango de 525 a 1500 kW (700 a 2000 HP), pero otros servicios para
hidrocarburos muy pocas veces exceden los 525 kW (700 HP). Los servicios de
agua de alimentación a calderas y de agua de enfriamiento de planta en refinerías
y plantas químicas comúnmente requieren accionadores en el rango de 300 a
1100 kW (400 a 1500 HP), con ejemplos ocasionales de 1500 a 2100 kW (2000
a 2800 HP).
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Los motores de inducción se seleccionan para accionar la mayoría de las bombas.
Normalmente, se usan accionadores directos con acoples flexibles. Se requieren
razones y circunstancias especiales para seleccionar cualquier otro tipo práctico
de accionador turbina de vapor, turbina hidráulica, máquina diesel o para justificar
transmisiones de velocidad variable o ajustable para motores de inducción. La
necesidad de unidades de engranaje (u otras transmisiones de velocidad
constante) se determina durante la procura de los equipos.
4
DEFINICIONES
Para las definiciones de los términos de clasificación de turbina a vapor, ver
Manual de Diseño de Proceso, Subsección 11–M, versión 1986, PDVSA
G–203–R y PDVSA G–201–R.
5
SELECCION DEL TIPO DE ACCIONADOR
Alternativas Disponibles
Los tipos de accionadores prácticos para bombas dentro de plantas se limitan a
motores de inducción, turbinas de vapor de propósitos generales, máquinas de
vapor (para bombas de vapor de acción directa) y turbinas hidráulicas. Para
servicios de proceso fuera de planta, no existen oportunidades de aplicación de
turbinas hidráulicas, pero las máquinas de combustión interna (usualmente diesel)
encuentran una aplicación ocasional. Las turbinas de gas se usan como
accionadores de bombas en tuberías y servicios de producción, pero no son
económicas en el rango de potencia de las bombas. Los motores sincrónicos rara
vez se usan como accionadores de bombas, ya que su mayor costo en los rangos
típicos de velocidad y potencia de las bombas centrífugas rara vez se justifican el
mejoramiento en el factor de potencia que ellos proveen.
Bombas de Operación Normal
Las dos consideraciones que mayormente influencian la selección de los tipos de
accionadores para bombas de operación normal son:
1.
Costos de energía del servicio industrial y
2.
Balance del sistema del servicio industrial
Los costos de energía y el balance del sistema es el resultado de muchos factores
que han influenciado en el diseño del sistema de servicio de planta. Los
accionadores para bombas de operación normal se especifican para ser
consistentes con el diseño del sistema de servicio de la planta. En la mayoría de
los casos, se especifican motores de inducción.
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Ahorros en el costo de energía de los accionadores se pueden lograr a veces por
recuperación de energía de corrientes líquidas a través de la aplicación de turbinas
hidráulicas, y por el uso de velocidad variable en vez de estrangulamiento de
descarga o reciclos para el control del flujo de la bomba. En ambos casos, se
deben realizar estudios individuales para determinar si se justifican la inversión
incremental.
Otros factores que a veces influencian la selección del tipo de accionador para
bombas de operación normal son:
1.
Reducción de la carga del mechurrio por fallas de una fuente de servicio
determinada.
2.
Costos de inversión de las líneas de suministro de servicio requerido, por
ejemplo en las localidades remotas, fuera de planta.
3.
Simplicidad operacional. Este factor favorece los motores eléctricos y bajo
algunas circunstancias puede prevalecer sobre otras consideraciones.
4.
Requerimientos de mantenimiento. Las turbinas tienden a requerir más
mantenimiento que los motores. Las bombas centrífugas en línea pueden
ser mantenidas más convenientemente cuando están equipadas con
accionadores de motores eléctricos.
Los factores que usualmente no influyen sobre la selección del tipo de accionador
son:
1.
Velocidad de la bomba, ya que la inclusión de una unidad de engranaje
puede producir cualquier velocidad con cualquier tipo de accionador.
2.
Precio del accionador, ya que otros factores son siempre más significativos
en la selección del tipo de accionador para bombas que las diferencias en el
costo inicial del accionador.
3.
Compatibilidad entre unidades de bombeo paralelas, ya que los sistemas de
control se pueden suministrar para compensar las diferencias de
características de los accionadores.
Bombas de Repuesto y Auxiliar
Cuando el propósito primario de proveer una bomba de repuesto instalada es
cubrir requerimientos de mantenimiento de la bomba, en vez de breves
interrupciones en el suministro del servicio de energía, se debe usar el mismo tipo
de accionador para el servicio y para el repuesto. Usar tipos diferentes de
accionadores (por ejemplo, motores y turbinas) incrementa innecesariamente la
inversión de la planta. Los servicios de bombeo de proceso dentro de planta
normalmente se apoyan en alimentadores de poder dobles y en sistemas de
reaceleración para confiabilidad de accionadores de bombas, y por lo tanto, use
motores tanto para bombas de repuesto como para bombas en operación.
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Cuando el requerimiento de alta confiabilidad de un servicio de bombeo justifica
el empleo de un segundo tipo de accionador, el arreglo común es un motor para
la bomba en operación y una turbina para el repuesto. Este arreglo se aplica
normalmente en sistemas de servicio para prevenir fallas en los servicios durante
una falla de energía. Los sistemas de bombeo de servicio normalmente provistos
con repuestos con turbinas son: los suministros de combustible, agua de
alimentación de caldera y agua de enfriamiento de planta.
Los servicios de proceso, dentro de planta que requieren bombas de repuesto con
turbina por razones de seguridad son limitados a los requeridos para evitar una
crisis mayor de seguridad, tales como salidas grandes de vapor de válvulas de
donde se justifican seguridad, durante una falla de energía. Las situaciones donde
se justifican repuestos con turbinas normalmente ocurren en unidades de refinería
de muy alta capacidad.
Donde una bomba de repuesto tiene un servicio alterno para bombeo de
emergencia se debería especificar con turbina de vapor.
En servicios que usan turbinas hidráulicas para operar las bombas, la bomba de
repuesto debería tener como accionador motor o turbina de vapor. Ver
MDP–02–P–02, Repuesto y Multiplicidad, para Detalles Adicionales.
Servicios de Bombeo de Emergencia
Una de las dos bombas normalmente suministradas para servicio de bombeo de
agua contra fuego debería tener un motor eléctrico. La segunda bomba debería
tener una turbina de vapor si es práctica una línea de suministro de vapor hasta
el sitio de instalación y si una sola contingencia no puede causar falla en suministro
de vapor y energía (Ver capítulo de Seguridad de Diseño). Si cualquiera de estas
condiciones no es satisfecha, se debería especificar una máquina de combustión
interna (normalmente diesel).
Las bombas auxiliares de los pozos de agua con frecuencia se especifican con
accionadores tipo motor diesel para dar confiabilidad en el caso de fallas del
sistema de servicio y para evitar tener líneas de servicio hasta los lugares remotos
de los pozos de agua.
Los servicios de bombeo deberían tener accionadores con vapor para tomar
ventaja del mayor potencial de seguridad.
6
MOTORES ELECTRICOS
Generalidades
Los motores eléctricos de inducción normalmente usados como accionadores de
bomba se construyen en un rango de fracciones de kW (<1) hasta 16400 kW
(22000 HP). A continuación se presentan las bases para dimensionar el motor con
la siguiente ecuación:
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PF requerida mínima,
del accionador
+
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PF nominal de la bomba centrífuga x 1.1
Eficiencia mecánica de transmisión
El factor de carga 1.1 da un 10% de margen de seguridad. La eficiencia mecánica
de la transmisión será 1.0 para un acople directo del motor a la bomba. La
eficiencia de la unidad de engranaje se puede obtener de la Subsección 11–L de
la versión de 1986 del Manual de Prácticas de Diseño. Las eficiencias de unidades
de velocidad variable acarga total y parcial se debería obtener por consulta con
el especialista en máquinas.
Vea también la Subsección 11–L antes indicada para obtener un sumario de
tamaños de motores, eficiencias, factores de potencia y cargas conectadas.
Las especificaciones de diseño deberían incluir una tabla de los siguientes
renglones de bombas con motor, incluyendo las notas numeradas:
Equipo
P–XXX
Operación Carga de Operación, kW(1)
N, S o I(2)
Clasificación de
Reaceleración
XXX
A, B, o C
(1)
Potencia al motor a la PF nominal estimado para la bomba, kW (BHP),
usando una eficiencia de motor estimada.
(2)
N = Operación normal; S = Repuesto, I = Carga intermitente.
Si el diseñador de la planta ha incluido un 20% u otra contingencia en la carga de
operación reportada, tiene que anotarlo en la especificación de diseño.
Ejemplo de Cálculo
Q = 50 dm3/s (794 gpm), DP = 700 kPa (101 psi), Eo bomba = 72%
(50) (700)
+ 49 kW (66 HP)
PF + Q x DP +
F 6 x E0
(1000) (0.72)
F6
= Factor cuyo valor depende de las
unidades usadas
Ec. (1)
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
1000
1714
PF mínimo requerido = 49 x 1.1 = 53.9. Se usará un motor de 75 kW (100 HP).
La eficiencia a carga máxima es 91%; la eficiencia a 3/4 de carga es 89%.
Carga de operación + 49 + 55kW (72 HP)
0.89
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Reaceleración
Los servicios de bombeo en una unidad de proceso se deben clasificar de acuerdo
a sus necesidades para reaceleración automática en el caso de un cambio
temporal de voltaje que causa un retraso o una parada de la bomba. Las
clasificaciones son las siguientes:
Clasificación
Necesidad para
Reaceleración Automática
Bases
A
Necesario
El servicio de bombeo requerido
para
mantener
la
unidad
operando sin daño al equipo y sin
abertura de la válvula de
seguridad,
pero
no
necesariamente
en
las
especificaciones de producto.
B
Deseable
Servicios de bombeo adicionales
requeridos para mantener los
productos en especificación.
C
Innecesario
Arranque manual es suficiente sin
efectos contrarios en la unidad o
las especificaciones de producto.
Las bombas accionadas por motores con bombas auxiliares con turbinas de vapor,
especificadas con arranque automático se deberían incluir en la clasificación A
como protección contra la contingencia de la necesidad de mantenimiento de la
bomba auxiliar, su turbina o el sistema de arranque automático, cuando haya una
reducción de voltaje.
PDVSA N–201 “Obras Eléctricas”, especifica como las clasificaciones de
reaceleración se deben implementar durante el diseño de detalles del sistema. Se
deben establecer prioridades relativas entre los servicios de bombeo, y entre los
servicios de bombeo y otros equipos con motores en la planta (intercambiadores
de aire, compresores, etc.) para implementar la secuencia de reaceleración.
Tipos Especiales de Motores
Circunstancias no usuales ocasionalmente justifican investigación de los tipos de
motores especiales para servicios de accionadores de bombas:
1.
Motores sincrónicos para mejoramiento de factores de potencia de la planta
2.
Motores de velocidad variable para control de bomba
3.
Motores de dos velocidades para condiciones de operación dobles.
Se debería consultar especialistas eléctricos cuando se consideran tipos
especiales de motores.
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TURBINAS DE VAPOR
Propósitos Generales
El tipo de turbina de vapor usada para manejar bombas se define en API Standards
como “Propósitos Generales”. Esta clase de turbina es limitada nominalmente a
las condiciones de entrada del vapor de 4100 kPa man. (600 psig) y 400°C (750°F)
y 100 rps (6000 rpm). Los modelos comerciales disponibles son tan altos como
4800 kPa man. (700 psig) para el vapor de entrada y presión de descarga entre
vacío total y 520–2600 kPa man. (75 a 375 psig), tamaños de bridas de entrada
de vapor hasta 150 mm (6 pulg), y caudales de flujo de vapor hasta 12.6 kg/s
(100000 lb/h). La potencia para turbinas está usualmente por debajo de 1120 kW
(1500 HP), pero puede ser tan alta como 2200–3000 kW (3000 a 4000 HP).
Las turbinas de propósitos generales tienen válvulas de admisión de vapor de
modulación simple y 1 ó 2 etapas de expansión. Estas son equipadas con válvulas
separadas de cierre rápido para disparo por alta velocidad, pero normalmente no
se proveen válvulas reguladoras manuales con las turbinas. Tiene sistemas de
lubricación simples y auto–contenidos.
Condiciones de Vapor de Descarga
Normalmente se selecciona vapor de 860 a 4100 kPa man. (125 y 600 psig) para
turbinas de vapor accionadoras de bombas. Los accionadores de las bombas
auxiliares frecuentemente descargan a la atmósfera porque la pequeña cantidad
de vapor no usada no justifica su recuperación. Los accionadores de bombas en
operación normal descargan a líneas de vapor de 100–860 kPa man. (15 a 125
psig).
Instalaciones de condensación no son prácticas para turbinas por su pequeño
tamaño y su localización dispersa en el área de la unidad de proceso.
La temperatura de descarga se puede estimar con el diagrama de Mollier y la
eficiencia obtenida de la Subsección 11–M de la versión 1986 del Manual de
Prácticas de Diseño.
Las turbinas de vapor de propósitos generales pueden tolerar hasta11–12% de
humedad en la descarga sin requerimientos excesivos de mantenimiento.
Eficiencia y Consumo de Vapor
La eficiencia global de una turbina de vapor es la relación entre el trabajo de eje
y la energía del vapor teóricamente disponible a entropía constante calculada con
el diagrama de Mollier. Esta eficiencia global es el producto de las eficiencias
mecánicas y térmicas. Las pérdidas de turbinas se debe en parte a las pérdidas
por fricción mecánica del eje de la turbina sobre sus cojinetes, pero mayormente
se debe a las pérdidas termodinámicas ya la turbulencia. Estimados de las
eficiencias globales de las turbinas de vapor se presentan en la subsección de
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servicios de la Subsección 11–M de la versión 1986 del Manual de Prácticas de
Diseño.
La eficiencia de turbina tiende a incrementar con el aumento de velocidad y
tamaño. Para ilustrar el efecto del tamaño, una turbina para una instalación de 1.5
kW (2 HP) tendrá aproximadamente una rueda de 230 mm (9 pulg) y una eficiencia
de 10%, mientras que una de 150 kW (200 HP), de una sola etapa tendrá una
rueda de 640 mm (25 pulg) y una eficiencia de 30 a 40%. Una turbina multietapa
muy grande puede tener una eficiencia de 65%.
El “caudal de agua” o flujo de vapor requerido por una turbina para una aplicación
dada de potencia y condiciones dadas de vapor, puede variar ampliamente,
dependiendo del tamaño, constructor y selección del modelo. Los flujos de agua
se pueden estimar de los datos incluidos en la Subsección 11–M de la versión 1986
del Manual de Prácticas de Diseño. Estas figuras están basadas en datos
promedio del suplidor y se puede desviar mucho de la eficiencia de la selección
de una turbina específica. La desviación, sin embargo, tenderá a cancelarse si se
suman el caudal de agua de varias turbinas de una planta. En general, la
correlación dará un valor de caudal de agua dentro del 10% del flujo real de agua
para turbinas mayores de 19 kW (25 HP). Para turbinas menores el error puede
ser mayor, pero su importancia en el diseño de planta es pequeño. Los
requerimientos de vapor son iguales al flujo de agua obtenido en la Subsección
11–M de la versión 1986 del Manual de Prácticas de Diseño, multiplicado por la
potencia desarrollada.
Control de Velocidad
Las turbinas de vapor de propósitos generales son equipadas con reguladores de
velocidad con características de control seleccionadas para adaptar la aplicación.
Los reguladores pueden ser mecánicos, actuando directamente en la válvula de
admisión de vapor, o del tipo relé de aceite el cual opera la válvula de admisión de
vapor por presión de aceite modulada hidráulicamente. Este tipo es adecuado
para respuesta a una señal de control de proceso externa (como la presión de
descarga de la bomba), afectando el control de velocidad variable. Ambos tipos
permiten un arreglo manual de velocidad con un “regulador de velocidad manual”.
Una combinación especial de los dos tipos básicos (a veces llamado “control de
carga”) se aplica una señal de control externo directamente para posicionar la
válvula de admisión de vapor de turbina y emplea un regulador mecánico o de relé
de aceite sólo para limitaciones de velocidad máxima (antes del disparo por
exceso de velocidad). El funcionamiento de control de los reguladores de turbina
es definido por NEMA SM20 y se clasifica en cuatro clases normalizadas: A, B, C,
D. La clase A corresponde a un regulador mecánico de acción directa. La clase
D corresponde a un regulador hidráulico preciso más comúnmente usado para
turbinas de vapor para propósitos especiales, y para turbinas de vapor de
propósitos generales que tienen requerimientos críticos de control como servicios
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de agua de alimentación a calderas o generación de potencia de emergencia para
instrumentos. La clase B es el requerimiento mínimo recomendado para turbinas
que normalmente manejan bombas en operación en paralelo con bombas con
motores.
Válvulas Manuales
Se pueden colocar válvulas manuales de bajo costo en las turbinas de vapor para
permitir aumentar la eficiencia térmica cuando operan a cargas menores que la
máxima. Las válvulas manuales se usan para cerrar manualmente una porción
de la boquilla de entrada de la primera etapa; esto incrementa la velocidad del
vapor en el resto de las boquillas, incrementando la eficiencia de la turbina. Una
porción de las boquillas se puede cerrar con frecuencia porque normalmente
existe un margen significativo de potencia en una turbina de vapor, especialmente
una en nuevas condiciones. El margen existe debido a una serie de factores
conservativos usados en el diseño:
1.
API 611, requiere que la turbina sea diseñada para una potencia nominal a
condiciones de entrada mínima y máxima descarga de vapor. Esto da como
resultado una capacidad extra de potencia a las condiciones normales de
vapor.
2.
El requerimiento nominal de la bomba frecuentemente excede las demandas
de una condición de operación real.
3.
El constructor provee normalmente algún margen para asegurar obtener la
potencia nominal garantizada.
La válvula manual, en efecto devuelve este margen de potencia para aumentar la
eficiencia a las condiciones de operación real.
El aumento de eficiencia de las válvulas manuales no se requiere para
accionadores de bombas auxiliares y no se requiere en turbinas de operación
normal en sistemas de vapor donde el consumo de vapor no es significativo. Sin
embargo, si se desea la eficiencia máxima de la turbina en las condiciones de
bombeo nominales, entonces se debería indicar en las especificaciones de
diseño, para que se coloque por lo menos una válvula manual.
Sistema de Tuberías
Los requerimientos del sistema de tuberías se presentan en PDVSA H–251–R y
G–203–R. Los criterios de dimensionamiento de tubería de entrada de turbinas
de vapor del capítulo de Flujo de Fluidos de este Manual, normalmente resulta en
velocidades de vapor inferiores a 45m/s (150 pie/s). Las velocidades de vapor de
descarga están por debajo de 75m/s (250 pie/s). Los coladores permanentes,
requeridos en las líneas de suministro a las turbinas de vapor, según H–251–R,
están normalmente equipadas con mallas reforzadas de 8 mesh, o con huecos de
2.5 mm (0.1 pulg) de diámetro en platos perforados.
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Arranque Automático
Ver MDP–02–P–10.
8
TURBINAS HIDRAULICAS
Situaciones de Aplicación
Las unidades de proceso que operan con líquido a altas presiones
(hidrocraqueadores, plantas de amoníaco, etc.) frecuentemente requieren de
reducción de presión de las corrientes de líquido de caudales grandes a niveles
de presión atmosférica. Esta situación se presenta en oportunidades para
recuperación de energía de la corriente de líquido despresurizado. La máquina
aplicada para la recuperación de energía es la turbina hidráulica del tipo de
proceso. Los modelos se construyen casi idénticamente a las bombas centrífugas
de proceso, pero el líquido se pasa a través de la máquina en la dirección opuesta
a la de la bomba centrífuga, y se extrae potencia del eje, generalmente para
manejar una bomba.
Los límites comunes de aplicación son como sigue:
Caudal de flujo: 13–230 dm3/s (200 a 3600 gpm) Presión de entrada: 1400–14500
kPa man. (200 a 2100 psig) Capacidad de potencia: 110–970 kW (150 a 1300
BHP)
El incremento de inversión para la instalación de una turbina hidráulica sobre un
motor eléctrico o una turbina de vapor requiere justificación en base de la potencia
ahorrada. El ahorro potencial disponible para unidades menores de 110 kW (150
HP) es demasiado baja para justificar un número significativo de instalaciones, y
por lo tanto, raramente garantiza estudios específicos de ingeniería. Los ahorros
de potencia por encima de 110 kW (150HP) justifican el estudio del caso. El
potencial de recuperación de potencia para una corriente de líquido en
despresurización se puede estimar con la ecuación (1).
PF +
(Q) DP) (E 0)
F6
Ec. (2)
La eficiencia hidráulica de la turbina, Eo, se puede asumir igual a la de una bomba
centrífuga con un caudal de flujo y un nivel de cabezal similar.
Las turbinas hidráulicas se usan de la industria de energía eléctrica para manejar
generadores, (en estaciones hidráulicas) pero en las plantas de proceso ellas son
generalmente limitadas a manejar bombas de proceso en las unidades de
corrientes líquidas de alta presión.
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Diseño del Sistema
La consideración más importante en el diseño de un servicio de turbina hidráulica
es soportar posibles fluctuaciones en el flujo disponible de líquido de alta presión,
para diseñar el equipo con una potencia de eje adecuado para el manejo del
equipo en todo momento. Esto se logra en una de las dos maneras siguientes:
1.
Se puede colocar un accionador adicional, junto con la turbina hidráulica para
suministrar potencia cuando el flujo reducido de líquido en la turbina reduce
la recuperación de potencia.
2.
El servicio se puede arreglar con un desvío continuo alrededor de la turbina
hidráulica que tome toda variación de flujo del proceso, siempre dejando el
flujo mínimo requerido en la turbina.
Con el sistema de accionador doble, el motor o la turbina de vapor se dimensiona
para 50 a 100% de la carga de la bomba nominal. Se usa para arranque de la
unidad, antes de que el líquido de alta presión está disponible para la turbina
hidráulica, y se desenergiza o se disminuye la carga,dependiendo de su
clasificación (Rating), en operación normal.
Con este sistema, el flujo en la turbina se modula para controlar una variable de
proceso tal como el nivel en el recipiente aguas arriba. Un regulador principal y
una válvula de estrangulamiento o desvío se requieren para limitar la velocidad
máxima de operación.
Con el sistema de desvío, la velocidad de la turbina hidráulica se mantiene
constante mediante un regulador que modula una válvula aguas abajo de la
turbina. El nivel en los recipientes aguas arriba se controla modulando la corriente
de desvío a la turbina. Refinamientos en el sistema de control como la integración
de velocidad y controles de nivel permiten aumentar la recuperación de energía
a expensas de la complejidad del sistema. El arranque de la unidad se opera con
la bomba auxiliar manejada convencionalmente.
Los Diseños de sistemas de control específicos requieren consideración individual
y se deberían desarrollar por consulta con especialistas de máquina y control.
La recuperación de energía de corrientes de líquido con alto potencial se puede
dividir en varias turbinas hidráulicas, en serie o en paralelo, para igualar los
requerimientos de carga de bomba. Los arreglos en serie de turbinas simplifica
el diseño de maquinas, pero requiere instalaciones para control de nivel de presión
intermedia. El arreglo en paralelo aumenta las etapas y el costo de la turbina, pero
simplifica el sistema del fluido de proceso.
Existe el peligro de falla por velocidad excesiva cuando el flujo de la bomba se
reduce repentinamente o se para, antes que el flujo a través de la turbina se pare,
justo como con una turbina de vapor. Para evitar este tipo de fallas se debería
especificar un dispositivo contra velocidad excesiva.
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Un factor crítico en el diseño de patrón de flujo de turbinas hidráulicas, de múltiples
etapas y de cabezal alto, es la velocidad a la que el gasse forma a partir del líquido
a medida que éste se despresuriza en la turbina. La especificación de diseño
debería incluir un análisis completo de la corriente de líquido para que el diseñador
de turbina pueda optimizar los pasos de flujo para la producción anticipada de gas.
Las turbinas de una sola etapa, para cabezales de 250 a 300 m (800 a 1000 pie),
son relativamente insensibles a la producción de gas.
Las turbinas hidráulicas de proceso normalmente emplean sellos de eje mecánico
idénticos a los aplicados en bombas. El lavado externo es frecuentemente
requerido para prevenir la producción de gases en la caja de estoperas, sin
embargo, la necesidad específica y el diseño de lavado externo no se puede
determinar hasta que se seleccione un modelo específico de turbina.
Para un caso específico en estudio, el diseño del sistema, la tolerancia de la
máquina de vapor y otros detalles de funcionamiento, y preparación del texto de
especificaciones, se debería consultar a los especialistas en máquinas.
9
TRANSMISIONES
Velocidad Constante
Las unidades de engranaje se usan entre los accionadores y las bombas para
cambiar el nivel de velocidad en 5 a 10% de las unidades de la bomba usada en
servicio de planta de procesos.
Excepto para bombas centrífugas sofisticada de alta velocidad, el cambio de
velocidad es usualmente una reducción de velocidad. El cambio de velocidad se
produce para igualar la velocidad óptima de la bomba con la velocidad óptima del
accionador. La necesidad de cambio de velocidad se desarrolla durante la procura
de equipos.
En los tamaños aplicados a los accionadores de la bomba, las unidades de
engranaje consumen de 3 a 5% de la potencia transmitida; por ejemplo,tienen una
eficiencia mecánica de 95 a 97%. La potencia perdida aumenta la temperatura del
aceite lubricante en la unidad de engranaje y frecuentemente necesita suministro
de agua de enfriamiento a un enfriador de aceite lubricante.
El uso de correas es un segundo método para alcanzar una velocidad en la bomba
diferente de la velocidad del accionador. No son normalmente permitidas para
servicios dentro de refinerías, pero se usan ocasionalmente en plantas químicas
y servicios fuera de planta. Tienen la desventaja de la necesidad de
mantenimiento frecuente y mayor peligro para la seguridad del personal, pero
tienen la ventaja de un costo bajo y un ajuste fácil de velocidad con el reemplazo
de una polea.
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Velocidad Variable
Se pueden aplicar cuatro tipos de transmisión de velocidad variable para
accionadores de bombas, pero se utilizan con muy poca frecuencia:
1.
Acople hidráulico
2.
Acople electromagnético
3.
Accionadores de frecuencia ajustable (El costo inicial alto es una desventaja)
4.
Unidades de correas variables.
Las dos principales razones para usar accionadores de velocidad variable son la
de ahorrar potencia en el control de flujo, desarrollando sólo la presión de
descarga de la bomba que el servicio requiere y para mantener la velocidad de la
bomba tan baja como sea posible para evitar la erosión o la fractura de partículas
sólidas. El acople hidráulico y el electromagnético desperdician una parte de la
energía que ahorran en calor y por lo tanto requieren agua de enfriamiento. Ambos
factores tienen un efecto adverso en la economía de la aplicación. Se
recomiendan estudios de casos de aplicación para muchos servicios de refinería
cuando el nivel de energía exceda 370 kW (500 HP) y para servicios con
requerimientos de presión de descarga por encima de 220 kW (300 HP).
El alto mantenimiento es la principal desventaja de la unidad con correa variable.
Los especialistas de máquinas deberían ser consultados en servicios donde se
consideran transmisiones de velocidad variable.
10 AGUA DE ENFRIAMIENTO PARA BOMBAS
Las bombas en servicios por encima de 200°C (400°F) pueden requerir agua de
enfriamiento para los cojinetes, camisas de cajas de estoperas, y líquido de lavado
de sello. Debido a que la mayoría de estos pasajes de enfriamiento están en el
cuerpo del equipo y no son fáciles de limpiar o sustituir, se prefiere el agua fresca.
No se debería usar agua salada para enfriamiento sin reconocer los costos altos
de mantenimiento por corrosión y los requerimientos de limpieza. También, el
taponamiento de los pasajes de enfriamiento hace inefectivo el uso de agua
salada.
Para enfriamiento con agua fresca, el agua a las camisas de enfriamiento en los
enfriadores de aceite de sello, cojinetes y caja de estoperas se envía en serie para
bombas con un solo cojinete y en dos corrientes paralelas para bombas con dos
cojinetes. Para servicio de agua salada, el agua es enviada en paralelo para evitar
un aumento excesivo de temperatura y depósitos de sal, lo cual incrementa el
caudal requerido de agua de enfriamiento.
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Para propósitos de diseño preliminar de plantas, se pueden usar los siguientes
caudales de flujo aproximados de agua de enfriamiento se pueden usar para
propósitos de diseño preliminar de plantas. Para sistemas de agua salada, las
cantidades indicadas se deben duplicar. Estos caudales de flujo son valores
aproximados, solamente se deben revisar después que se conozcan los valores
reales para los modelos de bomba seleccionada.
Caudal de Flujo de Agua de Enfriamiento
Tamaño de la Bomba dm3/S
Bombas
v63
Temperaturas de bombeo:
<200°C
ninguno
200°C – 260°C
0.13 dm3/s
>260°C
0.19 dm3/s
Turbinas de vapor
Vapor de entrada:
v860 kPa man.
0.13 dm3/s
>800 kPa man.
0.25 dm3/s
Para convertir de:
a:
multiplique por:
°C
°F
use °F = °C* 1.8 + 32
kPa
psig
0.145
3
dm /s
gpm
15.85
11 NOMENCLATURA
(Ver MDP–02–P–02)
>63
ninguno
0.25 dm3/s
0.38 dm3/s
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Fig 1. SECCION TRANSVERSAL DE UNA TURBINA DE VAPOR TIPICA PARA
PROPOSITOS GENERALES.
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TITULO
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OBJETIVO
El objetivo de la introducción es presentar la forma como está estructurado el
volumen “Compresores” para facilitar las labores del ingeniero de proceso en la
localización de la información requerida en el área de compresores.
2
ALCANCE
Cubre los capítulos involucrados con “Compresores”, los cuales son Principios
Básicos, Selección del Tipo de Compresor, Cálculos en Sistemas de Compresión
y Ventiladores.
Se excluye aspectos teóricos relacionados con durabilidad de máquinas
compresoras y uso de auxiliares, compresores centrífugos, compresores axiales,
compresores reciprocantes, compresores rotatorios, eyectores, selección de
elementos motrices, motores eléctricos, turbinas a vapor y expansores de gas,
motores reciprocantes y turbinas a gas, sistemas de tuberías de la unidad del
compresor y equipos del tren de proceso y sistemas auxiliares del compresor e
instalaciones requeridas, los cuales pueden ser revisados en las subsecciones C,
E, F, H, I, K, L, M, N, O y P de las “Prácticas de Diseño”, versión 1986.
2.1
Principios Básicos
Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–K–02
y describe los
conceptos involucrados en el áreas de compresores, las consideraciones básicas
para el diseño de los mismos y una guía para la elaboración de las hojas de
especificaciones de proceso de compresores.
2.2
Selección del Tipo de Compresores
Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–K–03
y presenta
información sobre los diferentes tipos de Compresores disponibles
comercialmente y las bases para la selección del tipo de compresor.
Para detalles adicionales de un tipo de compresores en específico, se recomienda
su consulta en las respectivas subsecciones de las Prácticas de Diseño, versión
1986.
2.3
Cálculos en Sistemas de Compresión
Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–K–04
y presenta los
procedimientos de cálculos típicos en los sistemas de compresión.
2.4
Ventiladores
Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–K–05 y describe los
conceptos involucrados en el área de ventiladores, las consideraciones básicas
y los procedimientos para el diseño de los mismos.
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REFERENCIAS
Las referencias se indican en cada uno de los capítulos tratados.
4
DEFINICIONES
Las definiciones se presentan en el capítulo PDVSA–MDP–02–K–02
“PRINCIPIOS BASICOS”.
5
CONSIDERACIONES DE DISEÑO
Las consideraciones de diseño serán tratadas en cada uno de los capítulos que
forman parte del volumen de Compresores.
6
NOMENCLATURA
No aplica en esta sección.
7
APENDICE
No aplica en esta sección.
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Indice
1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 CONSIDERACIONES DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
4.1
4.2
4.3
4.4
4.5
4.6
4.7
4.8
4.9
4.10
4.11
4.12
4.13
4.14
4.15
4.16
4.17
4.18
4.19
4.20
4.21
4.22
4.23
4.24
4.25
4.26
4.27
4.28
Definiciones Generales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Generalidades . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Factores Sensitivos en Costos de Inversión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Velocidad de Flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Propiedades de los Fluidos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Efecto del Reciclo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Determinación del Tamaño de Tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Presión de Entrada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Presión de Descarga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Presión de Ajuste . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Temperatura de Entrada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Temperatura de Descarga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Etapas del Proceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Control . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Cabezal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Condiciones Extremas de Operación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Consideraciones para el Arranque . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flexibilidad para Expansión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Requerimientos de Potencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Condiciones Ambientales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Líquido en Corrientes Gaseosas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Materiales para Maquinarias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Características de los Servicios de Compresió
que Afectan los Sellos del Eje . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Diseño para Mínimo Mantenimiento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Exactitud de la Información de Ingeniería Suministrada
por el Suplidor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Presión y Temperatura de Diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Especificaciones del Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Requerimientos de Servicios del Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
5 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
6
6
7
12
13
13
14
15
15
15
16
18
18
20
21
24
25
26
26
28
29
30
30
31
35
35
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OBJETIVO
El objetivo de este capítulo es presentar los fundamentos teóricos que permitan
una óptima comprensión de la terminología usada en el área de compresores.
2
ALCANCE
En este capítulo se muestran las definiciones básicas y consideraciones
relevantes para lograr el diseño óptimo de servicios de compresión. La
nomenclatura y definiciones aquí presentados son aquellas usadas
convencionalmente en el campo de la ingeniería de servicios de compresión.
Además, se especifica la información que debe ser suministrada por el diseñador
y la suministrada por el suplidor del compresor.
3
REFERENCIAS
Prácticas de Diseño (Versión 1986).
Vol. VI, Sección 11
Vol. VII, Sección 12
Vol. VII, Sección 15
Compresores
Instrumentación
Seguridad en Diseño de Planta
Manual de Ingeniería de Diseño
Vol.9
Vol.14
Vol.14
Vol.14
Vol.14
Vol.22
“Intrumentación”, Especificación de Ingeniería PDVSA–K–339.
Instrumentación de equipos Rotatorios”.
“Equipos
Rotativos”,
Especificación
de
Ingeniería
PDVSA–GB–201–R. “Compresores Centrífugos”. (1993)
“Equipos
Rotativos”,
Especificación
de
Ingeniería
PDVSA–GB–203. “Compresores de Desplazamiento Positivo
para Aire de Servicios e Instrumentos”. (1993)
“Equipos
Rotativos”,
Especificación
de
Ingeniería
PDVSA–GB–202–PR. “Compresores Reciprocantes”. (1993)
“Equipos
Rotativos”,
Especificación
de
Ingeniería
PDVSA–GB–204–R. “Compresores Rotatorios”. (1993)
“Seguridad en el Diseño”, Guía de Ingeniería PDVSA–90622.1.001.
“Guías de Seguridad en Diseño”.
Manual de Calidad de Servicios Técnologicos Vol. VII
Normas Nacionales e Internacionales
API Standard 617, Centrifugal Compressors for General Refinery Services.
(Feb.1995)
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API Standard 618, Reciprocanting Compresors for General Refinery Services.
(Feb.1995)
Otras Referencias
Baumeister, T., ed. “Marks’ Mechanical Engineers’s Handbook”, 9th ed,
McGraw–Hill Book Company, 1987.
Gibbs, C. W., “Compressed Air and Gas Data”, Ingersoll–Rand Co., 1971.
Ludwig, E. E., “Applied Process Design for Chemical and Petrochemical Plants”,
Volume III, Gulf Publishing Co., 1983.
Perry, Robert H., et al., “Chemical Engineers’ Handbook”, 5th ed, McGrawHill Book
Company, 1986.
Edmister, W. C., “Applied Hydrocarbon Thermodynamics”, Gulf Publishing Co.,
Vol. I 1984.
Engineering Data Book, Natural Gas Processors Suppliers Association, Tulsa,
Oklahoma, 1966. 9th ed. 1972, with 1974 and 1976 Revisions.
4
CONSIDERACIONES DE DISEÑO
4.1
Definiciones Generales
Capacidad de un Compresor – Es la cantidad de gas liberado cuando opera a
presiones de entrada y salida especificadas. La capacidad es medida en volumen
a las condiciones de presión, temperatura, composición del gas y contenido de
humedad a la entrada del compresor.
Temperatura Crítica – Es la mayor temperatura a la cual un gas puede ser licuado.
Presión Crítica – Es la presión de saturación a la temperatura crítica.
Proceso Adiabático – Proceso durante el cual no hay calor adicionado o
removido del sistema.
Proceso Isentrópico – Proceso donde la entropía se mantiene constante.
Proceso Isotérmico – Proceso en el cual no hay cambio en la tempertura.
Proceso Politrópico – Proceso en el cual hay cambios en las características del
gas durante la compresión.
Mol – es el peso de un gas numéricamente igual al peso molecular o al pseudo
peso molecular de una mezcla de gas. Un kilogramo mol (lb mol) es el peso en
kilogramos (lb) igual al peso molecular del gas. A las mismas condiciones de
presión y temperatura, el volumen de un mol es el mismo para todos los gases
perfectos.
Potencia al Freno – es el requerimiento total de potencia incluyendo potencia del
gas y todas las pérdidas por fricción mecánicas y transmisión de potencia.
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Espacio Muerto – (tolerancia) en un cilindro reciprocante es el volumen
remanente al final del cilindro el cual no es recorrido por movimientos del pistón.
Incluye el espacio entre el pistón y la cabeza al final de la carrera de compresión;
espacio bajo las válvulas, etc. y es expresado como un porcentaje del
desplazamiento del pistón en un recorrido. El espacio muerto puede ser diferente,
para los dos extremos de un cilindro de doble actuación, en el cual se usa un valor
promedio para describir el compartimiento total del cilindro.
Factor de Compresibilidad – es la relación del volumen actual de un gas al
volumen de un gas perfecto a las mismas condiciones.
Eficiencia de Compresión – es la relación del requerimiento de trabajo teórico
(usando un proceso establecido) y el trabajo actual requerido a ser hecho sobre
el gas a comprimir. Tomando en cuenta pérdidas por fugas internas y fricción del
fluido así como variaciones del proceso termodinámico teórico.
Relación de Compresión – se refiere a la relación de los volúmenes dentro de
un cilindro de motor reciprocante al comienzo y al final del recorrido de
compresión. El valor nominal es igual al desplazamiento más el volumen de
espacio muerto dividido entre el volumen de espacio muerto, pero el valor efectivo
es algo menor, debido a la regulación de válvulas o de lumbrera.
Punto de Rocío – de un gas es la temperatura a la cual el vapor, a una presión
dada, comenzará a condensarse. El punto de rocío de una mezcla gaseosa es la
temperatura a la cual el constituyente con el punto de ebullición más alto
comenzará a condensarse.
Potencia de Gas – es el requerimiento actual de potencia para compresión a
condiciones particulares, incluyendo todas las pérdidas termodinámicas, por
fugas y por fricción del fluido, pero excluyendo las pérdidas por fricción mecánica.
Relación de Presión – es la relación de la presión de descarga absoluta sobre
la presión de entrada absoluta en cualquier ciclo de compresión.
Eficiencia Volumétrica – es la relación, en porcentaje, del volumen (medido a las
condiciones de entrada) entregado, sobre el desplazamiento del pistón de un
compresor reciprocante.
Compresores Centrífugos
Oleaje – Se refiere a la cíclica e inestable operación de un compresor dinámico
a bajo flujo.
Punto Normal de Operación – Este es el punto de operación usual y en el cual
se obtiene la óptima eficiencia deseada. El funcionamiento del compresor deberá
garantizar el punto normal de operación, a menos que no sea especificado. Ver
API Standard 617 para más detalles de garantía. Normalmente especificado por
el diseñador del servicio.
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Punto Nominal de Compresor – es determinado como se indica:
1.
La velocidad más alta necesaria para cumplir cualquier requerimiento de
operación especificada.
2.
La capacidad nominal requerida por el diseño del compresor para alcanzar
todos los puntos de operación. Este punto será seleccionado por el suplidor
para abarcar mejor las condiciones de operación especificadas dentro del
alcance de la curva de funcionamiento esperada (API Standard 617).
Normalmente especificado por el diseñador del servicio.
Velocidad Normal – es la velocidad correspondiente a los requerimientos del
punto normal de operación (API Standard 617). Normalmente especificado por el
diseñador del servicio.
100% de Velocidad – es la velocidad correspondiente a los requerimientos del
punto nominal del compresor. Esta puede ser mayor o igual que la velocidad
normal. El 100% de la velocidad del motor o equipo motriz del compresor deberá
ser igual a la relación de engranajes (si hay alguna) a la velocidad de plena carga
del motor suministrado. Normalmente especificado por el diseñador del servicio.
Velocidad Máxima – Continua es el límite superior de la velocidad de operación
del compresor. Para compresores de velocidad variable, esta deberá ser 105% de
la velocidad del punto nominal del compresor, a menos que otra cosa sea
especificada. Normalmente especificado por el diseñador del servicio.
Estabilidad y Relación de Reducción de Capacidad (Turndown) – Este
término significa la reducción del flujo másico con respecto al flujo normal, el cual
se encuentra entre éste y el flujo de oleaje. La relación de reducción de capacidad
con respecto al flujo normal está definida como el porcentaje de cambio de
capacidad entre el punto normal y el punto de oleaje a determinada altura,
operando a la temperatura de diseño y composición de gas. Esto equivale a 100%
menos de la relación de porcentaje del punto de oleaje de flujo de masa normal.
API Standard 617 define la relación de reducción de capacidad en términos de
capacidad especifica y altura, en lugar de capacidad normal. Para mayor
información consultar Prácticas de Diseño (versión 1986), Vol.VII Sec. 11E
“Compresores Contrífugos”. Normalmente especificado por el diseñador del
servicio.
Compresores Reciprocantes
Presión de Descarga Nominal – Es la máxima presión requerida de acuerdo con
las condiciones especificadas por el comprador para un uso determinado (API
Standard 618).
Temperatura de Descarga Nominal – es la temperatura más alta de operación
predecible, resultante de las condiciones específicas de servicio. (API Standard
618). Normalmente especificado por el diseñador del servicio.
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Máxima Velocidad Permisible y Máxima Velocidad Continua – ambos se
refieren a la velocidad de rotación más alta a la cual el diseño del fabricante
permitirá la operación continua. (API Standard 618). Normalmente especificado
por el diseñador del servicio.
Velocidad Nominal – es la velocidad más alta de operación necesaria para
cumplir con las condiciones específicas de servicio. (API Standard 618).
Normalmente especificado por el diseñador del servicio.
Potencia Nominal – de un compresor, es la potencia máxima garantizada
requerida por el compresor para cualquiera de las condiciones de operación
especificadas. Las pérdidas del motor deben establecerse por separado. (API
Standard 618). Normalmente especificado por el diseñador del servicio.
4.2
Generalidades
La ingeniería juega un papel muy importante en el diseño de servicios de
compresión, sobre todo cuando se utilizan nuevas unidades compresoras; de ello
depende el éxito en la operabilidad, ejecución y confiabilidad de las mismas, de
manera de garantizar una operación rentable y económica.
Los costos de inversión de los equipos de proceso y equipos auxiliares son
elevados y representan una porción significativa del costo total de la planta. Los
costos de instalación y servicios auxiliares son por lo general más elevados que
los mismos precios del equipo.
4.3
Factores Sensitivos en Costos de Inversión
Los siguientes factores en el diseño de los servicios de compresión tienen la mayor
influencia sobre el costo del compresor, su accionador e instalación, y por lo tanto
requieren de una atención especial durante el diseño del servicio:
• Número de unidades compresoras instaladas en paralelo.
• Tipo de Compresor.
• Diseño de etapas (Número de etapas de proceso de compresión).
• Tipo de accionador.
• Velocidad de Flujo.
• Requerimientos de cabezal.
• Requerimientos de Potencia.
• Número requeridos de sistemas separados auxiliares de aceite.
• Tipo de Control.
4.4
Velocidad de Flujo
Las velocidades de flujo del compresor deberán ser especificadas en unidades de:
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• Libras por hora,
• Moles Totales por hora y
• Caudal actual, m3/s (Pie3/min), calculado a las condiciones de
entrada.
Las velocidades de flujo y sus condiciones de presión asociadas deberán ser
reportadas para todos los puntos operacionales de interés: normal, alterno,
arranque, futuro, inicial de operación, final de operación, y operación de la planta
a baja capacidad. Luego el suplidor del compresor, seleccionará un punto
“normal” para el diseño de su mecanismo, de tal forma que abarque todos los
puntos de operación especificados.
Los suplidores normalmente acordarán garantizar sólo una condición de
operación. A menos que se especifique lo contrario, el punto normal de operación
es diseñado como el punto de garantía estipulado por la norma API 617.
Si el desempeño en cualquier otro punto especificado es especialmente crítico,
esto debe ser indicado en las especificación del diseño, para una revisión
detallada con el suplidor seleccionado.
Cuando se emplea reciclo continuo en el control de pequeños compresores, debe
añadirse un incremento de flujo de un 10% aproximadamente al requerimiento
neto de flujo, a fin de permitir que el sistema de control esté controlando bajo
cualquier circunstancia de operación.
Cuando se especifican compresores múltiples, la especificación de diseño deberá
establecer la relación de capacidad de cada compresor a la velocidad de flujo total
del servicio.
4.5
Propiedades de los Fluidos
Las Propiedades de los fluidos se muestran en el Capítulo “Cálculos en Sistemas
de Compresión” PDVSA–MDP–02–K–04.
Propiedades de los Fluidos que Influyen en el Diseño de Servicio de
Compresores
Composición de la Mezcla de Gas – La especificación del diseño tiene que
incluir una análisis completo del gas a ser comprimido para cada condición de
operación especificada, identificando cada constituyente por su nombre y su
velocidad de flujo individual, en moles por hora. Esta forma es la más conveniente
para cálculos posteriores. Si la mezcla gaseosa contiene algunos constituyentes
poco usuales, para los cuales no existe disponibilidad de datos acerca de algunas
de sus propiedades, la Especificación del Diseño deberá incluir datos sobre peso
molecular, relación de calor específico y la compresibilidad a las condiciones de
entrada y descarga.
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Humedad del Aire Atmosférico – Servicios de aire con entrada atmosférica
deberán ser especificados para 100% de humedad. El contenido de agua debe ser
adicionado al requerimiento de aire seco neto del proceso. Observe que el aire
saturado a 32°C (90°F) contiene cerca de 3% de vapor de agua en peso, lo cual
es demasiado para ser despreciado.
Temperatura Crítica, Presión Crítica – La temperatura y la presión crítica de los
constituyentes en una mezcla gaseosa son significativos cuando se realizan
cálculos manuales, ya que la mayoría de los datos de las propiedades de los gases
son graficados o tabulados en términos de temperatura y presión reducida:
Tr + T
Tc
Ec. (1)
Pr + P
Pc
Ec. (2)
Estos datos no necesitan ser dados en las Especificaciones de Diseño, ya que
ellos están ampliamente disponibles en la literatura de referencia en la Industria.
Para cálculos de servicios de compresión, al usar los valores críticos actuales de
los “Fluidos Cuánticos”, Hidrógeno y Helio, para calcular las propiedades de las
mezclas da lugar a errores, los cuales son minimizados al sustituirlo por valores
“efectivos” o valores pseudo–críticos. Estos valores son:
Hidrógeno
Helio
Tc Actual
Pc Actual
Tc Efectiva
Pc Efectiva
33°K (60°R) 1317KPa (191Psia) 46°k (83°R) 2255 KPa (327Psia)
5.5°K (10°R) 228KPa (33Psia)
13°K (24°R) 1040 KPa (151Psia)
Proximidad al Punto Crítico – Debe tenerse especial cuidado, para prevenir una
trayectoria de compresión que se aproxime mucho a los valores de presión y
temperatura crítica del gas. A medida que las condiciones se acercan al punto
crítico, la exactitud del valor del factor de compresibilidad y la relación de calor
específico se vuelven desconfiables. Por otra parte, un leve enfriamiento puede
originar condensación dentro del compresor, lo cual a su vez ocasiona erosión,
corrosión y un rápido desgaste. La trayectoria de compresión puede mantenerse
separada del punto crítico, seleccionando cuidadosamente los niveles de presión
de inter–etapas y controlando la temperatura del agua de enfriamiento del
compresor. El ejemplo más común de este problema en los servicios a plantas de
proceso es el de la comprensión del Dióxido de Carbono a presiones por encima
de la presión crítica, para la alimentación de plantas de urea.
Peso Molecular, Constante de los Gases – El peso molecular, M, de un gas puro
y el peso molecular promedio de una mezcla de gases afectan la conversión de
la relación de presión al requerimiento de cabezal y la conversión flujo másico a
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flujo volumétrico, y en consecuencia, son de gran importancia en el diseño de
servicios de compresión. El peso molecular está relacionado con la “constante del
gas”, R, por la constante universal de los gases, R:
R + R
M
R = Constante universal de los gases
Ec. (3)
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
8314.34 N m/° K kmol
1545.3 Pie lb/° R lbmol
8314.34 J/° K Kmol
1.9875 BTU/lbmol° R
La especificación del diseño deberá establecer el peso molecular promedio para
cada mezcla gaseosa diferente a ser manejada por el compresor. Si el peso
molecular promedio de una mezcla gaseosa (diferente al aire) se espera que varíe
con respecto a las composiciones especificadas, ya sea debido a cambio en la
alimentación o en el mismo proceso, entonces debe especificarse el máximo
rango de variación en el peso molecular. El peso molecular promedio se obtiene
al dividir el total de libras por hora entre el total de moles por hora.
Calor Específico, Relación de Calor Específico – Los términos de calor
específico utilizados para computar exponentes de compresión y temperatura son
como sigue:
1.
La relación de calor específico Cp/Cv = K se usa, cuando se aplica la teoría
de compresión isentrópica (adiabática) . Por ejemplo:
T2 + T1
2.
ƪ ƫ
P2
P1
k–1
k
(enfriado)
Ec. (4)
La capacidad calórica del gas ideal a presión constante, Cp°, y el efecto
isotérmico de presión sobre la capacidad calórica a presión constante, DCp,
son usadas por el método Edmister para evaluar el exponente de aumento
de temperatura, m. Estos términos están relacionados como sigue:
DCp + Cp – Cp°
Ec. (5)
Para gases ideales a baja presión y altas temperaturas (absolutas), Cp se
aproxima a cero y la diferencia de capacidad calórica Cp – Cv se aproxima a R.
La especificación de diseño deberá dar el valor de la relación de calor específico
promedio, K, para la mezcla a las condiciones de entrada y descarga (usando una
temperatura de descarga estimada).
Compresibilidad – La compresibilidad de un gas, Z, refleja la desviación de las
características de este con respecto a la del gas ideal, y es definida por:
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Z + PV + MPV
RT
RT
Ec. (6)
Por lo tanto, el volumen específico, V, de un gas real, no ideal, es calculado por:
V+ZR T
MP
Ec. (7)
donde:
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
m3/kg
pie3/lb
V =
Volumen específico
R =
Constante universal de 8314.34J/°KKmol 1545.3 pie lb/lbmol °R
los gases
T =
Temperatura
°K
°R
P =
Presión, abs
kPa
lb/pie2
M =
Peso molecular
kg/kmol
lb/lbmol
Entonces el flujo volumétrico actual, Q, es calculado por:
Q = F1.W.V
Ec. (8)
donde:
Q
=
Flujo volumétrico, real
W
V
F1
=
=
=
Fo
=
Flujo másico
Volumen específico
Factor cuyo valor
depende de las unidades
usadas
Factor cuyo valor
depende de las unidades
usadas
En unidades
métricas
m3/s
kg/s
m3/kg
1
En unidades
inglesas
pie3/min
lb/h
pie3/lb
1/60
9.806
1
La compresibilidad también afecta los requerimientos de cabezal para un aumento
dado de presión, ya que:
H Poli +
ƪ ƫƪ
gc
g
Z R T1
M
ƫ
ȱ
n ƫ
ƪn–1
ȧ
Ȳ
ƪ ƫ
P2
P1
n–1
n
ȳ
1ȧ 1
Fo
ȴ
Ec. (9)
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El desarrollo de la ecuación anterior muestra que el cabezal es teoricamente
dependiente del valor de compresibilidad, Z, a las condiciones de entrada,
independientemente de la magnitud de la relación de presión o de las propiedades
del gas a las condiciones de descarga. Aún siendo esto teoricamente correcto, en
la práctica se ha conseguido que el uso de un promedio del factor de
compresibilidad a la entrada y a la descarga es más confiable para propósitos de
diseño de ingeniería, que usar sólo el valor de la entrada. La especificación del
diseño deberá incluir el factor de compresiblidad, Z, para la mezcla a las
condiciones tanto de la entrada como de la descarga (a una temperatura de
descarga estimada).
Contenido de Líquido – La presencia de liquidos en la corriente gaseosa,
usualmente es dañina a los compresores y deberá evitarse diseñando un sistema
de entrada apropiado. Cuando el gas llega al compresor a condiciones de
saturación, la especificación deberá indicarlo así, ya que esto algunas veces
influye en la selección de los materiales, diseño del cilindro de enfriamiento y
selección del cilindro de lubricación.
Contenido de Sólidos – Partículas sólidas grandes en la corriente gaseosa
pueden causar daños mayores en compresores de cualquier tipo. Partículas
sólidas pequeñas, tales como desecho de soldadura, productos de corrosión,
arena, etc, pueden dañar las válvulas y partes del revestimiento de los
compresores reciprocantes, mientras que normalmente pasarán a través de
compresores centrífugos y rotativos sin causar daños mayores, a menos que
estén presentes grandes cantidades o en forma continua. Cuando se prevea que
algunos sólidos lleguen a un compresor bajo ciertas condiciones de operación
(tales como polvo de catalizador, partículas de hierro, etc), éstas tienen que ser
completamente descritas en la especificación del diseño. Algunos tipos de
compresores rotativos tienen mayor tolerancia que otros tipos de compresores,
pero ellos también pueden ser dañados fácilmente por excesivos sólidos.
Corrosión – Los constituyentes corrosivos en el gas deben ser identificados
incluso para condiciones de operación transitorias. La sustancia corrosiva más
común e importante en corrientes de refinería es el sulfuro de hidrógeno, aunque
el cloruro de amonio, dióxido de sulfuro, amoniaco, cloruro de hidrógeno, dióxido
de carbono y agua pueden llegar a ser significativos tanto en corrientes gaseosas
como en servicios de aire. El sulfuro de hidrógeno húmedo es un problema serio,
especificamente en compresores centrífugos, ya que éste puede causar
agrietamiento corrosivo por tensión de componentes de acero altamente
templado y endurecido. Inclusive trazas de sustancias corrosivas deberan ser
especificadas en mg/kg (ppm), considerando tanto condiciones de proceso
normales, así como las excepcionales.
Tendencia al Ensuciamiento – El ensuciamiento de las partes internas de un
compresor ocurre como resultado del arrastre de sólidos finos y la polimerización
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de monómeros insaturados. La predicción de la tendencia al ensuciamiento está
basada principalmente en resultados de plantas pilotos y a la experiencia en
procesos comerciales anteriores. Las partículas sólidas encontradas con mayor
frecuencia en operación normal, después de remover el polvo inicial y escombros
son, carbón, partículas de catalizador, partículas de desecantes, y productos de
corrosión tales como óxido de hierro, cloruro de hierro, cloruro de amonio y sulfuro
de hierro. Otros caso son los de partículas de carbón en procesos de conversión
de carbón y partículas de hierro en las plantas reductoras del hierro. Los
hidrocarburos más susceptibles a polimerización son acetileno, diolefinas tales
como butadieno, y olefinas mayores tales como propileno y más pesadas. Los
servicios comunes sujetos a mayor ensuciamiento son: vapores de gas de los
procesos de reformación, gas de tope de la unidad de coquificación, y gas de tope
del fraccionador de la planta de reformación y craqueo catalítico.
La temperatura a la cual comienza el ensuciamiento por polimerización gaseosa
normalmente está considerada en el rango entre, 100° a 120°C (210° a 250°F),
incrementandose al doble para cada incremento de 11°C (20°F) por encima de los
120°C (250°F). Las etapas y los inter–enfriamientos son diseñadas
convencionalmente para mantener todas las temperaturas de descarga por
debajo de 120°C (250°F) en servicios donde potencialmente el ensuciamiento por
polimeros tenga lugar.
La especificación de diseño deberá describir la tendencia de ensuciamiento del
gas e indicar si deben ser incluidas y especificadas instalaciones para lavado.
4.6
Efecto del Reciclo
Si se elimina el condensado (luego de un enfriamiento ) de la corriente de reciclo
alrededor de un compresor que maneje una mezcla gaseosa, el peso molecular
y otras propiedades del gas de reciclo cambian con respecto a las de la
“alimentación fresca”. Por lo tanto, la mezcla del gas de reciclo y gas fresco que
maneja el compresor mientras esté en operación de reciclo es diferente a la de la
corriente principal del proceso, y esta diferencia puede afectar significativamente
la actuación de compresores centrífugos y axiales, debido a su limitada capacidad
de cabezal. Esto es especialmente crítico en el caso del reciclo rico en hidrógeno
en reformación, servicios de compresión de gases en plantas de productos
livianos, ya que el peso molecular de la mezcla puede ser reducido
significativamente por el efecto de remover el condensado.
El cambio de peso molecular bajo condiciones de reciclo es especialmente
significativo cuando estan involucradas dos o más etapas del proceso de
compresión ya que involucra etapas de enfriamiento y separación de condensado.
Se ha convenido para diseñar sistemas de reciclo, devolver la corriente de
descarga sin enfriar, aguas arriba, a la entrada del sistema desde un enfriador (o
condensador), evitando de esta manera la remoción de líquido lo cual cambiaría
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las propiedades de la mezcla gaseosa. Si se usa algún otro diseño de circuito de
reciclo, deberá tomarse la previsión de recircular tanto el condesado como el vapor
de la descargas al tambor separador de la entrada, para así minimizar el cambio
de las propiedades del gas. La alternativa de diseñar el compresor y el elemento
motriz o conductor para un punto de operación alterno con peso molecular
reducido es costoso y es recomendado solamente si otras alternativas resultan
imprácticas.
El sistema de reciclo normalmente deberá diseñarse para minimizar el efecto de
cambio en las propiedades del gas para una velocidad de reciclo correspondiente
a una perdida de alimentación a la planta, la cual requiere una velocidad de flujo
de reciclo cerca del 70% del flujo del diseño normal del compresor.
En el caso de compresión de etapas múltiples, se deberá considerar el hacer uso
de reciclo intermedios alrededor de cada etapa, para reducir el impacto del cambio
del peso molecular. Los compresores de desplazamiento positivo son mucho
menos sensibles a cambios de propiedades del gas que los compresores
dinámicos, y en consecuencia no requieren de diseño de sistemas especiales para
la operación de reciclo.
Nota:
Para todos los sistemas de reciclo, el controlador de la válvula de reciclo tiene que
ser diseñado para operar con cambios en las propiedades de la mezcla gaseosa.
4.7
Determinación del Tamaño de Tuberías
El diseño básico de sistemas de tubería asociados con los compresores y sus
sistemas impulsores se muestran en las especificaciones de ingeniería
PDVSA–MID–GB–203 “Compresores de desplazamiento positivo para aire de
servicio e instrumentos”, GB–202–PR
“Compresores reciprocantes”. Para
mayor información consultar las Prácticas de Diseño (versión 1986), Vol.VII Sec.
11 “O”, Sitemas de tuberías de la unidad del compresor y equipo de tren de
proceso.
4.8
Presión de Entrada
La presión de entrada debe especificarse como el valor más bajo para el cual se
espera que el compresor trabaje de acuerdo al diseño. Cualquier variación en la
presión de entrada que pueda ocurrir durante la operación normal tiene que ser
especificada.
Los compresores de aire deberán tener una tolerancia de 2 kPa (0.3 psi) para la
caida de presión a través de la cubierta de entrada, cedazo, filtros y tuberías. La
presión de entrada en los sistemas de procesos se controlan frecuentemente
modulando el flujo del compresor. El método de control deberá ser identificado en
la Especificación del Diseño de la sección de diseño del servicio de compresión.
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La presión de entrada especificada es la presión inmediatamente aguas arriba de
la brida, a la entrada del compresor. Cuando se emplea estrangulamiento a la
entrada (para el control de una velocidad constante) la presión que debe ser
reportada para el diseño del compresor es aquella del lado del compresor en la
válvula de estrangulamiento, con la válvula en su posición controladora de
velocidad de flujo normal (en consecuencia, con alguna caída de presión a través
de la válvula).
El termino “entrada” es preferido sobre su sinónimo “Succión” para el uso general
de diseño de servicios de compresores.
4.9
Presión de Descarga
Normal – La presión de descarga especificada es aquella requerida en la brida de
descarga del compresor ó a la salida del eliminador de pulsaciones a la descarga;
o sea, aquella requerida a la presión del recipiente aguas abajo más las caídas de
presión permisibles por tuberías, intercambiadores, enfriadores, separadores de
aceite, etc. El suplidor del compresor establece las pérdidas permisibles a través
de la entrada y descarga del eliminador de pulsaciones de compresores
reciprocantes (cerca del 1% del nivel de presión absoluta en cada lado). El método
para controlar la presión de descarga deberá establecerse en la Especificación de
Diseño de la sección de diseño del servicio de compresión.
Máxima – La presión de descarga máxima que un compresor de desplazamiento
positivo es capaz de producir está limitada normalmente por la graduación de la
válvula de seguridad a la descarga. La presión de descarga máxima que un
compresor dinámico puede producir está limitada por su capacidad de cabezal
máximo, con una presión de entrada máxima. El cabezal máximo es estimado de
la siguiente manera:
1.
Calcule el requerimiento de cabezal al punto de operación normal.
2.
Añada el aumento en cabezal, estimado para entrar en “oleaje”, por el
aumento en la relación de presión seleccionada para la Especificación de
Diseño.
3.
Para máquinas de velocidad variable, multiplique el cabezal por 110%,
cuando el compresor entre en “oleaje”, debido a la flexibilidad para operar a
velocidad máxima, o sea, 105% de la velocidad normal.
La presión máxima se cálcula resolviendo la ecuación de cabezal para P2:
H Poli +
ǒ Ǔ
gc
g
ǒ
Z R T1 n
n–1
M
ǓȱȧǒP2
Ǔ
Ȳ P1
n–1
n
ȳ
–1ȧ 1
ȴ Fo
Usando el peso molecular máximo, M, P1 máxima y T1 mínima.
Ec. (9)
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4.10
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Presión de Ajuste
La presión de ajuste es el máximo nivel de presión que puede ser alcanzado dentro
del compresor, después de que éste se dispare y antes de que la presión sea
venteada manualmente. Esto es sumamente importante para el diseño del
compresor, por representar la máxima presión a la cual son expuestos los sellos
del eje y el área de entrada del compresor. Esta presión normalmente es algo más
alta que cualquier presión de operación de entrada y más baja que la presión de
descarga, estando limitada, ya sea por una válvula de seguridad en el área de
entrada del compresor, o por la presión de equilibrio para el gas cuando éste
alcanza temperatura atmosférica (durante una parada). Cuando se esté
determinando la presión de ajuste de diseño deberá asumirse que la válvula de
bloqueo a la descarga o la válvula de retención a la descarga del compresor estará
cerrada, de tal manera que la presión en este punto no estará presente dentro del
compresor. Estableciendo una presión de ajuste alta, se minimiza la pérdida de
gas, debido al disparo de la válvula de seguridad durante una parada; pero esto
requiere de una presión de diseño alta para equipos y tuberías, incrementando así
el costo.
Por lo tanto, la selección de esta presión establece un compromiso entre la pérdida
de gas y el costo inicial del equipo.
4.11
Temperatura de Entrada
Debido a que la temperatura de entrada afecta tanto la velocidad de flujo
volumétrico como el requerimiento de cabezal para un determinado servicio de
compresión, el rango completo tiene que ser especificado. Cuando se colocan
intercambiadores en la línea de entrada, el rendimiento del compresor dependerá
del rendimiento de los intercambiadores; en consecuencia, se justifica poner
especial atención a la interacción intercambiador/compresor. Cuando la seguridad
y operabilidad del compresor dependen en alto grado de la actuación o
rendimiento de un intercambiador a la entrada, deberían especificarse alarmas
para la temperatura del gas de entrada (Por ejemplo, enfriamiento de gas
craqueado para prevenir el ensuciamiento del compresor, calentando gas
refrigerante, a fín de determinar su influencia en la selección de los materiales y
los requerimientos de resistencia al impacto, etc.).
4.12
Temperatura de Descarga
La temperatura de descarga del compresor está influenciada por la temperatura
(absoluta) de entrada, la relación de presión, el valor del calor específico del gas,
y la eficiencia de compresor. Esta efecta el diseño mecánico del compresor, la
tendencia al ensuciamiento del gas, la selección de etapas y el diseño del enfriador
de descarga, más el diseño mecánico de la tubería y el requerimiento de
aislamiento. Sin embargo, ésta puede ser estimada únicamente durante la fase
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de diseño del servicio, debido a que la eficiencia del compresor actual no es
conocida aún.
Se presentan métodos para estimar temperaturas de descarga en el Capítulo
“Cálculos de Sistemas de Compresión” PDVSA–MDP–02–K–04.
Durante la fase de ingeniería de detalle, luego de haber seleccionado el suplidor
del compresor y el modelo, todos los aspectos del diseño del sistema que
dependan de la temperatura de descarga (por ej. temperatura de entrada al
post–enfriador) tienen que ser chequeadas contra la predicción de la temperatura
de descarga suministrada por el suplidor del compresor.
La limitación en la temperatura de descarga para los diferentes tipos de
compresores son cubiertas en las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VII
Subsecciónes E, F, G, H e I.
4.13
Etapas del Proceso
Razones para Diseñar el Proceso de Compresión por Etapas – Los servicios
de compresión de alta relación de presión comúnmente se separan en etapas de
compresión múltiples y casi siempre incluye enfriadores entre etapas a fin de
remover el calor generado en la compresión. La compresión se lleva a cabo por
etapas, por las siguientes razones:
1.
Para limitar la temperatura de descarga de cada etapa a niveles que sean
seguros desde el punto de vista de limitaciones mecánicas o tendencia de
ensuciamiento del gas.
2.
Para tener disponibles corrientes laterales, en la secuencia de compresión
a niveles de presión intermedia, tales como en los sistemas de los procesos
de refrigeración.
3.
Para aumentar la eficiencia total de compresión (a fin de obtener una
reducción en potencia) manteniendo la compresión tan isotérmica como sea
posible, optimizando la inversión adicional en enfriadores interetapas y los
costos de operación del agua de enfriamiento contra el ahorro de potencia.
Esto es un factor significativo en compresores de aire en plantas y en
compresores de aire para procesos de gran capacidad.
4.
Para enfriar las entradas a las etapas y de ésta manera reducir los
requerimietos de cabezal de compresión total, suficientemente a fin de
reducir el número de etapas de compresión requeridas. Esto da como
resultado compresores más compactos y de costos de construcción más
bajos.
5.
Para fijar el aumento de presión por etapa a las limitaciones de presión
diferencial del tipo de maquinaria: limitaciones en carga de empuje axial en
los compresores centrífugos, limitaciones de tensión en la varilla del pistón
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en los compresores reciprocantes, deflexión del rotor y empuje en los
rotativos.
Definiciones de etapas de Compresión – El término “etapa de compresión del
proceso” describe el paso de compresión entre dos niveles de presión adyacentes
en un sistema de proceso. La “etapa de compresión del proceso” puede ser
ejecutada por una o más “etapas del compresor”. Ejemplos de “Etapas de
compresión del proceso” son:
1.
Servicios de compresión de gas craqueado en el proceso de Pirólisis con
Vapor “Steam Cracker” con enfriamiento intermedio para limitar la
temperatura de descarga de la etapa, de tal forma que el ensuciamiento sea
minimizado.
2.
En procesos de niveles múltiples de sistemas de refrigeración, vapor
refrigerante del tambor de vaporización instantánea y de los enfriadores de
nivel superior, es admitido al compresor a los niveles óptimos de presión
intermedia, dividiendo asi el aumento de presión total en varias porciones
discretas o “Etapas de Compresión del Proceso”
3.
Los compresores centrifugos de aire son frecuentemente enfriados entre las
etapas del compresor a fin de minimizar el consumo de potencia. Esta
práctica común se debe principalmente a que el costo de potencia representa
una gran porción del costo de operación de muchos procesos que utilizan
aire comprimido.
4.
Los servicios de compresores reciprocantes con una alta relación deben
dividirse en etapas de compresión múltiple a fin de mantener las
temperaturas de descarga del cilindro dentro de los límites impuestos por las
consideraciones de lubricación del cilindro.
5.
En las plantas de caucho sintético “Butyl Rubber” el servicio de compresión
de cloruro de metilo es dividido en etapas de baja y alta presión a fin de
permitir la remoción del agua y del hexano entre etapas, y además permitir
la admisión de una corriente lateral de cloruro de metilo en un nivel de presión
intermedia.
El término “etapa compresora” describe un montaje de elementos de trayectoria
de flujo, diseñados para realizar toda o una parte de la etapa de compresión del
proceso.
Ejemplos de “etapas compresoras” en varios tipos de mecanismos son:
1.
Para compresores centrifugos, cada álabe guía en la entrada, el impulsor, el
difusor y el conjunto de canal de retorno.
2.
Para compresores axiales, cada fila de paletas rotativas y su fila de paletas
estacionarias siguientes.
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3.
Para compresores reciprocantes, cada cilindro o conjunto de cilindros
ordenados en flujo paralelo.
4.
Para compresores rotativos, la mayoría de las carcazas (con el conjunto de
rotor) son de una etapa sencilla. Algunos diseños especiales tienen dos
etapas compresoras (con enfriamiento intermedio) dentro de un bloque
sencillo.
Equipo Interetapa – El equipo interetapa normalmente está diseñado
conjuntamente con el servicio de compresión, y las especificaciones incluidas en
las Especificaciones de Diseño. Excepciones de esta regla lo constituyen las
plantas en forma de paquetes y compresores de aire de proceso, para los cuales
el suplidor diseña y suministra todo el equipo interetapa. Los compresores
reciprocantes complejos de etapas múltiples (y servicios múltiples) son
manejados comúnmente de ambas maneras, dependiendo principalmente de las
preferencias de la organización de la ingeniería de detalle. Ver Prácticas de Diseño
(versión 1986) vol.VII Sec. 11H “Montaje de Equipo Interetapa, Accesibilidad y
Multiplicidad”.
Los elementos de equipos interetapas incluyen enfriadores, tambores,
separadores, válvulas de seguridad y tuberías. El uso de válvula interetapas
únicamente se requiere cuando volúmenes grandes de líquido almacenado en
separadores requieren aislamiento, a fin de mantener una seguridad contra
incendios. Las lineas de recirculación manual para cada etapa, frecuentemente se
proveen para ayudar en las operaciones de arranque y para ayudar a mantener
los niveles de presión interetapa cerca de los niveles normales, bajo condiciones
de carga parcial.
4.14
Control
Para decidir sobre el sistema de control de una unidad de proceso es importante
conocer las variables de proceso que son importantes y las herramientas de
control y medición requeridas para efectiva operación de la unidad. En el campo
de compresión, la experiencia operacional facilita el análisis del sistema de control
requerido, el cual varia con el tipo de compresión. En la especificaciones de
ingeniería PDVSA–MID–GB–201–R “Compresores centrifugos”, GB–202–PR
“Compresores reciprocantes” GB–203 “Compresores de desplazamiento positivo
para aire de servicio e instrumentos”, GB–204–R “Compresores rotatorios”, se
muestran las normas de instrumentación y contro de cada uno.
4.15
Cabezal
Requerimiento de Servicio – “Cabezal” es un término usado en la determinación
de la cantidad de energía que debe ser añadida a cada unidad másica de gas para
producir el incremento deseado de presión. Las unidades que normalmente se
utilizan son:
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1 x Joules de energía + metros de cabezal
g Kilogramos de gas
Pie – lb de energía
+ Pie del cabezal
lb de gas
El término “cabezal” ha sido tomado del campo de la hidráulica, donde la altura de
una columna de liquido en metros (pie) es equivalente a la energía teoricamente
requerida para producir la presión estática existente en la base de la columna. El
concepto puede ser aplicado al campo de fluidos compresibles si la de presión se
sustituye por “presión en la base de la columna” y el peso molecular se sustituye
por la gravedad específica del líquido.
El requerimiento de cabezal para compresiones de vapor se calcula por:
H Poli +
n Ǔƪǒ P Ǔ
ǒgg Ǔ Z RMT ǒn–1
P
c
1
2
1
n–1
n
–1
ƫ
1
Fo
Ec. (9)
Detalle de esta ecuación son presentados en el Capítulo “Cálculos de Sistemas
de Compresión” PDVSA–MDP–02–K–04.
El cabezal requerido, es un concepto útil para el diseñador del servicio de
compresión, ya que:
PG a
WxH
Eficiencia
Ec. (10)
donde:
PG = Potencia del Gas
En unidades
métricas
Kw
En unidades
inglesas
Hp
Capacidad del Compresor – Los compresores dinámicos, debido a que tienen
limitaciones finitas de velocidad periférica, tienen limitaciones en la cantidad de
energía que una etapa dada pueda convertir en presión; es decir tienen limitación
en la capacidad de cabezal. Esta limitación está definida por una curva
característica de cabezal–capacidad la cual difiere para cada diseño de
mecanismo centrifugo y axial. Cuando a un compresor dinámico se le imprime una
condición de requerimiento de cabezal en exceso de su capacidad, el “oleaje”
(flujo en reverso) ocurrirá. El “oleaje” puede causar daños o fallas al compresor.
Los mecanismos de desplazamiento positivo no tienen limitaciones de cabezal
como tales, pero en cambio poseen limitaciones impuestas por aumento de
presión a través de una etapa del compresor, aumento de temperatura, o por la
capacidad de fuerza del vástago del pistón.
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4.16
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Condiciones Extremas de Operación
Además de la selección de las condiciones normales de operación, el diseñador
del servicio tiene que especificar el rango de los puntos de operación alterna que
debe ser capaz de aguantar el compresor. Estos puntos de operación alterna son
seleccionados, de tal manera que incluyen las condiciones de operación más
difíciles o severas para el tipo de compresor seleccionado en particular. En las
Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VII secciones 11 E, F, G, H, e I, detallan
las limitaciones particulares de cada tipo de mecanismo, pero la tabla siguiente,
resume el significado de los parámetros, en sus valores extremos, en general:
Factores Afectados
Parámetro
Al valor mínimo del
Parámetro
Al valor máximo del
Parámetro
Flujo volumétrico
Bajo valor para el extremo
final del rango de diseño
para el mecanismo y los
controles del flujo de
proceso.
Diseño básico del tamaño de
la carcaza y todos los
elementos de la trayectoria del
flujo.
Flujo másico
Poca significación.
Temperatura de
entrada
Selección de materiales
para resistencia de
impacto; selección de
aceite lubricante y/o aceite
de sello.
Requerimiento de Cabezal;
temperatura de descarga.
Temperatura de
descarga
Poca significación.
Presión de
entrada
Requerimiento de Cabezal;
aumento potencial de
temperatura; máxima
velocidad de flujo
volumétrico; máxima
presión diferencial que los
elementos mecánicos
deben soportar; potencial
de ingreso de aire
atmosférico (vacío).
Diseño de etapa, Diseño del
mecanismo para el control de
expansión térmica y espacios
muertos críticos; potencial
formación de coque e
inflamación del lubricante y
aceite de sello; selección de
materiales.
Capacidad de máxima
velocidad de flujo másico del
compresor, y porsupuesto el
requerimiento de potencia;
potencial de presión de
descarga del mecanismo;
diseño del sistema de sello del
eje.
Requerimiento de Potencia.
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Factores Afectados
Parámetro
Al valor mínimo del
Parámetro
Al valor máximo del
Parámetro
Presión de
descarga
Potencial de máxima
velocidad de flujo
volumétrico (compresores
dinámicos).
Requerimientos de cabezal;
diseño de carcaza y de los
pernos; presión diferencial
máxima que deben soportar
los elementos.
Peso molecular
Máxima capacidad de
cabezal de la máquina.
Velocidades permisibles del
gas dentro de la máquina
debido al nivel de velocidad
sónica (compresores dinámi
cos); máximo requerimiento
de potencia.
El diseñador del compresor debe reajustar las condiciones extremas de operación
y además optimizar el diseño de la máquina para las condiciones de operación
más frecuentes. Por esta razón el diseño del servicio de compresión deberá incluir
alguna indicación acerca del intervalo de tiempo anticipado para cada condición
de operación especificada.
4.17
Consideraciones para el Arranque
Objetivos de la Prueba Inicial con Aire – Las unidades compresoras para
servicios de gas y aire, usualmente son probadas con aire, por un período corto,
después de su instalación inicial, después de trabajos mayores de mantenimiento,
o antes de comenzar largos períodos de funcionamiento. El principal propósito de
esta corrida de prueba es exponer y corregir deficiencias mecánicas que de otra
manera podrían parar el proceso. Los objetivos específicos pueden resumirse
como sigue:
1.
Verificar la limpieza y operabilidad del aceite lubricante y los sistemas de sello
del eje.
2.
Probar todas las señales permisibles de arranque, señales de alarmas y
paradas asociadas con la unidad compresora.
3.
Revisión de las partes de desgaste (sellos de contacto, anillo de pistones,
empaque del vástago del pistón, acoplamientos, dientes de engranaje,
artículaciones del gobernador, etc.) a baja velocidad y carga liviana, con altas
velocidades de lubricación, y con paradas frecuentes para enfriamiento e
inspección.
4.
Probar el encendido y apagado del accionador y sistemas del control
modular y cualquier control integrado de la máquina.
5.
Verificar operabilidad del sistema de suministro de servicio de la planta con
una carga tan alta como sea posible, operando con aire del compresor.
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6.
Verificación de alineamientos de acoplamientos y niveles de vibración con el
compresor y conductor a temperaturas tan cercanas a la temperatura de
operación, como sea posible.
7.
Dar oportunidad de entrenamiento al operador.
8.
Soplado y/o secado de las lineas de proceso y equipos.
Facilidades Requeridas para la Prueba Inicial con Aire – Usualmente se
requieren facilidades especiales en el sistema de tuberías de los compresores de
tal forma que la prueba inicial con aire pueda realizarse conjuntamente con otros
acondicionamientos del equipo del tren de procesos. Estas facilidades son:
1.
Una línea auxiliar corta con bridas en la línea de entrada, dentro de la válvula
de bloqueo de entrada, para servir como una toma de aire temporal; una
portezuela de acceso para inspección, y un filtro temporal y portezuela
removible. Esta línea corta normalmente es parte del diseño del filtro
temporal.
2.
Filtros temporales, según las especificaciones de ingeniería
PDVSA–MID–GB–201–R
y GB–203
son usados durante la prueba
inicial con aire y al inicio de la operación del proceso, para proteger al
compresor del polvo, objetos y escombros que podrían quedar a la entrada
del sistema, ya sea por accidente o por descuido en la inspección.
3.
Una línea auxiliar corta, de aproximadamente la mitad del diámetro de la
línea, a la descarga, dentro de la válvula de bloqueo a la descarga, que sirva
como una portezuela de descarga.
4.
Facilidades para disminución de ruidos, algunas veces se requerirán a la
entrada del aire y en las portezuelas de descarga temporal.
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Circuito Cerrado para la Prueba Inicial
1.
Recirculación de una Mezcla de Gas Inerte – Mientras que casi todos los
compresores centrífugos diseñados para servicio de gas, pueden operarse
en forma segura y continuamente con aire, otros no pueden hacerlo, debido
a que la temperatura de descarga (o la temperatura en alguna etapa
intermedia del compresor) excederá la máxima temperatura de trabajo
permisible de la máquina. Esto tiende a ocurrir con mayor frecuencia, cuando
la temperatura normal de entrada al proceso de servicio está muy por debajo
de la temperatura del ambiente, cuando la relación de presión de servicio es
muy alta, cuando el cabezal está por encima de 15000 m (50000 pie), cuando
la relación de calor específico del gas está muy por de bajo a la del aire, y con
accionadores de velocidad constante. Tanto los servicios de gases de alto
peso molecular, como los de bajo peso molecular, pueden presentar
problemas de temperatura de descarga operando con aire. El accionamiento
con velocidad variable, lo cual permite operar a baja velocidad, da alguna
flexibilidad para limitar la temperatura de descarga, pero el operar a
velocidad parcial no es tan útil como operar a la velocidad de diseño, debido
a que en el primer caso se expone a muchos problemas mecánicos
potenciales. El ejemplo más común de dificultad de operación es el servicio
de refrigeración con etileno. Otro ejemplo es el de gas de alimentación rico
en hidrógeno, en el proceso de Hidrotratamiento.
En los casos donde la temperatura de descarga en aire pueda predecirse que
estará cerca, o ligeramente por encima de la temperatura máxima permisible
por la carcaza, pueden hacerse una serie de corridas de prueba muy cortas
e intermitentes bajo estricto control para probar la seguridad de una corrida
prolongada y para detectar problemas que puedan surgir a velocidad
máxima.
Cuando haya riesgo de daños al compresor, aún haciendo corridas cortas,
se pueden hacer circuitos cerrados temporales a bajo costo y llenados con
una mezcla de helio–nitrógeno para recircular. Mezcla de gas y detalles del
circuito deberan ser determinados por los ingenieros encargados, con el
asesoramiento del suplidor del compresor.
2.
Riesgos al Circular Aire – Los compresores centrífugos con sellos de aceite
no deberán operarse en ningún momento en un circuito cerrado usando aire
u oxígeno, a menos que se incluyan aspectos especiales de seguridad tales
como los descritos más adelante. De otra manera, podría aumentar la fuga
de aceite de sello en la corriente circulante de aire, hasta formar una
concentración explosiva. Ver también las Prácticas de Diseño (versión
1986), vol. VIII. Sec. 15–B. “Minimizando los riesgos de fuego, explosiones
o accidentes”.
Un ejemplo, es el uso de un compresor de gas de reciclo en un Reformador
Catalítico (Powerformer) equipado con sellos de aceite en eje para circular aire
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para el secado del sistema de tuberías o para regenerar el catalizador. Para evitar
el paso de aceite desde los sellos del eje hacia la corriente de aire circulante, el
compresor deberá ser especificado, para inyectar nitrógeno en el laberinto interno
del sello del eje. El nitrógeno actúa como una barrera de gas inerte entre el aire
caliente a la descarga del compresor y el aceite de sello en las cámaras internas
del drenaje de aceite, y provee una atmósfera inerte en el sello interior. El gas
amortiguador también sirve como una barrera, que impide la entrada de aceite a
las tuberías del sistema. Los sistemas de gas amortiguador deben dotarse de
instrumentos de alarmas de baja presión diferencial, para señalar una falla del
sistema de protección. Aplicaciones de este tipo deberán ser revisadas con un
especialista en máquinas rotativas.
Los compresores reciprocantes con cilindros lubricados no debe ser operados
nunca en un circuito cerrado usando aire u oxígeno, ya que se podría generar una
mezcla explosiva en el circuito.
Condiciones de Proceso – El diseño del control y sistemas de reciclo de los
compresores deberán considerar dos situaciones anormales de operación que
frecuentemente ocurren cuando maquinarias nuevas o reparadas son puestas en
servicio de proceso. Primero es deseable, probar el compresor y el accionador
bajo flujo total, y condiciones de carga total, incluso cuando el flujo de alimentación
a la planta esté muy por debajo de lo normal. Esto requiere que el sistema de
reciclo sea diseñado para permitir flujo nominal al compresor. Para esta operación
de prueba, no se necesita alta eficiencia del sistema. Luego, pueden ocurrir
períodos prolongados de bajo flujo de alimentación a la planta, debido a
consideraciones operacionales o de mercado, haciendo deseable la operación
eficiente de compresión a carga parcial. Diseñar para ésta condición puede influir
en los pasos de control a la descarga, para compresores reciprocantes, y
posiblemente el número de unidades paralelas provistas. Con compresores
dinámicos, la eficiencia de operación a carga parcial puede ser maximizada
especificando y seleccionando el diseño del compresor con estabilidad máxima
(flujo mínimo de oleaje) y aplicando y optimizando el sistema de control
“anti–oleaje” que considera las características actuales de la máquina asi como
también la velocidad de flujo.
4.18
Flexibilidad para Expansión
Una estrategia de inversión en medios de manufactura y planificación a largo plazo
ocasionalmente justifica una preinversión en el equipo inicial de planta, a fin de
permitir una futura expansión de capacidad a bajo costo. Los servicios de
compresión, junto con otras operaciones unitarias de planta, pueden ser
especificadas inicialmente para el grado deseado de flexibilidad de expansión.
Simplemente el dejar un espacio de terreno para operar un compresor adicional
en paralelo, es una práctica poco usada, porque el dejar espacios de terreno
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grande, para el equipo del tren de proceso asociado, resulta muchas veces poco
económico desde el punto de vista de disposición de equipo.
La mejor manera de prepararse para una expansión de servicios de compresión,
en la mayoría de los casos, es especificar las condiciones de operación futuras que
puedan ser definidas junto con las condiciones iniciales. Luego, especificar que el
compresor, el elemento motriz y los equipos auxiliares principales (tales como
tambores separadores, tuberías, sistema auxiliares de aceite, etc.) sean
diseñados con un criterio de ingeniería para un costo bajo de aumento de
capacidad, cuando se requiere por una expansión prevista de la unidad.
4.19
Requerimientos de Potencia
Generalidades – Los requerimientos de potencia de los servicios de compresión
tienen que ser estimados en la etapa de diseño del servicio, de tal forma que los
requerimientos de diseño de los sistemas de servicios puedan ser especificados
y los costos de operación estimados. Los cálculos son realizados por métodos y
datos presentados en el Capítulo “Cálculos de Sistemas de Compresión”
PDVSA–MDP–02–K–04. Después de la selección de los modelos de equipos,
los diseños del sistema de servicio deben ser comparados con la garantía de
consumo de servicios por parte del suplidor.
Reclasificación de la Capacidad del Compresor Operado a Máxima Carga
Las turbinas a gas, motores y accionadores de motores eléctricos, son
frecuentemente prediseñados para una capacidad normal fija, ocasionando esto
que los accionadores seleccionados sean algo más grande, que el tamaño mínimo
requerido por las especificaciones de ingeniería PDVSA–MID–GB–201–R,
GB–202–PR, GB–203 y GB–204–R. El margen de potencia disponible de
esta manera en los accionadores puede ser aprovechado aumentando la
capacidad del compresor al nivel de requerimientos de potencia que se ajuste al
criterio de selección de tamaño del accionador según las especificaciones arriba
mencionadas. Si este incremento en capacidad tuviese un valor económico, y si
un leve incremento en la velocidad del flujo de oleaje es aceptable, la
Especificación del Diseño estipulará:
“Si existe un margen entre el requerimiento de potencia nominal del compresor y
aquel permitido según la clasificación del elemento motriz seleccionado, entonces
la calibración de la capacidad del compresor debe incrementarse hasta que el
accionador quede a carga máxima (según especificaciones de ingeniería
PDVSA–MID–GB–201–R,
GB–202–PR,
GB–203
y GB–204–R)” . El
diseño del equipo del tren de proceso debe ser revisado entonces para determinar
cómo lo afecta este incremento de capacidad.
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Condiciones Ambientales
Las siguientes condiciones ambientales afectan el diseño y las instalaciones de
los servicios auxiliares para las unidades compresoras, y tienen que ser cubiertas
en las Especificaciones de Diseño:
Factores que Afectan a todas las Unidades Compresoras:
1.
Altura – La presión barométrica afecta la conversión de un indicador de
presión manométrica a valores de presión absoluta.
2.
Rango de Temperatura Ambiente – Esto determina la clasificación
climática de la zona (según especificaciones de ingeniería
PDVSA–MID–GB–201–R, GB–202–PR, GB–203) e influye en el
diseño del rendimiento de compresores, turbinas a gas y motores de
combustión interna.
3.
Polvo y Arena – Cantidades excepcionales de polvillo (como partículas de
catalizador) y arena, tienen un efecto adverso en aquellas piezas
descubiertas, tales como el vástago de las válvulas, laberintos de sellos de
eje, articulaciones mecánicas de la turbina, y mecanismos posicionadores de
los álabes directores del estator de compresores axiales.
Factores que Afectan a los Compresores de Aire, Turbina a Gas y Motores
1.
Altura –La presión barométrica afecta el volúmen específico del aire y en
consecuencia, afecta el diseño del rendimiento de todas la las máquinas que
operan con aire.
2.
Sustancias Corrosivas y Sólidas en el Aire – La calidad del aire en los
alrededores de la entrada afecta los requerimientos de filtrado y puede
afectar la selección de máquinas y materiales del sistema. La presencia de
rocío de mar, vapores salados y gases químicos deben ser especificados.
3.
Dirección Predominante del Viento – Esto afecta la ubicación que se
seleccionará para las tomas de aire, con respecto a válvulas que descargan
a la atmósfera, fuentes de gases aceitosos, fuentes de vapores químicos,
rocio de mar, etc.
Factores que Afectan a los Compresores de Gas
1.
4.21
Restricciones de Emisión Atmosférica – El diseño del sistema de sello del
eje es afectado por la cantidad permitida de emisión continua de gas.
Líquido en Corrientes Gaseosas
Riesgos – La presencia de líquido en la corriente gaseosa perjudica a los
compresores en diferentes formas:
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1.
Porciones de líquido pueden causar graves daños a casi todos los tipos de
compresores.
2.
El agua en cantidades muy pequeñas se puede combinar con H2S del gas,
y producir fractura por corrosión debido a esfuerzos en las partes de acero
de gran resistencia.
3.
Cantidades pequeñas de agua pueden combinarse con H2S y CO2 para
formar ácidos, los cuales aceleran la fátiga por corrosión y erosión, además
de la corrosión de las partes incluidas en la trayectoria del gas.
4.
Hidrocarburos líquidos y agua en la corriente gaseosa, diluyen y lavan la
películas lubricantes de los cilindros de los compresores reciprocantes,
acelerando grandemente la velocidad de desgaste de las piezas de contacto:
anillos de pistones, forros del cilindro, empaque de vástagos, vástagos y
válvulas.
Los compresores reciprocantes son muy sensitivos al arraste de líquido, ya sea
en forma intermitente o en forma continua. Los compresores centrífugos son muy
sensitivos a la corrosión por líquidos. Los compresores rotatorios del tipo anillo y
tornillos helicoidales tienen la mayor tolerencia a todas las formas de líquido.
Si bajo alguna circunstancia predecible, se puede esperar que algún líquido
alcance el compresor, esta situación debe ser completamente descrita en la
especificación de diseño.
Medios para Proteger los Compresores – Para evitar estos riesgos al
compresor el sistema de proceso podría proveerse de los siguientes tipos o
medios de remoción de líquido.
1.
Proveerse de un tambor separador en la línea de entrada al compresor para
remover las porciones de líquido arrastradas en el gas. Además se
especificarán alarmas de alto nivel de líquido y disparo automático del
compresor.
2.
Se especificarán trazas de calor y aislamiento de la tuberia de entrada
cuando el enfriamiento de la misma, debido a la temperatura ambiental sea
tal, que pueda condensar parte de líquido de la corriente gaseosa.
3.
Especificar celdas colectoras de líquido, con cristales de nivel y drenaje con
válvulas, colocados cerca de la brida de entrada al compresor, y así permitir
un arranque seguro y facilitar el control normal de contenido de líquido. Estas
instalaciones no son adecuadas para una separación y remoción continua
de líquido.
4.
Todos los tramos largos horizontales de la línea de entrada y las celdas bajas
deberán estar provistos de drenajes en los puntos bajos.
5.
Ocasionalmente, cuando es problemática la condensación en la tubería,
residuos de arrastre, o los productos de corrosión en los sistemas de
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compresores reciprocantes inmediatamente aguas arriba
compresores, se instalan una especie de filtros coalescentes.
de
los
Beneficios en el Uso de Inyección de Líquido – Generalmente mientras que el
líquido tiene el potencial para hacer mucho más daño que bien en los
compresores, ocasionalmente se inyecta en forma deliberada a fin de mejorar,
mantener o restablecer el rendimiento del compresor. Por ejemplo:
4.22
1.
Para prevenir el depósito de polímeros en superficie internas en servicios de
gas de ensuciamiento, continuamente se inyecta aceite de lavado en la
corriente gaseosa y en las etapas individuales del compresor.
2.
El lavado intermitente con solventes fuertes se usa algunas veces para
disolver y limpiar depósitos de ensuciamiento.
3.
Ocasionalmente se inyecta agua, para suministrar enfriamiento evaporativo
del calor de compresión, como un preventivo del ensuciamiento. Esta técnica
reduce el cabezal de compresión, retardando continuamente el aumento de
temperatura, aunque el ahorro en potencia se ve disminuido notablemente
por el aumento en flujo másico añadido por la inyección. El método de
inyección de agua es utilizado comercialmente para retardar la
polimerización en compresores que manejan corrientes ricas en acetileno,
debido a la gran tendencia de polimerización del acetileno. Esta práctica es
efectiva y relativamente segura para compresores rotativos; para
compresores centrífugos sólo es aplicada donde el enfriamiento marginal se
requiere para evitar un aumento grande en la inversión por ejemplo, para
eliminar la necesidad de una etapa de proceso adicional de compresión. Se
requiere de agua limpia y tratada para evitar la deposición de sólidos dentro
del compresor. Se requiere un diseño individual de los medios de inyección.
4.
La inyección de aceite de enfriamiento se aplica comercialmente en
compresores de aire de servicios del tipo rotativo para minimizar el número
de etapas y obtener una eficiencia alta. El aceite es separado a la descarga
del compresor, es enfriado y luego recirculado a través de la máquina.
Materiales para Maquinarias
Generalidades – Especificaciones de materiales para compresores y
accionadores se encuentran en las especificaciones de ingeniería (ver
referencias) de Maquinarias y sus Complementos de Normas API. Ellas en
consecuencia no necesitan presentarse en las Especificaciones de Diseño bajo
circunstancias normales.
El uso del término “materiales según norma del suplidor” deberá evitarse en las
especificaciones, ya que esto implicaría la aceptación de materiales
convencionales en lo que podría ser un ambiente de servicio severo o fuera de lo
normal.
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Corrosión con Esfuerzo de Acero Super–Templado – Los aceros
supertemplados usados en las piezas de compresores centrífugos sometidos a
grandes esfuerzos, están sujetos a ruptura por agrietamiento de corrosión con
esfuerzo, cuando se exponen a H2S húmedo. Debido a que normalmente resulta
impráctico remover el sulfuro de hidrógeno a niveles suficientemente bajos como
para evitar este peligro, se brinda protección seleccionando acero con baja
susceptibilidad (debido a su limitada resistencia a punto cedente) y minimizando
el agua en fase líquida en la corriente gaseosa. Las tuberias de entrada para
servicios de compresión conteniendo H2S y vapor de agua a condiciones de
saturación deberán especificarse de tal forma de tener trazas de vapor, a fin de
prevenir que se forme condensado a lo largo de las paredes de la tubería. Deberá
tomarse un cuidado especial en el diseño del tambor separador y los medios de
drenaje de la tubería de entrada y además el diseño mecánico de la tubería, ya que
ésta puede alcanzar la temperatura máxima generada por la traza de vapor, tan
pronto como se pare la máquina.
Medidas Especiales para Prevenir la Corrosión – Si por experiencia previa,
desarrollos de plantas pilotos o trabajos de pruebas de laboratorio se han
desarrollado medidas especiales para evitar problemas de corrosión únicos, éstos
deberan mencionarse en las Especificaciones de Diseño. Un ejemplo sería el uso
de superficies galvanizadas o aluminizadas en compresores manejando
monóxido de carbono para prevenir la corrosión carbonilica. Un segundo ejemplo
sería la protección contra el dióxido de azufre en la atmósfera de la planta,
pintando con epoxy la superficie interna del equipo interetapa de los compresores
y la tuberia.
4.23
Características de los Servicios de Compresión que Afectan los
Sellos del Eje
Presión – Las siguientes presiones influyen en el diseño del sistema de sellado
del eje y deberán ser incluidas en las Especificaciones de Diseño.
1.
Presión de entrada mínima, por períodos breves o prolongados
especialmente si está cerca o por debajo de la presión atmosférica.
2.
Máxima presión de entrada para operación.
3.
Presión de ajuste, luego de una parada automática.
Significado de Fuga a la Atmósfera – Varios tipos de sistemas de sello de ejes
de compresores, permiten una fuga continua de gas a la atmósfera o a un cabezal
de mechurrio a velocidades bajas y controladas. Para encaminar la ingeniería de
detalle del sistema se deberán indicar las siguientes características:
1.
Naturaleza peligrosa del gas que sale debido a la toxicidad, inflamabilidad o
corrosividad.
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2.
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Valor económico del gas que se pierde.
Implicaciones de Ingreso de Sellador en la Corriente Gaseosa – Varios tipos
de sistemas de sello de ejes tienden a permitir fuga de fluidos selladores en la
corriente gaseosa. Para encaminar la ingeniería de detalles del sistema, deberá
indicarse la sensibilidad del proceso a pequeñas cantidades de los siguientes
selladores:
1.
Aire atmosférico, en pequeñas cantidades.
2.
Aceite lubricante, en pequeñas cantidades.
3.
Gas amortiguador.
Disponibilidad de Gas Amortiguador – Algunos diseños de sistemas de sello
de ejes se oponen a la fuga de gas y al ingreso de aire/aceite presurizados a la
zona de sellado, con un gas “amortiguador” usualmente gas inerte o nitrógeno de
servicio. La disponiblidad de tal fuente gaseosa deberá ser anexada en la
Especificación de Diseño, junto con los otros servicios.
4.24
Diseño para Mínimo Mantenimiento
A pesar de que todas las instalaciones de compresores en los procesos modernos
son diseñados para un bajo uso de personal en las funciones de operación y
mantenimiento, algunas opciones están disponibles al diseñador a fin de mejorar
la seguridad, operabilidad y mantenimiento en situaciones de mínimo uso de
personal a cambio de un aumento en la inversión. Las opciones consisten
primeramente en las áreas de instrumentación supervisoria y en las facilidades de
mantenimientos y éstas son cubiertas en las Prácticas de Diseño (versión 1986),
vol. VIII, Sec. 11 “P”.
4.25
Exactitud de la Información de Ingeniería Suministrada por el
Suplidor
Una gran parte de los datos de ingeniería y costos suministrados por el vendedor
son requeridas para planificar, diseñar y ejecutar la aplicación de maquinaria a los
servicios del proceso.
Esta información tiende a ser menos exacta y confiable durante las fases de
planificación y diseño del proceso de un proyecto, que en la fase de ingeniería de
detalle. Esto se debe a que los representantes de los suplidores de maquinarias
pueden ponerle menos atención a los detalles de ingeniería, antes de que la
aplicación entre en la etapa comercial. Por esta razón, la confianza que un
diseñador deposita en la información de ingeniería del suplidor debe ponerse en
juicio, de acuerdo a la base en que se obtiene.
Los datos anticipados por el suplidor son considerablemente más confiables
cuando provienen de modelos normales de máquinas prediseñadas y de unidades
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que han sido construidas con anterioridad, que aquellos provenientes de
máquinas diseñadas contra pedidos especificos que son usados frecuentemente
en aplicaciones de proceso.
Los datos de ingeniería provenientes de los suplidores normalmente se disponen
como siguen, en orden ascendente de confiabilidad:
Los Catálogos de Productos, se emiten rutinariamente a las oficinas principales
de ingeniería. Su interpretación puede requerir la asistencia de ingeniería de
ventas. No se incluyen con frecuencia, los diseños de máquinas nuevas.
Usualmente los datos son breves y generalizados, y algunas veces caducos.
Las Investigaciones de Pre–oferta son realizadas por ingenieros de venta en
respuesta a requisiciones, para estimados e información de planificación. Los
rendimientos y estimados de costos tienden a ser optimistas, ya que en esta etapa
no siempre se preveen detalles que reducirán la eficiencia y aumentarán los
costos. En raros casos, donde se necesitan muchas licitaciones y/o diseños para
asegurar la confiabilidad de la información anticipada para el uso del diseño de
proceso, se negocian contratos especiales para este servicio con uno o más
suplidores previamente seleccionados.
Las Propuestas Comerciales son preparadas como respuesta a un estudio de
compra formal al comienzo de la ingeniería de detalles. Las propuestas
normalmente son más confiables que los resultados de investigación de
prepropuesta para costos y datos de rendimiento, aunque poseen
considerablemente menos detalles de ingeniería que los que se aplican a una
orden.
Las Ordenes de Diseño son realizadas en detalle completo después de que una
orden es colocada, y constituye la base para el diseño detallado de la instalación.
Los detalles dimensionales no se desarrollan normalmente hasta esta etapa.
4.26
Presión y Temperatura de Diseño
Generalidades
En los campos de compresores y turbinas, los términos “presión de diseño” y
“temperaturas de diseño” no tienen definiciones consistentes y aceptadas
uniformemente. En consecuencia, su uso se deberá evitar en los documentos de
especificación de maquinarias. Otros términos se usan dentro de cada uno de los
campos del tipo de maquinaria a fin de describir los límites dentro de los cuales
el suplidor tiene que diseñar el mecanismo para su seguridad estructural.
Estos límites de seguridad estructural tienen que ser iguales o mayores que las
condiciones de servicio “nominales”, dentro de la cual tiene que operar la máquina.
Por ejemplo, el modelo de máquina seleccionada tiene que tener la presión
“máxima permisible” y límites de temperatura que igualen o excedan las
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condiciones de servicios especificadas por el diseño del proceso para así
garantizar seguridad estructural.
La temperatura para la cual, la máquina tiene que ser estructuralmente segura, se
refiere a la temperatura del metal a la condición más severa de presión y
temperatura coincidentes. La temperatura del metal iguala a la temperatura del
fluido en todos los tipos de fluidos comerciales. La presión a la cual la máquina
tiene que ser estructuralmente segura se refiere a aquélla utilizada para
determinar el espesor mínimo de pared de las cavidades presurizadas.
Para estar “estructuralmente seguro” al operar a presiones y temperaturas
extremas, los mecanismos compresores tienen que ser capaces de evitar fugas
por la bridas o fracturas de la carcaza. El espacio interno libre tiene que ser
adecuado para prevenir interferencias entre las piezas movibles y estacionarias
causadas por distorsión de la carcaza. El arreglo de los soportes tienen que
preservar alineamientos operables en posición adecuada. La envoltura de los
sellos y los sellos de eje tienen que ser diseñados para prevenir la falla de piezas
y fugas grandes.
Compresores Centrífugos
Presión de Diseño – La equivalencia de “presión de diseño” para las carcazas de
compresores centrífugos es la “presión máxima de trabajo de la carcaza” la cual
está definida por la norma API 617 como la máxima presión que pueda existir en
el compresor bajo las condiciones más severas de operación. Esta presión es
determinada, añadiéndole a la máxima presión de succión que se pueda registrar,
la presión diferencial que el compresor está en capacidad de desarrollar en el
sistema cuando está operando a las condiciones combinadas más severas. Al
establecer el máximo requerimiento de presión de trabajo de la carcaza se deberá
tomar en consideración las variaciones en peso molecular, forma de la curva
característica de cabezal–capacidad, caballos de potencia del elemento motriz y
rango de velocidad, presión de succión y variaciones de temperatura.
Normalmente se desea, una válvula de seguridad en la descarga del compresor,
calibrada a una presión menor que la máxima presión de descarga posible, a fin
de limitar la presión a la cual podría exponerse a la tubería y los equipos corriente
abajo. Cuando no se incluye esta válvula de seguridad, el circuito de descarga
tiene que ser adecuado para soportar la presión de descarga máxima que se
puede generar bajo cualquier circunstancia posible. Cuando por el contrario se
incluye su calibración, pasa a ser, la máxima presión de trabajo de la carcaza del
compresor. La presión interna máxima para la cual es adecuada la carcaza, sin
considerar las condiciones actuales de trabajo o requerimientos, está definida por
la norma API 617 como la “presión máxima de diseño de la carcaza”. Este valor
es especificado por el suplidor de la máquina de acuerdo al requerimiento de
“presión máxima de trabajo de la carcaza” por parte del comprador.
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Consideraciones Especiales de Presión de Diseño
1.
Materiales Para la Carcaza – Deberán usarse materiales de bajo costo. El
hierro fundido no deberá usarse por encima de los 1725 KPa man. (250 Psig)
para aire o gases no inflamables, o por encima de 525 KPa man. (75 Psig)
para tóxicos o inflamables.
2.
Protección de Equipos Corriente Abajo – Un soplador de aire en una
planta de craqueo catalítico, puede tener una válvula de seguridad a la
descarga, para proteger al regenerador de la presión máxima que un
compresor pudiera imponer, a máxima temperatura ambiente. Esta puede
ser considerablemente más baja que los 525 KPa man. (75 Psig) de presión
de diseño de la carcaza, impuesta por el material de hierro colado. Las
válvulas de seguridad en los compresores del termoreactor son calibradas
a 175 KPa man. (25 Psig) sobre la presión de descarga obtenida con máximo
peso molecular del gas y una presión de succión normal.
3.
Carcaza Dividida Horizontalmente – Esta carcaza está restringida a la
presión máxima de 2400 KPa man. (350 Psig) cuando el peso molecular está
por debajo de 10 (según norma API 617), como es el caso de una mezcla
gaseosa rica en hidrógeno. Una válvula de seguridad calibrada a 2400 KPa
man. (350 Psig) o por debajo para un gas de este tipo, podría eliminar la
necesidad de construir una carcaza dividida verticalmente, la cual resulta
más costosa.
4.
Unidades de Carcaza Múltiple – La calibración de seguridad en la primera
carcaza puede llegar a 525 kPa man. (75 psig), cuando sean de hierro
colado. Sin embargo, en un compresor de refrigeración usualmente se
requieren materiales de baja temperatura (carbón muerto o acero al níquel)
permitiendo de esta manera una mayor presión de calibración. Esto evitará
la pérdida de refrigerante cuando el compresor sea parado de repente, o
durante un período de parada larga cuando el refrigerante líquido continue
evaporándose en los enfriadores y en el tambor de vaporización instantánea
a baja presión.
5.
General – Las válvulas de seguridad entre etapas y a la descarga,
proporcionadas para reducir costos del compresor y de los equipos entre
etapas y corriente abajo, deberán ser calibradas lo suficientemente altas, de
tal manera que aquéllas abran solamente durante condiciones de
emergencia o condiciones anormales.
Temperatura de Diseño – La máxima temperatura de trabajo de la carcaza del
compresor (equivalente a la temperatura de diseño) deberá ser la temperatura de
descarga máxima, anticipada dentro del rango especificado de operación, e
incluyendo un margen adecuado de 30°C (50°F). Los factores que pueden elevar
la temperatura de descarga sobre su nivel normal son: temperatura alta a la
entrada, operación a un punto de eficiencia bajo, alta relación de presión (por
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ejemplo, debido a velocidad máxima, alto peso molecular) ensuciamiento del
compresor, e inter–enfriadores defectuosos. Las temperaturas mayores que se
podrían generar, debido a la pérdida completa de agua de enfriamiento en los
inter–enfriadores forzarían a una parada del compresor y en consecuencia no
deberán considerarse al fijar la temperatura de diseño. Las especificaciones de
diseño deberán incluir una temperatura de diseño para cada carcaza del
compresor. Para una operación por debajo de los 15° C (60°F) se deberá
especificar una temperatura mínima de diseño, de tal manera que los materiales
del compresor sean seleccionados con propiedades adecuadas para el impacto.
Compresores Axiales
Las guías anteriores también son aplicables a compresores axiales. Sin embargo,
debido a que la experiencia de aplicación es limitada, deben consultarse
especialistas en maquinarias y seguridad.
Compresores Reciprocantes
Presión de Diseño – Los clientes industriales prefieren el término “presión de
trabajo máxima permisible” que “presión de diseño” para los compresores
reciprocantes. La especificación de ingeniería–PDVSA–MID–GB–201–R
requiere que la presión de trabajo máxima permisible de cada cilindro exceda la
presión de descarga nominal por lo menos en un 10% ó 175 KPa (25 Psi) lo que
resulte mayor. Ya que la “presión de descarga nominal” es la condición de servicio
más alta especificada, la Especificación de Diseño sólo necesitará confirmar que
la mayor presión de descarga deberá considerarse “nominal”, y que la presión de
trabajo máxima permisible debe estar de acuerdo a la especificación de ingeniería
PDVSA–MID–GB–201–R, la cual cubre cilindros de etapa intermedia, así como
también la etapa de presión más alta.
Temperatura de Diseño – Los clientes industriales prefieren el término
“temperatura máxima permisible” que “temperatura diseño” para compresores
reciprocantes. Sin embargo, ya que la “temperatura máxima permisible” es
especificada por el suplidor como una limitación mecánica del modelo particular
de máquina, la especificación de diseño deberá incluir la temperatura máxima
permisible, la cual se fija por lo menos 14°C (25°F) por encima de la “temperatura
nominal de descarga”. Para establecer valores de temperatura de diseño para
tuberías de descarga y diseño de equipos coriente abajo, aplique la suposición
convencional de compresión isentrópica a las condiciones de operación más
severas, y añada el margen especificado. Ver las Prácticas de Diseño (versión
1986) Subsección 11–H para un resumen de las condiciones que tienden a que
la temperatura de descarga actual sea diferente del estimado isentrópico.
Compresores Rotatorios
Presión de Diseño – La presión de diseño para compresores rotatarios es
definida formalmente de la misma manera que para los centrífugos, ya que la
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norma API 617 es invocada por la especificación de ingeniería
PDVSA–MID–GB–201–R. Sin embargo, debido a que el compresor rotativo es
un mecanismo de desplazamiento positivo, el valor deberá ser seleccionado de
la misma manera como para los reciprocantes; o sea, 10% sobre la presión normal
de descarga o 175 KPa (25 Psi), el que resulte mayor.
Temperatura de Diseño – La temperatura de diseño para compresores rotativos
se define formalmente de la misma forma que para los compresores centrífugos,
y deberá ser calculada como la temperatura de descarga estimada a la
temperatura de entrada máxima, presión normal de entrada, y la presión de
calibración de la válvula de seguridad a la descarga, más un margen nominal de
14°C (25°F).
Calibración de las Bridas de Tuberías
La especificación de Diseño de los Servicios de Compresión deberán indicar las
presiones y temperaturas de diseño de las tuberias conectadas, la calibración de
las bridas, y los revestimientos y dimensiones de las líneas de entrada y descarga.
4.27
Especificaciones del Compresor
En la especificación de un compresor, lo primero que debe definirse es el tipo más
adecuado a los requerimientos del proceso; de acuerdo a los criterios de selección
del tipo de compresor tratados en éste capítulo.
Una vez escogido el tipo de compresor y diseñado, se procede a llenar la hoja de
especificaciones correspondiente:
• Compresor centrifugo
• Compresor reciprocante
• Compresor rotatorio
A continuación se presentan las hojas de especificaciones de los primeros, los
cuales son los más utilizados a nivel industrial. Para mayor información de hojas
de especificación para todo tipo de compresores, véase el Manual de Calidad de
Servicios Tecnológicos vol. VII.
El Ingeniero de Proceso (IP) debe llenar la información señalada en los anexos con
el indicativo “IP”.
De manera general se debe llevar la información referente a datos generales del
compresor, condiciones de operación para el servicio que va a cumplir, tipo de gas
alimentado y composición del mismo, datos del sitio, y condiciones de los
servicios. El resto de la información debe ser llevada por el Ingeniero Mecánico,
Instrumentista y el especialista.
4.28
Requerimientos de Servicios del Compresor
A continuación se presenta la información referente a los servicios del tren del
compresor.
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Indice norma
Compresores Reciprocantes
• Agua de enfriamiento
Turbinas de Vapor y Expansores de Gases
• Flujo de Vapor Actual.
• Sello de Ejes (empleando el eyector de vapor del condensador de
agua fría).
• Unidad de separación Aceite Lubricante – Agua.
• Condensadores para Turbinas a Vapor.
Motores Reciprocantes y Turbinas a Gas
• Combustibles Gaseosos
• Combustibles Líquidos
• Agua de Enfriamiento
Motores
• Aire de Arranque
• Combustibles
• Arranque
• Agua de Enfriamiento
Turbinas
Tuberías de la Unidad del Compresor y Equipos de Tren de Proceso
• Separadores de Aceite Lubricante
• Tambores Separadores
• Potencia para los Sistemas de Lavado del Compresor
• Condensadores en Turbinas a Vapor
• Lavado de Turbinas a Vapor.
Auxiliares de la Unidad Compresora y Facilidades para Instalaciones
• Potencia para Sistemas de Aceites Lubricantes y de Sello
• Requerimientos de Potencia y Agua de Enfriamiento (para sistemas
auxiliares compresor–turbina)
• Enfriamiento del Compresor.
Información adicional en el Manual de Diseño de Proceso (versión 1986), Vol.VII
sec. 11–M.
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55
CENTRIFUGAL COMPRESSOR
DATA SHEET
Item No.
For
Site
Service
Manufacturer
Information to be Completed by Manufacturer
Requisition Nº
Pag.:
1
Item No.
Of:
6
Model
Unit.
Serial No.
No. Required
Driver
by Purchaser
OPERATING CONDITIONS
(ALL DATA ON PER UNIT BASIS)
NORMAL
RATED
OTHER CONDITIONS
B
C
A
D
Gas Handle (Also See Page ____________ )
Weight Flow, kg/s
INLET CONDITIONS:
Pressure (bar abs)
Temperature (°C)
Cp (kj/kg °K)
Molecular Weight (M)
Cp/Cv(k1) or (K avg)
Inlet Volume (L/S)
Compressibility (Z1) or (Z AVG)
DISCHARGE CONDITIONS:
Pressure (bar abs)
Temperature (°C)
Cp/Cv(k2) or (K AVG)
Compressibility (Z2) or (Z AVG)
kw Required (All Losses Incl)
Speed (RPM)
Estimated Surge, m3/h (At Speed Above)
Polytropic Efficiency (%)
Polytropic Head (%)
Guarantee Point
Performance Curve No.
PROCESS CONTROL:
Method:
By Pass From______________________________________________ To _________________________________
Anti Surge By Pass:
Manual
Auto
Suction Throttling From _______________________________________ To ________________________________
Speed Variation From ________________________________________ To ________________________________
Other
Signal:
Source
Type
Range For Pneumatic Control
Other
RPM @
bar &
RPM @
barg
REMARKS:
By:
Rev.
029–1–a
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
Rev.:0–5/91
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55
CENTRIFUGAL COMPRESSOR
DATA SHEET
GAS ANALYSIS
Pag.:
2
Item No.
Of:
6
OTHER CONDITIONS
NORMAL
Mol % 0
Air
Oxygen
Nitrogen
Water Vapor
Carbon Monoxide
Carbon Dioxide
Hydrogen Sulfide
Hydrogen
Methane
Ethylene
Ethane
Propylene
Propane
i–Butane
n–Butane
i–Pentane
n–Pentane
Hexane Plus
NH3
Requisition Nº
RATED
A
B
C
Remarks
D
M.W.
28.966
32.000
28.016
18.016
28.010
44.010
34.076
2.016
16.042
28.052
30.068
42.078
44.094
58.120
58.120
72.146
72.146
99.640
17.030
Total
Avt. Mol. Wt.
LOCATION:
Indoor
Outdoor
Grade
Heated
Unheacted
Mezzanine
Under Roof
Partial Sides
Electrical Area Class
Gr.
Div.
Wenterization Reqd.
Tropicalization Reqd.
SITE DATA:
Elevation
m
Barometer
bar abs
Rang of Ambient Temps.
DRY BULB
WET BULB
Site Rated °C
Normal °C
Maximun °C
Minimun °C
NOISE SPECIFICATIONS:
Applicable to Machine:
See Specification
Applicable to Neighborhood
See Specification
Acoustic Housing:
Yes
No
APPLICABLE SPECIFICATIONS:
API 617 Centrifugal Compr. for Gen. Refinery Services
Other:
PAINTING:
Manufacturer’s Std.
UNUSUAL CONDITIONS
Other:
Dust
Fumes
Others
SHIPMENT:
Domestic
Export
Export Boxing Reqd.
Outdoor Storage Over 3 Months
REMARKS ON REVISIONS
By:
Rev.
029–2–a
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
Rev.:0–5/91
Project Nº
1
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55
CENTRIFUGAL COMPRESSOR
DATA SHEET
Requisition Nº
Pag.:
3
Item No.
Of:
6
CONSTRUCTION FEATURES
SPEEDS:
Type (Open, Enclosed, etc.) __________________________________
Max. Cont.___________RPM_______Trip__________RPM
Type Fabrication ________________________________________
Max. Tip Speeds:___________m/s @ Max.______Speed
MATERIAL ____________________________________________
___________m/s @ Max. Cont. Speed
Max. Yield Strenght (bar) _________________________________
Brinnel Hardness: Max.__________________mm______________
LATERAL CRITICAL SPEEDS:
First Critical ____________________________________RPM
Smallest Tip. Internal Width (mm)___________________________
Damped_______________Undamped_______________ Max. Mach No. @ Impeller Eye____________________________
Mode Shape___________________________________ Max. Impeller Head @ Rotated Speed (m)___________________
Second Critical _________________________________RPM
Damped_______________Undamped_______________
SHAFT
Mode Shape___________________________________ Material________________________________________________
Dia.@Impellers (mm) ___________Dia. @Coupling (mm)_________
Third Critical ___________________________________RPM
Damped_______________Undamped_______________ Shaft End:
Cylindrical_________________________
Tapared
Mode Shape___________________________________ Max. Yield Strenth (bar)___________________________________
Fourth Critical __________________________________RPM
Damped_______________Undamped_______________
BALANCE PISTON:
Mode Shape___________________________________ Material________________Area______________________(mm 2)
Lateral Critical Speed – Basis:___________________________ Fixation Method _________________________________________
Damped Unbalance Responde Analysis
Shop Test
Other Type Analysis
SHAFT SLEEVES:
TORSIONAL CRITICAL SPEEDS:
At Interstg. Clear. Pts.
Matl. ___________________________
First Critical ___________________________________ RPM
At Saft Seal_________
Matl. ___________________________
Second Critical _______________________________ RPM
Third Critical __________________________________ RPM
VIBRATION:
Allowable Test Level_______________________________
(Peak to Peak)
ROTATION, VIEWED FROM DRIVEN END:
CASING:
Model__________________________________________
Casing Split _____________________________________
Material_________________________________________
Thickness (mm) __________________________________
Max. Work Press._____barg Max. Design Press.____barg
Test Press (barg):Helium___________Hydro____________
Max. Oper. Temp. ______°C Min. Oper. Temp._______°C
Max. No. of Impellers for Casing______________________
Max. Casing Capacity (m3/h) ________________________
Radiograph Quality
Yes_________
No_________
Casing Split Sealing ______________________________
DIAPHARAGMS:
Material_________________________________________
IMPELLERS:
No.__________________ Diameters: _________________
No. Vanes Ea. Impeller_____________________________
LABYRINTHS:
Interstage
Type________________________Material______________
Balance Piston
Type________________________Material______________
SHAFT SEALS:
Type___________________________________________________
Seal System Type___________________________________
Setting Out Pressure_________________________________
Inner Oil Leskage Guar. (L/Day/Seal): ______________________
Type Buffer Gas ____________________________________
Buffer Gas Flow (PerSeal):_______________________________
Normal_________kg/h @____________bar
p_______
Normal_________kg/h @____________bar
p_______
Buffer Gas Required For:______________________________
Start - Up________________________________________
Air Run - In_______________________________________
Other _____________________________________________
Buffer Gas Control For: ________________________________
System Supplied By ___________________________________
BEARING HOUSING CONSTRUCTION:
Type (Separate, Integral) _______________________________
Material
REMARKS ON REVISIONS
By:
Rev.
029–3–a
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
Rev.:0–5/91
Project Nº
1
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54
55
CENTRIFUGAL COMPRESSOR
DATA SHEET
Requisition Nº
Pag.:
4
Item No.
Of:
6
CONSTRUCTION FEATURES, (Continued)
RADIAL BEARINGS:
OTHER CONNECTIONS:
SERVICE
Type________________________Span (mm)______________
No.
SIZE
TYPE
Area (mm2)____ Loading (bar):_____Act_________Allow._____
Lube Oil Inlet
Center Pivot_________________________________________
Lube Oil Outlet
Offset Pivot__________________________________________
Seal Oil Inlet
%_________________________________________________
Seal Oil Outlet
Pad Material_________________________________________
Casing Drains
Type Babbitt_________________________________________
Stage Drain
Babbitt Thickness_____________________________________
Vents
Cooling Water
TRUST BEARING:
Pressure
Location____________________Type____________________
Temperature
Mfr._____________________Area (mm2)__________________
Purge For:
Loading (bar):________ Actual_______Allowable____________
Brg. Housing
Gas Loading (kg)____________ CPLG. Slip Load (kg)________
Between Brg. & Seal
CPLG. Coeff. Frict.____________________________________
Between Brg. & Gas
Bal. Piston Compensating Load____________________RPM
Solvent Injection
Center Pivot_________________________________________
Offset Pivot
VIBRATION DETECTORS:
%_________________________________________________
Type _____________________
Model _________________
Pad Material_________________________________________
Mfr_______________________________________________
No. at Each Shaft Bearing______________Total No.________
Type Babbitt_________________________________________
Oscilator Detectors Supplied By ________________________
Babbitt Thickness_____________________________________
Monitor Detector Suppliedd By _________________________
MAIN CONNECTIONS:
Location___________________Enclosure________________
Mfr_______________________
ANSI
FLANGE
Model _________________
SIZE
FACING POSITION
RATING
VEL. m/s
Scale Range_________
Set @__________MILS
Alarm
Shutdown:
Time Delay____SEC
Set @_________MILS
Inlet
AXIAL POSITION DETECTORS:
Discharge
Type _______________________ Model _________________
Mfr___________________________No. Required _________
Oscilator – Demodulator Supplied By ____________________
Mfr_______________________
Model _________________
Monitor Suppliedd By ________________________________
ALLOWABLE PIPING FORCES AND MOMENTS:
INLET
Axial
Vertical
Horiz. 90°
FORCE
kg
Location__________________
DISCHARGE
MOMT FORCE
kg-m
kg
MOMT
kg-m
FORCE
kg
MOMT
kg-m
Mfr_______________________
Model _________________
Scale Range_________
Set @__________MILS
Alarm
Shutdown:
Time Delay____SEC
Set @_________MILS
COUPLING:
FORCE
kg
MOMT FORCE
kg-m
kg
MOMT
kg-m
FORCE
kg
Axial
Horizontal
Horiz. 90°
MOMT
kg-m
Enclouse_______________
Driver Comp
Gear Comp
Make
Model
Lubrication
Mount CPLG. Halves
REMARKS ON REVISIONS
By:
Rev.
029–4–a
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
Rev.:0–5/91
Project Nº
1
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55
CENTRIFUGAL COMPRESSOR
DATA SHEET
Requisition Nº
Pag.:
5
Item No.
Of:
6
CONSTRUCTION FEATURES, (Continued)
COUPLINGS. Cont'd
Disassemble Reassemble Comp.
Driver Comp
Gear Comp
After Test
Spacer Reqd.
Check
Brgs & Seals After Test
Limited End Float Reqd.
Noise
Level
Test
Idling Adaptor Reqd.
Residual
Electrical/Mech
Runout
CPLG. Rating (kw/100 RPM)
Keyed (1) or (2): or Hydr. Fit
Baseplate & Soleplate:
Compressor
Gear
Driver
Soleplates Fore
Baseplate
Common (Under Comp. & Driver)_______________________
Under Comp. Only
Other______________________
Decked with Nom Skid Deck Plate
Open Constr.
Drip Rin
With Open Drain
Horiz. Adjusting Screws for Equipment
Suitable for Point Support
Suitable for Perimeter Support
Stainless Shims:
Thickness ________________________
Grouting: Type_____________________________________
SHOP INSPECTION AND TESTS:
Reqd
Witness Observed
Shop Inspection
Hydrostatic
Helium Leak
Mechanical Run
Mech. Run Spare Rotor
Fit in Spare Rotor
Performance Test (Gas) (Air)
Comp. With Driver
Comp. Less Driver
Use Shop Lube & Seal Sys.
Use Shop Lube & Seal Sys.
Use Shop Vibration Probes. etc.
Use Job Vib. & Axial Disp. Probes
Oscilator Detectors & Monitor
Pressure Comp. to Full Oper. Press
WEIGHTS (kg):
Comp.________Gear______ Driver_______ Base_________
Rotor: Compr.____________ Driver_______ Gear_________
Compr. Upper Case_________________________________
L.O. Console____________S.O. Console________________
Max. for Maintenance (identify)_________________________
Total Shipping Weight________________________________
Space Requirements (kg & mm)
Complete Unit: L_________W__________H___________
L.O. Console
L_________W__________H___________
S.O. Console
L_________W__________H___________
MISCELLANEOUS
Recommended Straight Run of Pipe Diameters
Before Suction___________________________________
Vendor’s Review & Commentes on Purchaser’s
Piping & Foundation______________________________
Optical Aligment Flats Required on Compressor,
Gear & Driver___________________________________
Provision for Water Washing Before Opening
Casing By______________________________________
Torsional Analisys Report Required
REMARKS ON REVISIONS
By:
Rev.
029–5–a
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
Rev.:0–5/91
Project Nº
1
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55
CENTRIFUGAL COMPRESSOR
DATA SHEET
Requisition Nº
Pag.:
6
Item No.
Of:
6
UTYLITIES
UTYLITY CONDITIONS:
STEAM
DRIVERS
HEATING
Inist Min__________ barg_______C______barg________C
Norm_____________ barg_______C______barg________C
Max______________ barg_______C______barg________C
Exhaust Min______ barg_______C______barg________C
Norm_____________ barg_______C______barg________C
INTRUMENTATION AIR:
Max Press
barg
Min Press
bar
Max______________ barg_______C______barg________C
ELECTRICITY
DRIVERS
HEATING
CONTROL SHUTDOWN
Voltage____________
TOTAL UTILITY CONSUMPTION:
Hertz______________
Cooling Water
Steam, Normal
Steam, Max
Intrument air
kw (Driver)
kw (Auxiliaries)
Phase_____________
COOLING WATER:
Temp. Inlet__________C___________Max
Return__________C
Press Norm__________barg_________ Design_____________barg
Min Return__________barg_________ Max Allow
m3/h
kg/h
kg/h
m3/h
kw
kw
P_____bar
REMARKS ON REVISIONS
By:
Rev.
029–6–a
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
Rev.:0–5/91
Project N
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56
RECIPROCATING COMPRESSOR
DATA SHEET
Applicable To:
Proposals
Prchase
As Built
Item No.
For____________________________________________________
Site____________________________________________________
Note:
Information to be completed by Manufacturer
Requisition No.
Pag.:
1
Item No.
Of:
5
Service_________________________________________________
Model___________________________Serial No.____________
Unit____________________________________________________
No. Reqd._____________________________________________
Information to be completed by Purchaser
GENERAL
Manufacturer_________________Type_______________RRPM:
Max __________________Rated_________________Min__________
Compressor Throws: No. Furnished_______Max. No. Possible_______Max. Frame H.P:______@ Max. RPM______@ Rated RPM____
Driver Type __________________Driver Rated HP______RPM_______Driver Furn. By
_____________
Compr . Mfr._________
RATED OPERATING CONDITIONS (EACH MACHINE)
Service / Item No.
Stage
APPLICABLE SPECIFICATIONS
API Recip. Compr. Spec. 618
_____________________________________________________
_____________________________________________________
_____________________________________________________
Gas Compressed
Corrosive due to
Relive Humidity (%)
Mol. Wgt. At Intake
Cp/Cv Value at suction
Cp at suction (Kj/Kg °K)
Inlet Temp. °C
Inlet Pressure (bar abs)
Min Dp between stgs bar
Actual Disch. Temp (°C)
ACCESORIES
COMP. MFR. SHALL FURNISH
Pulsation (Dampers) (Volume Bottle)
For__________________________________________________
Interstage Piping & Relief Valves
Moisture Separators W/Traps
Thermosiphon
Cylander Cooling Water Piping Single
Inlet - Outlet Manifold W/Valves
Self Contained Closed Coolant System
Intercoolers W/Cooling Water Piping
Single Inlet - Outlet Manifold W/Valves
_____________________________________________________
_____________________________________________________
_____________________________________________________
Discharge Press. (bar abs)
Z @ Suction
Z @ Discharge
EXPECTED (Capacity Tolerance + 3% BHP Tolerance + 3%
Kg/Hr. Wet
Inlet m3/h (Correted)
MM m3/d/m3/h std.(1 bar & 15°C)
WEIGHTS AND DIMENSIONS
Horsepower (Kw)
Total BHP (W/V-Belt Loss)
**RATED PER API (Capacity Tolerance-0% BHP Tolerance +0%
Kg/Hr. Wet
INLET m3/h (Correted)
MM m3/d/m3/h std.(1 bar & 15°C)
Brake Horsepower / Stage
Total Bhp (W/V-Belt Loss)
Max. Erection Weight Kg.______________________________
Max. Maintenance Weight Kg.___________________________
Total Wt. Less Driver & Gear, Kg._________________________
Approx. Floor Space ___________________________________
L__________m W_______________m H_______________m
Rod Removal Distance________________________________m
Total HP Required By Driver (W: Gear Loss Incluided)
CAPACITY CONTROL
Stage - % Capacity
Inlet m3/h
Pockets/Valves Open *
Inlet Pressure, Bar Abs
Dischage Pressure, Bar Abs
Actual Disch. Temp. °C
Power BHP
Actual Rod Load. T________________________________________
Actual Rod Load, C________________________________________
Degrees Rod Reversal _____________________________________
REMARKS:
Capacity Control Shell Be By:
Variable Speed To_____________% Rated________________
Purchaser By - Pass
Mfr. Standard Automatic Control
Stop/Stop
(2) (3) (5) Step
Piloted By Rec. Press
Piloted By Purch. Instr.
W/___________________barg Air Signal
Clearence Pockets,__________________Cyl.
Fixed
Variable
Manual
Manual Pneu
Auto
Suct. Valve Unicaders._______________Cyl
Type
Plug
Finger
_________
Manual
Manual Pneu.
Auto
On Air / Power Failure Compressor
Shall
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Unload
Appr.:
Date:
Load
By:
Rev.
Appr.:
Date:
Rev.:0-8/91
Project N
1
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56
RECIPROCATING COMPRESSOR
DATA SHEET
Requisition N
Pag.:
2
Item No.
Of:
5
RATED OPERATING CONDITIONS
GAS ANALYSIS
REMARKS
Mol %
M.W.
28.966
32.000
28.016
18.016
28.010
Air
Oxigen
Nitrogen
Water Vapor
Carbon Monoxide
Carbon Dioxide
Hydrogen Sulfilde
Hydrogen
Methane
Ethylene
Ethane
Propylene
Propane
i-Butane
n-Butane
i-Pentane
n-Pentane
Hexane Plus
M.W.
44.010
34.076
2.016
16.042
28.052
30.068
42.078
44.078
58.120
58.120
72.146
72.146
99.640
Total
Avg. Mol. Wt.
SKETCH:
NON LUBRICATED PISTON RIDER RING DATA
Stage
Piston Rider Ring
Quantity
Width, mm.
Allowable Wear, mm.
BEARING DATA
Quantity
Act. Load. bar
Rated Ld. bar
Main Bearing - Plain
Main Bearing - Trust
Crankpin Bearing
Crosshead Pin Bearing in Connecting Rod
Crosshead Pin Bearing in Crosshead
Diameter, mm
Length, mm
Diameter, mm
Length, mm
Width, mm
Crosshead Shoe
PIPING RESPONSE DATA
Vendor Mechanical Response
of Piping Required
Vendor Analog Study Required
Analog To Consider:
100%
75%
50%
25%
Load Each Machine
Machine Operating in Parallel
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
Rev.:0-8/91
Project N
1
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55
RECIPROCATING COMPRESSOR
DATA SHEET
CYLINDER DATA
3
Item No.
Of:
5
Cylinders
Cylinder Liners
Pistons
Piston Rings
Rider Rings
Piston Rods
Piston Rod Hard (Rockwell C")
Valve Seats / Seat Plate
Valve Stops
Valve
Valve Springs
Rod Packing
Main Bearing
Crank Pin Bearing
Cross Head Bearing C.A.
Cross Head Bearing C.H.
Cross Head
Cross Head Shoes
LUBRICATION
FRAME
Splash System
Pressure System
INCLUDE THE FOLLOWING:
Main Oil Pump Driven By (Comp. Shaft) (Elect. Mat.)
Aux. Oil Pump Driven By Electric Motor
Hand Operated Pump For Staring
Separately Packaged Lube System
Type Main Bearing
Sleeve
Roller
Outboard Bearing Incluided
CYLINDERS
Non Lubricated
Lubricator Driver By.
Compressor Shaft
Electric Motor
Chair
Single Plunger / Feed
Type Lubricator
Divider Block
Lubricator make
Model
No. Of Comp.
No. Of Spare Lubricator Block
Barring Device
Manual
Pneu.
Normal Piston Speed, m / min
Rod Diameter, mm
Max. Allow. Rod Loading T
Max. Allow. Road Loading C
Actual Road Load, T (Gas Load)
Actual Road Load, C (Gas Load)
Actual Road Load, T (Gas & Intertial)
Actual Road Load, C (Gas & Inertial)
Degress Rod Reversal
Max. Allow. Cyl. Press, Barg
Max. Allow. Cyl Temp. °C
Recom. Relief Valve, Barg
Hidrostatic Test. Barg
Suction Size / Rating
Facing
Disch SIze / Rating
Facing
Position From Driver End
COMPRESSOR PACKING
Full Floating Vented Packing
W/stainless Steel Springs
Forced Feed Lubricated
Teflon
Carbon
Non-Lubricated
Water Cooled
Provisional For Future (Water) (Oil)
Cooling
Vented To
DISTANCE PIECE
Standard
Extra Long Single Compartment
Two Compartment
Solid Cover
Vented To
Design Press. Barg
Appr.:
Date:
Pag.:
COMPRESSOR MATERIALS
Item No./Service
Stage
No. Of Cyl. Per Stage
Type Cyl. Cooling Reqd.
Type Cyl. (Step) (Tandem)
Single/Double Acting
Cylinder Liner yes/no
Cylinder Liner Wet/Dry
Outside Diam. Liner, mm
Bore, mm
Stroke, mm
Piston Displacement, m3/min
Clearence, %
Volumetric Efficiency, %
API Valve Gas Velocity, m / Min.
No. Inlet/Disch. Valve cYL.
Type of Valves
Inlet / Disch. Valve Lift, mm
Mx. Allow. Piston Speed, m / min
By:
Rev.
Requisition No.
By:
Rev.
Appr.:
Date:
Coupling - Low Speed
Mfr.
Model
Type
Coupling - High Speed
Mfr.
Model
Type
Coupling - (Main) (Aux) Oil Pump, Jacket Water Pumps
Mfr.
Model
Type
Type Guards
Code
Standar
Non-Spark
Static Cond. V-Belts
Tot End. V-Belt Grd.
REMARKS:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
Project N
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
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28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
51
52
53
54
55
56
RECIPROCATING COMPRESSOR
DATA SHEET
Requisition No.
Pag.:
4
Item No.
Of:
5
SITE DATA
UTILITY CONSUPTION
Altitude_________________m.Barometer______________Bar abs
Design Temp °C____________Summer_____________W inter-Min.
Design Wet Bulb Temp °C_________________________________
Winterization Reqd.
Tropicalization Reqd.
Unusual Conditions:
Fumes
Dust
Other_______________________________________________
EQUIPMENT SHALL BE SUITABLE FOR
Indoors
Heated
Unheasted
Outdoors
Under Roof
Without Roof
Electrical Equipment Hazzard Class__________Gr.______Div.____
COOLING WATER FOR COMP. CYLINDER
Type
Water_____________________________________________
Press. Barg_______________Supply______________Return Min.
Temp. °C ________________Supply_______________Return Max.
COOLING WATER FOR INTERCOOLERS & AFTERCOOLERS
Type
Water_____________________________________________
Press. Barg_______________Supply______________Return Min.
Temp. °C ________________Supply_______________Return Max.
ELECTRIC POWER FOR HEATER:
___________________Volts_____________Phase__________Hertz
STEAM FOR HEATERS:
Normal_____________Barg @_____________°C TT____________
Max._______________Barg @_____________°C TT_________
INSTRUMENT AIR SUPPLY:
Press. Barg__________Max.__________Normal____________Min
INSPECTION AND SHOP TEST
REQUIRED
WITNESS
Shop Inspection
Mfr. Standard Shop Test
Valve Leak Test
Cyl. Hydro. Test
Cyl. jacket water hydro. test @______Barg
Cyl. Helium Leak Test @ MWP
Bar Over to Check Runout, etc.
Mech. Run Test W/Job Driver
Mech. Run Test W/Job Driver
Aux. Equip. Oper. Test
Dismantle - Reassamble Inspection
Kerosene Leak Test
H.P.
ELECTRIC
Locked
Rotor Amps
Full Load
Amps
Main Driver
Main Lube Oil Pump
Aux. Lube Oil Pump
Pkg Coolant Oil Pump
Mech. Lubricator
Frame Oil Heater ________Watts__________Volts_________Hz
Lubricator Heater ________Watts__________Volts_________Hz
________Watts__________Volts_________Hz
Farme Heater
STEAM
Main Driver ____Kg/Hr.____Barg_____°C
Lubr. Heater ____Kg/Hr.____Barg_____°C
Farme Heater ____Kg/Hr.____Barg_____°C
_________________Kg/Hr.____Barg_____°C
TT
TT
TT
TT
to_____Barg
to_____Barg
to_____Barg
to_____Barg
COOLING WATER
Comp
Cyl.
Jk ts.
Rod
L.O.
Inter
PKG. Cooler Cooler Other
Quantity M3/H
Inlet Temp. °C
Outlet Temp. °C
Inlet Press, Barg
Outlet Press, Barg
Max. Press, Barg
Total C. W., m3/h
JACKET WATER COOLANT SYSTEM
System to be Console Mounted
with Deck Plate Suitable For Perimeter
Support And Grouting
Two Centrifugal
(one) (two) Shell & Tube Heat Exchanger
-W/Tranfer Valve
(One) Air Cooled Heat Exchanger
PAINTING
Manufacturer's Standard
Other___________________________________________________
SHIPMENT
Domestic
Export
Export Boxing Reqd.
Outdoor Storage Over 6 Months____________________________
One Console For Each
Compressors
One Console For _________________
Compressors
Jacket Water To Be
_________% Ethylene Glycol
REMARKS:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
Rev.:0-8/91
Project N
6700
RECIPROCATING COMPRESSOR
DATA SHEET
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
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18
19
20
21
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27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
51
52
53
54
55
Requisition N
Pag.:
5
Item No.
Of:
5
REMARKS ON REVISIONS
DESIGN NOTES
By:
Rev.
007-3-a
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
By:
Rev.
Appr.:
Date:
Rev.:0-8/91
Project Nº
POSITIVE DISPLACEMENT
ROTARY COMPRESSOR (PAGE 1 OF 7)
DATA SHEET
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
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17
18
19
20
21
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24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
51
52
Applicable to:
For
Site
Service
Manufacturer:
Note:
Proposal
Purchase
Requisition Nº
Pag.:
Item No.
Of:
As Built
Unit.:
Driver:
Model:
Serial No.
By Manufacturer
Indicates Information to be Completed by Purchaser
OPERATING CONDITIONS
ALL DATA ON PER UNIT BASIS
Gas Handle (Also See Page 2 of 7 )
NORMAL
RATED
Other Conditions
B
C
A
D
MMSCFD/SCFM (14,7 Psig & 60 °F Dry )
Weight Flow, kg/MMS (Wet) – (Dry)
INLET CONDITIONS:
Pressure (Barg)
Temperature (°C)
Relative Humidity (%)
Molecular Weight (M)
Cp/Cv (k) or (avg)
Compressibility (Z1) or (Zavg)
Inlet Volume (CFM) (Wet)
DISCHARGE CONDITIONS:
Pressure (Bar abs)
Temperature (°C) (Estimated)
Cp/Cv(k2) or (kavg) (Estimated)
Compressibility (Z2) or (Zavg) (Estimated)
Reqd Power (kw) (All Lesses Incluided) (Estimated)
Speed, (rpm)
Pressure Ratio (r)
Volumetric Efficiency (%)
Silencer
DP
Performance Curve No.
Method:
Signal:
PROCESS CONTROL:
By Pass From:
Speed Variation from:
Other:
to
Bypass
Manual
Auto
Source:
Type:
Range for Pneumatic Control:
Other:
rpm
Barg & rpm
Barg
Compressor Unit Arragement
Cod. Arch.: 3049/ds07a
POSITIVE DISPLACEMENT
ROTARY COMPRESSOR (PAGE 2 OF 7)
Project Nº
DATA SHEET
1
2
3
4
5
6
7
8
9
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16
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21
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29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
51
52
Pag.:
Item No.
Of:
Other Conditions
GAS ANALYSIS
Normal
Mol %
Air
Oxygen
Nitrogen
Water Vapor
Carbon Monoxide
Carbon Dioxide
Hydrogen Sulfide
Hydrogen
Methane
Ethylene
Ethane
Propylene
Propane
i–Butane
p–Butane
i–Pentane
p–Pentane
Nexane Plus
Requisition Nº
Rated
Mol
wt
26.966
32.000
28.016
18.016
28.010
44.010
34.076
2.016
16.042
28.052
30.088
42.078
44.094
58.120
58.120
72.146
72.146
A
B
C
Remarks
D
TOTAL
Avg. Molecular Weight
LOCATION:
Indoor
Outdoor
Grade
Heated
Unheated
Mezzanine
Under Roof
Partial Sides
Elec. Area Class
Gr.
Div.
Winterization Reqd.
Tropicalization Reqd.
SITE DATA:
m
Barometer
Bar abs
Elevation
Rang of Ambient Temps.:
Dry Bulb
Wet Bulb
SiteRated °C
Normal °C
Maximun °C
Minimun °C
UNUSUAL CONDITIONS
Other:
Dust
Fumes
NOISE SPECIFICATIONS:
Applicable to Machine:
See Specifications
Applicable to Neighborhood
See Specifications
Acoustic Housing:
Yes
Sound Level
db@
db RE: 0.0002 Microbar
No
Ft.
APPLICABLE SPECIFICATIONS:
API 619 Positive Displacement Rotary Compressors
PAINTING:
Manufacturer’s Std.
Others
SHIPMENT:
Domestic
Outdoor Storage Over 6 Months
Export
Export Boxing Reqd.
Cod. Arch.: 3049/ds08a
Project Nº
POSITIVE DISPLACEMENT
ROTARY COMPRESSOR (PAGE 3 OF 7)
DATA SHEET
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
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22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
51
52
Requisition Nº
Pag.:
Item No.
Of:
CONSTRUCTION FEATURES
Speeds:
Bearing Housing Construction:
Max. Allow.
Rpm
Trip
Rpm
Type (Separate, Integral)
Split
Critical: Ist
m/s
2nd.
Rpm
Material:
Tip Speeds (Max.)
m/s
Rated Speed
Radial Bearing:
Max. Allow Speed
Type
Area mm2
Span mm
Rotation (Viewed from Driven End):
Loading: Act
Allow
Casign:
Model
Thrust Bearing:
Location
Type
Casign Split
Area
Material
Mfr
Allow
Loading, (Bar): Act
Thickness, (mm)
Max. Allow Work Press., (Barg)
Gas Load, (kg)
CPLG Slip Load, (kg)
Test Press., (Barg)
Cplg Coeff. Friction
Max. Allow Temp.
Cplg. Gear Pitch Dia mm
Bal Piston Compensating Load, (kg)
Max. Casign Capacity, (m3/h)
Main Connections:
ANSI
Radiograph Quality
Yes
No
Size
Rating Facing Position
Inlet
Rotors:
Discharge
Diameter mm
No. Labes: Male
Female
Type
Type Fabrication
Material
Max. Yield Strength, (Bar)
Allowable Piping Forces and Moments:
Min.
Brinell Hardness: Max.
INLET
DISCHARGE
Rotor Length to Diameter Ratio (L/d)
Force
Momt.
Force
Momt.
Force
Momt.
kg
kg–m
kg
kg–m
kg
kg–m
Max. mach. No @ Impeller Eye
Axial
Rotor Clearance, (mm)
Vertical
Max. Deflection, (mm)
Horiz. 90_C
Shaft:
Force
Momt.
Force
Momt.
Force
Momt.
Material
kg
kg–m
kg
kg–m
kg
kg–m
Axial
Dia Rotors, (mm)
Dia@ CPLG (mm)
Vertical
Shaft End:
Tapered
Cylindrical
Horiz. 90_C
Shaft Sleeves:
At Shaft Seals
Timing Gears:
Size, (mm)
Type
Material
Shaft Seals:
Type
Seal System Type
Inner Oil Leak. Guar. (gal/d/seal)
Type Buffer Gas
Buffergas Flow (per seal)
Normal
kg/h @
Max.
kg/h @
Other Connections:
Service
,
Matl
Bar DP
Bar DP
No.
Size
Type
Lube Oil Inlet
Lube Oil Outlet
Seal Oil Inlet
Seal Oil
Casign Drains
Vents
Cooling Water
Pressure
Temperature
Purge For
Bearing Housing
Between Brg. @ Seal
Between Seal @ Gas
Cod. Arch.: 3049/ds09a
Project Nº
POSITIVE DISPLACEMENT
ROTARY COMPRESSOR (PAGE 4 OF 7)
DATA SHEET
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
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14
15
16
17
18
19
20
21
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23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
51
52
Vibration Detectors:
Model
Type
Mfr
Nº at Each Shaft Bearing
Total Nº
Oscillator Detectors Supp By
Mfr
Model
Monitor Supplied By
Location
Encl
Model
Mfr
Alarm
Set @
Scale Range
Set @
Mils
Shutdown
Time Delay
Axial Movement Detector:
Model
Type
Mfr
Nº Req’d
Oscillator Detectors Supp By
Mfr
Model
Monitor Supplied By
Location
Encl
Model
Mfr
Scale Range
Alarm
Set @
Shutdown
Set @
Mils
Time Delay
Couplings:
Driver–Comp. Gr
Driver Gear
Requisition Nº
Pag.:
Item No.
Of:
Shop Inspection and Test:
Req’d
Mils
Sec.
Mils
Witness
Shop Inspection
Hydrostatic
Helium Leak
Mechanical Run
Mech. Run Spare Rotor
Fit in Spare Rotor
Performance Test (Gas) (Air)
Comp. With Driver
Comp. Less Driver
Use Shop Lube & Seal System
Use Job Lube & Seal System
Use Shop Vibration Probes, etc.
Use Job Vibration & axial Disp. Probes.
Oscill. Detector & Monitor
Pressure Comp. to Full Oper. Press.
Disassemble Reassemble Comp.
After Test
Check Brgs. & Seals After Test
Noise Level Test
Sec.
Gear–Comp.
Make
Model
Lubrication
Mount Cplg. Halves
Spacer Req’d.
Ltd. End Float Req’d
Idling Adaptor Req’d
Cplg. Rat’g. (kw/100rpm)
Keyed (1) or (2)
Hydraulic Fit
Baseplate & Soleplates:
Gear
Driver
Sole Plates For
Comp.
Base Plate:
Common (Under Comp. Gear & Driver)
Under Comp. Only
Other
Decked With Non–Skid Deck Plate
Open Constr.
Drip Rim
With Open Drain
Horizontal Adjusting Screws For Equipments
Suitable For Point Support
Suitable For Perimeter Support
Total Utility Comsumption:
Cooling Water
m3/h Inst. Air
m3/h
Steam Normal
kg/hr
kg/hr
Max.
Driver
kw Aux.
kw
Note: For utility Characteristics See Lube & Seak Oil
Data Sheets.
Weight (kg)
Compresor
Gear
Base
Driver
Rotors: Compressor
Driver
Compr. Upper Case
L.O. Console
S.O. Console
Max for Maintenance (Identify)
Total Shipping Weight
Space Requirements (kg & mm)
Complete Unit: L
W
W
L.O. Console: L
S.O. Console: L
W
H
H
H
Miscellaneous:
Recommended Straight Run of Pipe Diameter’s
Before Suction
Vendor’s Review & Comments on Purchaser’s
Piping & Foundation
Optical Alignment Flats Required on Compressor
Gear & Driver
Provision for Water Washing Before Opening
Casign by
Torsional Analysis Report Required
Condensate Removal Equipment Required
Yes
No
Silences Furnished by
Cod. Arch.: 3049/ds10a
POSITIVE DISPLACEMENT
ROTARY COMPRESSOR (PAGE 5 OF 7)
Project Nº
DATA SHEET
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
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13
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15
16
17
18
19
20
21
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23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
51
52
Requisition Nº
Pag.:
Item No.
Of:
Instrumentation
Vendor Must Furnish All Pertinent Data For This Specification Sheet Before Returing
Reference Specifications:
Area Classification:
Class
Group
Motor Control & Instrument Voltage:
Phase
V
Alarm & Shutdown Voltage:
V
Phase
Division
Hz
Hz
Local Control Panel:
Furnished by
Vendor
Purchaser
Others
Free Standing
Weatherproof
Totally Enclosed
Extra Cutouts
Vibration Isolators
Strip Heaters
Purge Connections
Vendor
Purchaser
Others
Annunciator Furnished by:
Local Panel
Main Control Board
Annunciator Located on
Customer Connections Brought Out to Terminal Boxes by Vendor
Instrument Suppliers:
Pressure Gages
Temperature Gages
Level Gages
Diff Pressure Gages
Pressure Switches
Diff Pressure Switches
Temperature Switches
Level Switches
Control Valves
Pressure Relief Valves
Thermal Relief Valves
Sight Flow Indicators
Gas Flow Indicator
Vibration Equipment
Tachometer
Solenoid Valves
Annunciator
Note:
MRF
MRF
MRF
MRF
MRF
MRF
MRF
MRF
MRF
MRF
MRF
Size & Type
Size & Type
Size & Type
Size & Type
Size & Type
Size & Type
Size & Type
Size & Type
Size & Type
Size & Type
Size & Type
Size & Type
Size & Type
Size & Type
Range & Type
Size & Type
Model & Nº Points
MRF
MRF
MRF
MRF
MRF
MRF
Supplied by Purchaser
Supplied by Vendor
Pressure Gage Requirements:
Function
Lube Oil Pump Discharge
Lube Oil Filter
D P
Lube OIl Supply
Seal Oil Pump Discharge
Seal Oil Filter
D P
Seal Oil Supply (Each Level)
Seal Oil Differential
Reference Gas
Balance Line
Seal Eductor
Buffer Seal
Locally
Mounted
Local
Panel
Function
Gov. Control Oil
Gov. Control Oil
DP
Coupilng Oil
DP
Main Steam ln
1st. Stage Steam
Steam Chest
Exhaust Steam
Extraction Steam
Steam Ejector
Compressor Suction
Compressor Discharge
Locally
Mounted
Local
Panel
Cod. Arch.: 3049/ds12a
Project Nº
POSITIVE DISPLACEMENT
ROTARY COMPRESSOR (PAGE 6 OF 7)
DATA SHEET
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
51
52
Requisition Nº
Pag.:
Item No.
Of:
Instrumentation
Vendor Must Furnish All Pertinent Data For This Specification Sheet Before Returing
Temperature Gages Requirements:
Temperature Gage Requirements:
Locally
Local
Mounted Panel
Function
Function
Cooler Oil Inlet & Outlet
Lube Oil Discharge from Each
Seal Oil Outlet
Compressor Journal Bearing
Driver Journal Bearing
Compressor Suction
Gear Journal Bearing
Compressor Discharge
Lube Oil Reservoir
Compressor Thrust Bearing
Driver Thrust Bearing
Gear Thrust Bearing
Locally
Mounted
Local
Panel
Miscellaneous Instrumentation:
Sight Flow Indicators, Each Journals & Thrust Bearing & Each Coupling Oil Return Line
Sight Flow Indicators, Each Seal Oil Return Line
Level Gages, Lube and/or Seal Oil Reservoir, S.O. Drain Traps & S.O. Overhead Tank
Vibration and Shaft Position Probes & Proximitors
Vibration and Shaft Position Readout Equipment
Vibration Readout Located on:
Local Panel
Separate Panel
Main Board
Turbine Speed Pickup Devices
Turbine Speed Indicators
Turbine Speed Indicators Located on:
Remote Hand Speed Changer–Mounted on Local Panel
Alarm Horn & Acknowledgement Switch
Alarm & Shutdown Switches:
Fuction
Pre–Alarm
Low Lube Oil Pressure
Hi Lube Oil Filter
DP
Hi Seal Oil Filter
DP
Low Lube Oil Reservoir Level
Low Seal Oil Reservoir Level
Hi Seal Oil Level
Low Seal Oil Level
Hi Seal Oil Pressure
Low Seal Oil Pressure
Aux. Seal Oil Pump Start
Aux. Lube Oil Pump Start
Hi Seal Oil Outlet Temp (Cooler)
Hi Liq. Level–Suct Separator
Compr. Hi Discharge Temp
Hi Lube Oil Outlet Temp (Cooler)
Trip
Fuction
Compressor Vibration
Compressor Axial Position
Turbine Vibration
Turbine Axial Position
Gear Vibration
Gear Axial Position
Compressor Motor Shutdown
Trip & Throttle Valve Shut
Hi Turb. Steam Seal Leakage
Hi Comp Thrust Brg. Temp.
Hi Driver Thrust Brg. Temp.
Compr. Balance Drum
P
Pre–Alarm
Trip
Switch Closures:
Alarm Contacts Shall:
Open
Close to Sound Alarm & be Normally
Energized
De–Energized
Shutdown Contacts Shall:
Open
Close to Trip & be Normally
Energized
De–Energized
Note: Normal Condition is When Compresor in Operation
Miscellaneous:
Pre–Alarm and Shutdown Switches Shall be Separate.
Purchasers Electrical and Instrument Connections Within the Confines of the Baseplate and Console Shall be:
Brought Out to Terminal Boxes
Made Directly by the Purchaser
Comments Regarding Instrumentation
Cod. Arch.: 3049/ds13a
Project Nº
POSITIVE DISPLACEMENT
ROTARY COMPRESSOR (PAGE 7 OF 7)
DATA SHEET
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
51
52
Requisition Nº
Pag.:
Item No.
Of:
Utilities
Utility Conditions:
Steam
Drivers
Inlet Min.
Barg
Norm.
Barg
Max.
Barg
Barg
Inlet Min.
Norm.
Barg
Max.
Barg
Instrument Air
Max. Press.
Page Nº
Heating
°C
°C
°C
°C
°C
°C
Barg Min. Press.
Line Nº
Barg
Barg
Barg
Barg
Barg
Barg
°C
°C
°C
°C
°C
°C
Barg
Cooling Water:
Temp. Inlet
Presss Norm
Min Return
Water Source
°C
Barg
Barg
Max. Return
Desing
Max. Allowap
°C
Barg
Barg
Electricity:
Drivers
Heating
Control
Shutdown
Voltage
Hertz
phase
Remarks
Cod. Arch.: 3049/ds14a
MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
PDVSA
PDVSA MDP–02–K–02
COMPRESORES
PRINCIPIOS BASICOS
REVISION
FECHA
0
MAY.96
Página 55
.Menú Principal
5
Indice manual
Indice volumen
Indice norma
NOMENCLATURA
Símbolo
Parámetro
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
a1
=
Velocidad sónica a las condiciones de
entrada
m/s
pie / s
BP
=
Requerimientos de potencia al freno
kW
HP
Cp
=
Calor específico a presión constante
KJ / Kg °K
BTU / lb °R
Cp°
=
Capacidad calórica del gas en estado ideal
a presión constante (o capacidad calórica a
cero presión)
KJ / Kg °K
BTU / lb °R
Cv
=
Calor específico a volumen constante
KJ / Kg °K
BTU / lb °R
c
=
Espacio muerto en compresores
reciprocantes, parte fraccional de calibre por
recorrido del piston, expresado en
porcentaje
adim.
adim.
D
=
Desplazamiento del pistón calibre por
recorrido por recorrido/segundo
m3 / s
pie3 / min
e
=
Eficiencia
adim.
adim.
Fo
=
Factor que depende de las unidades usadas
(ver tabla al final)
Fi
=
Factor que depende de las unidades usadas
(ver tabla al final)
PG
=
Potencial del gas
kW
HP
g
=
Aceleración de gravedad
9.80665
m
s2
gc
=
Constante Dimensional
9.80665
kg m
kgf s2
H
=
Cabezal
m
pie
Cabezal adiabático politrópico
m
pie
H AP
+
32.1742
32.1742
h
=
Entalpía
kJ / kg
BTU / lb
K
=
Relación de calor específico, Cp/Cv
adim.
adim
M
=
Peso Molecular
Kg / Kmol
lb / lbmol
mreal
=
flujo volumétrico medido a las condiciones
reales de presión y temperatura de entrada
m3 / s
pie3 / min
m
=
Exponente politrópico de aumento de
temperatura
adim.
adim
n
=
Exponente de compresión politrópica usado
para cálculo de cabezal y caballaje
adim.
adim.
Pc
=
Presión crítica
KPa abs
psia
pie
s2
lbm pie
lbf s 2
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PDVSA MDP–02–K–02
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PRINCIPIOS BASICOS
PDVSA
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Símbolo
Indice manual
Indice volumen
Parámetro
En unidades
métricas
Indice norma
En unidades
inglesas
Pf
=
Requerimientos de potencia al freno
kW
HP
Pr
=
Presión reducida = P1 / Pc o P2 / Pc
adim.
adim.
Pot
=
Potencia
kW
HP
P1
=
Presión de entrada
KPa abs
P2
=
Presión de descarga
KPa abs
psia
Q1
=
Flujo volumétrico a las condiciones de
entrada
m3 / s
pie3 / min
Q
=
Flujo volumétrico a las condiciones de
descarga
m3 / s
pie3 / min
R
=
Constante gaseosa para un gas en
particular
8314.34 J
M
5Kkg
R
=
Constante universal de los gases
RZ
=
8314.34 (19872) x factor de compresibilidad
J / °K Kmol
BTU / lbmol °R
r
=
Relación de presión = P2/P1
adim.
adim.
(rr)
=
Elevación de la relación de presión entre el
punto normal y de “oleaje” a velocidad
normal, en % de r normal
%
%
S
=
Estabilidad de un compresor centrífugo,
rango estable de flujo activo entre normal y y
de “oleaje” a velocidad normal, en % del
normal
%
%
SCFM
=
Flujo volumétrico en pie cúbicos normales
por minuto, medidos a 14.7 psia y 60°F
8314.34
J
5K kmol
psia
3
2
1545.3 pie (lbńpie )
M
lb °R
3
pie (lbńpie2)
1545.3
lbmol °R
pie3 / min
SCMS =
Flujo volumétrico en metros cúbicos
normales por segundo, medidos a 101.325
KPa y 15°C
m3 / s
s
=
Entropía
J / Kg °K
BTU / lb °R
Tc
=
Temperatura crítica
°K
°R
Tr
=
Temperatura reducida = T1 / Tc o T2/Tc
adim.
adim.
T1
=
Temperatura de entrada
°K
°K
T2
=
Temperatura de salida
°K
°K
V1
=
Volumen específico a las condiciones de
entrada
m3 / Kg
pie3 / lb
V2
=
Volumen específico a las condiciones de
salida
m3 / Kg
V2/V1
=
Relación de volumen
adim.
adim.
W
=
Velocidad de flujo másico
kg / s
lb / h
pie3 / lb
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PRINCIPIOS BASICOS
PDVSA MDP–02–K–02
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Símbolo
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Indice volumen
Parámetro
En unidades
métricas
Indice norma
En unidades
inglesas
Zprom
=
Factor de compresibilodad promedio
(Z1+Z2) / 2
adim.
adim.
Z1
=
Factor de compresibilidad de entrada
adim.
adim.
Z2
=
Factor de compresibilidad a las condiciones
de descarga
adim.
adim.
DCp
=
Efecto isotérmico de presión sobre la
capacidad calórica
KJ / Kg °K
BTU / lb °R
DT
=
Elevación de temperatura
°K o °C
°R o °F
DTreal
=
Elevación actual de temperatura
°K o °C
°R o °F
DTad
=
Elevación adiabática (isentrópica) de
temperatura
°k o °C
°R o °F
adim.
adim.
g
+
h
+
Eficiencia de Compresión
adim.
adim.
+
Eficiencia Volumétrica
adim.
adim.
Cambio de Z con cambio de Tr a Pr
constante
adim.
adim.
h
v
ƪnnTZrƫ
Fracción molar
+
Pr
Subíndices
a
= Aire
abs = Absoluta
ad
= Adiabática
BEP = Mejor punto de eficiencia
c
= Crítica
e
= Específica
est
= Estimado
g
= Barométrica
gas = Gas
is
= Isentrópica
m
= Mecánica
p
= A presión constante
poli = Politrópico
prom= Promedio
r
= Reducida
real = real
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PRINCIPIOS BASICOS
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s
= Estática
t
= Teórica
v
= A volumen constante
1
= Condiciones de entrada
2
= Condiciones de descarga
Indice volumen
Indice norma
Factores que dependen de las unidades usadas
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
Fo Ec. (9)
9806
1
F1 Ec. (8–A)
1
1/60
F2 (D)
1000
144
F3 (D)
102
33000
F4 (D)
0.178
0.1
F5 (D)
0.0098KJ / Kg m
BTU / 778 lb pie
F6 (E)
8314.34
49750
10–4
1 / 1.203 x 106
F7 Ec. (2–G)
5.0 x
F8 Ec. (3–G)
3.492
1.325
F9 Ec. (4–G)
1
1.57 x 10–4
F10 Ec. (7–G)
1.2014
0.075
F11 Ec. (3–H)
1
4.36 x 10–3
F12 Ec. (4–H)
0.000147
0.001
F13 Ec. (4–H)
23277
3375
F14 Ec. (4–H) (4–M) (5–M)
102
33000
F15 Ec. (J)
37
2.3
F16 Tabla (3–J)
2208 kJ / kg
950 BTU / lb
F17 Tabla (3–J)
4.186 kJ/kg°C
1 BTU/lb°F
F18 Ec. (L)
0.0045
0.0685
F19 Ec. (L)
9.6
308
F20 Ec. (M)
3600
2544.1
F21 Ec. (5–M)
102 kgm/kJ
778 lb pie / BTU
F22 Ec. (1a–N)
101.325
1
97.699 0.9028
14.7
1
14.7 0.9055
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TITULO
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APROBADO
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F.R.
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ESPECIALISTAS
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SELECCION DEL TIPO DE COMPRESOR
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Indice
1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 TIPOS DE COMPRESORES Y APLICACIONES . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4.1
4.2
4.3
4.4
Clasificación del Tipo de Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Selección del Tipo Optimo de Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Tipos de Compresores que Requieren Atención Especial . . . . . . . . . . . . .
Condiciones de Servicio que Afectan la Selección del Tipo
de Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Gráficos de Rango de Aplicación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Comparación de Características de Varios Tipos de Compresores . . . . .
Tipos de Compresores para Servicio en Vacío . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Tipos de Compresores para Servicio de Aire de Planta . . . . . . . . . . . . . . .
4
6
7
8
10
5 GUIA PARA LA SELECCION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
12
4.5
4.6
4.7
4.8
5.1
5.2
5.3
2
3
4
Incentivos para la Selección de Compresores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Principios de Operación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Limitaciones Críticas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
12
16
18
6 PROGRAMA DE COMPUTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
22
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1
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OBJETIVO
El objetivo de este capítulo es presentar los tipos de compresores disponibles
comercialmente, sus aplicaciones y las bases para hacer la selección del mismo.
2
ALCANCE
En este capítulo se muestra la información básica y consideraciones relevantes
para la selección óptima del compresor.
Se presenta la amplia variedad de compresores disponibles, sin embargo sólo tres
de ellas son mostradas en detalles: centrífugos, flujo axial y reciprocantes.
3
REFERENCIAS
Prácticas de Diseño (versión 1986)
Vol.1, Sec. 1 “Consideraciones Económicas de Diseño”
Vol. VI, Sec. 11 “Compresores”
Normas Nacionales (USA) e Intrernacionales
API Standard 618 “Reciprocanting Compressors for General Refinery Services”
Otras Referencias
Perry, Robert H., et. al., “Chemical Engineers Handbook”, 5th ed. Mc Graw Hill
Book Company, 1983. (Subsection on Pumping of Liquids and Gases).
Gibbs, C.W. “Compressed Air and Gas Data”, Ingersoll–Rand Company, New
York, 1971.
Ludwig, E.E., “Applied Process Design For Chemical and Petrochemical Plants”,
Volume II, Gulf Publishing Company, 1983.
4
TIPOS DE COMPRESORES Y APLICACIONES
4.1
Clasificación del Tipo de Compresor
Los principales tipos de compresores se muestran en la Fig. 1; en la misma se
observan dos grandes grupos: dinámicos y de desplazamiento positivo. Los
compresores dinámicos son máquinas rotatorias de flujo continuo en la cual el
cabezal de velocidad del gas es convertido en presión. Los compresores
dinámicos se clasifican de acuerdo al flujo que manejan en centrífugos (flujo
radial), axial (flujo axial) y flujo mezclado.
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Los compresores de desplazamiento positivo son unidades de flujo intermitente,
donde sucesivos volúmenes de gas son confinados en un espacio y elevado a alta
presión. Se dividen en dos grandes grupos: reciprocantes y rotatorios. Los
primeros son máquinas en las cuales la compresión y el elemento desplazado es
un pistón con un cilindro. Los compresores rotatorios son máquinas en la cual la
compresión y el desplazamiento es afectado por la acción positiva de los
elementos que rotan.
Dentro de este capítulo nos limitaremos a estudiar los tipos de compresores más
comunes usados a nivel industrial, tales como centrífugos, axiales y reciprocantes.
4.2
Selección del Tipo Optimo de Compresor
La selección del tipo de compresor puede ser realizada por el ingeniero de
proyecto. Para lograr una selección satisfactoria se deben considerar una gran
variedad de tipos, cada uno de los cuales tiene ventajas peculiares para
aplicaciones dadas. Entre los principales factores que se deben tomar en
consideración, dispuesto hasta cierto punto en orden de importancia, se
encuentran la velocidad de flujo, la carga o presión, las limitaciones de
temperatura, el consumo de potencia, posibilidades de mantenimiento y el costo.
En la Fig. 2 se muestra el intervalo de operación de los tipos más comunes.
La selección del tipo de compresor puede ser realizada de la siguiente manera:
1.
Compare el nivel de potencia requerida con el rango de capacidad normal de
potencia incluido en este capítulo, para así eliminar algunos tipos y juzgar si
la aplicación es de rutina o si por el contrario es excepcional.
2.
Usando los criterios de la Fig. 2 de Rango de Aplicación del compresor, es
posible seleccionar el tipo de compresor “económico ó factible”. Para ello
sólo se requiere del flujo de entrada m3/s (pie3/s) y el valor de la presión de
descarga.
3.
Eliminar los tipos que resulten técnicamente inadecuados debido a los
requerimientos del servicio en particular.
4.
Para los tipos de compresores “económicos”, decida cuantas unidades y de
que capacidad serían instalados, y que equipos auxiliares principales serían
requeridos.
5.
Determine que tipos de compresores han sido aplicados a este servicio en
proyectos recientes, observando cuales han sido las variaciones de flujo en
los otros proyectos.
6.
Haga una breve comparación económica de los casos competitivos, el
procedimiento es ilustrado en las Prácticas de Diseño (versión 1986) vol I,
Sección 1, “Consideraciones Económicas de Diseño”.
7.
Si el breve estudio económico muestra una fuerte competencia entre dos o
más tipos, obtenga asesoría de un especialista en maquinarias para
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conseguir costos actuales y datos de rendimiento de por lo menos dos
suplidores de cada tipo de compresor.
La experiencia que haya adquirido una refinería en particular o un área geográfica
con un tipo particular de compresor puede influenciar la selección en casos
marginales. Experiencias previas favorable o desfavorable con un tipo de
compresor pueden estar relacionadas a:
4.3
1.
La selección del tipo de compresor apropiado para la aplicación previa.
2.
El modelo particular previamente aplicado.
3.
La proximidad de facilidades de servicio del suplidor y del personal.
4.
El tamaño y recursos especializados del personal de mantenimiento de la
planta.
5.
La disponibilidad de las herramientas adecuadas para el mantenimiento y los
servicios disponibles.
Tipos de Compresores que Requieren Atención Especial
Los siguientes tipos de compresores son rara vez usados en servicios de refinería
y en consecuencia no son cubiertos extensivamente en esta Práctica de Diseño.
La Asistencia de especialistas en maquinarias deberán en consecuencia
emplearse en la selección de estos tipos en especial:
4.4
1.
Compresores centrífugos de alta velocidad y de una sola etapa.
2.
Compresores axiales para servicios de gas.
3.
Ventiladores para servicios de gas.
4.
Compresores reciprocantes de muy alta presión (por encima de 40000 KPa
(6000 psi)).
5.
Compresores de diafragma.
6.
Compresores rotatorios diferentes al tipo de alta presión de tornillo helicoidal.
Condiciones de Servicio que Afectan la Selección del Tipo de
Compresor
Los siguientes aspectos del diseño de servicio de compresión influyen
grandemente en la Selección del tipo de compresor óptimo, estilo de construcción
y aspectos de diseño:
Disponibilidad Comercial de Modelos de Compresores
1.
Flujo volumétrico – Ver gráficos de Rango de Aplicación, Fig. 2.
2.
Presión de Descarga – Ver gráficos de Rango de Aplicación.
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3.
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Nivel de Potencia – Ver “Capacidad Normal de Potencia” en este capítulo.
Confiabilidad de los Tipos de Compresores
1.
Requerimientos de tiempo de operación entre períodos de mantenimiento.
2.
Potencial de Disponibilidad, lo cual afecta la multiplicidad seleccionada.
Este tema se cubre ampliamente en las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol.VI,
secc. “11C” “Durabilidad de máquinas compresoras y uso de auxiliares”.
Características del Gas y del Sistema de Proceso.
1.
Inyección de aceite lubricante en las corrientes de proceso – Los
compresores que requieren lubricación interna (reciprocante lubricado y el
de aletas deslizantes) son insatisfactorios para servicios de oxígeno y para
ciertos servicios de alimentación a reactores donde la formación de
depósitos de aceite contaminan seriamente a los catalizadores. La
lubricación interna al compresor no es deseable (a pesar de que es usada
frecuentemente) para servicios de aire de instrumentos y de refrigeración.
2.
Arrastre de líquido en gas de proceso – Los compresores de anillo líquido
son los menos sensibles, seguido por compresores de alta presión de tornillo
helicoidal. Los tipos más sensibles son el de aletas deslizante, los
reciprocantes lubricados, y los centrífugos de alta velocidad.
3.
Sólidos en gas de proceso – Los compresores de anillo líquido son los
menos sensibles, seguidos por los compresores a alta presión de tornillo
helicoidal. Los tipos más sensibles son los de aletas deslizante, los
reciprocantes no–lubricados, y los centrífugos de alta velocidad.
4.
Oscilaciones en peso molecular – Los compresores de desplazamiento
positivo son relativamente insensibles; los compresores dinámicos tienen
que ser diseñados anticipadamente para el rango completo, y no son
adecuados para variaciones amplias en operación normal.
5.
Sensibilidad a la temperatura de descarga del gas – Todos los tipos
pueden ser diseñados con etapas múltiples para limitar la elevación de
temperatura. Los tipos de tornillo rotativo y de lóbulo recto pueden ser
diseñados para enfriamiento por inyección de líquido.
Los compresores de anillo líquido mantienen la temperatura de descarga
cercana a la temperatura de entrada del líquido de compresión.
6.
Temperatura de entrada alta – Los compresores centrífugos y ventiladores
pueden ser diseñados especialmente para temperaturas de entrada en un
rango entre 110 y 540°C (230 y 1000°F). Los compresores de tornillo
helicoidal de alta presión pueden ser diseñados para temperaturas hasta de
230°C (450°F), por medio del uso de rotores enfriados con aceite.
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7.
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Tendencia de ensuciamiento del gas – Los compresores axiales y de alta
velocidad, y los centrífugos de etapa sencilla, no son adecuados para
servicios sucios. Un sistema de lavado permite a los compresores del tipo de
tornillo helicoidal y a los compresores centrífugos ser usados en un servicio
sucios.
Factores Técnicos que Favorecen Ciertos Tipos de Compresores
1.
Requerimiento de Cabezal – Los compresores de desplazamiento positivo
tienden a ser mas económicos que los tipos dinámicos para requerimientos
de alto cabezal.
2.
Relación de Presión – Los compresores reciprocantes de etapas múltiples
tienden a ser más económicos para altas relaciones de presión.
3.
Tipo de Elemento Motriz – Las turbinas a gas o a vapor tienden a favorecer
los tipos de compresores dinámicos y de tornillo helicoidal de alta presión
sobre los reciprocantes, porque el engranaje de trasmisión es eliminado o
simplificado.
Factores que Incluyen Directamente sobre las Comparaciones Económicas
4.5
1.
Precios de Máquina – Consulte a especialistas en maquinarias para
estimados suplementarios.
2.
Nivel de costo de instalación que resulta del tamaño físico, complejidad
mecánica y requerimiento de multiplicidad. Los compresores dinámicos y de
tornillo helicoidal de alta presión tienen costos significativamente menores
que lo compresores reciprocantes.
3.
Eficiencia – Influye en los costos de operación. Ver datos de eficiencia en
el capítulo PDVSA–MDP–02–K–04.
4.
Requerimientos de mantenimiento – Ver “Costos de Mantenimiento de
Maquinarias para compresores”, Prácticas de Diseño (versión 1986), vol.VI,
Sec. “11C” “Durabilidad de Máquinas Compresoras y Uso de Auxiliares”.
Gráficos de Rango de Aplicación
En la Fig. 2 de este capítulo se incluyen gráficos de rango de aplicación para cada
uno de los tipos principales de compresores y estilos de construcción, usando el
flujo volumétrico actual a la entrada y nivel de presión a la descarga como
parámetros distintivos. Observe que se indican dos rangos para cada tipo y estilo.
1.
El rango “Factible”, en el cual se ofrecen modelos comerciales de por lo
menos un suplidor mayor, indicando factibilidad técnica.
2.
El rango “Económico”, en el cual cerca del 90% de las solicitudes son
actualmente hechas, y para las cuales se ofrecen modelos de por lo menos
dos suplidores, indicando la competencia económica con otros tipos.
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Para el campo de aplicación que queda dentro del rango de factibilidad pero fuera
del rango económico la experiencia de operaciones a menudo muy limitada, las
fuentes de suministro usualmente son limitadas, y se requiere de algún grado de
diseño especial (en vez de normalizado) para la mayoría de los suplidores.
Para servicios donde el flujo volumétrico y la presión de descarga caen dentro del
rango económico de un tipo de compresor solamente, el proceso de selección del
tipo de compresor es directo. Para servicios donde el flujo volumétrico y la presión
de descarga caen dentro del rango económico de más de un tipo de compresor,
se requiere un estudio de selección del tipo de compresor.
4.6
Comparación de Características de Varios Tipos de Compresores
Capacidades Normales de Potencia – Las Capacidades Normales de Potencia
en kW (HP) (por carcaza o estructura) de los tipos de compresores más aplicados
comúnmente, pueden resumirse como sigue:
Tipo de
Compresor
Capacidad
Máxima Normal
de Potencia
Actualmente
Factible
Menor Capacidad
Normal de
Potencia Común
Mayor Capacidad
Normal de
Potencia
Comúnmente
Aplicada
kW (HP)
kW (HP)
kW (HP)
Centrífugo Multi
etapa
900 (1200)
15000 (20000)
26000 (35000)
Centrífugo de
Alta Velocidad
20 ( 25 )
150 ( 200)
300 ( 400 )
Axial
3750 (5000)
20000 (28000)
60000 (80000)
Reciprocante
40 ( 50 )
3000 ( 4000)
9000 (12000)
Diafragma
1 ( 1)
Tornillo
Helicoidal de
Alta Presión
225 ( 300)
Tornillo
Helicoidal de
Baja Presión
7.5 ( 10)
375 ( 500)
Tornillo Espiral
de Baja Presión
40 ( 50)
600 ( 800)
Lóbulo Recto
1 (1)
340 ( 450)
Alabe Director
Deslizante
1 ( 1)
325 ( 430)
Anillo Líquido
2 ( 3)
375 ( 500)
45 ( 60)
1100 ( 1500)
4500 ( 6000)
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Características Mecánicas – Refiérase a la Tabla 1 para una comparación de las
características mecánicas de los tipos de compresores usados más
frecuentemente en las plantas de proceso. La Tabla 2 describe las formas en que
las condiciones de servicio influyen en el diseño mecánico de los compresores.
Características de Eficiencia del Cabezal – Capacidad – Una comparación
general de las formas de las curvas características de cabezal (o relación de
presión) contra capacidad para los diferentes tipos de compresores se muestran
en la Fig. 3. Las formas de las curvas son importantes en el diseño de sistemas
de control, determinando las calibraciones de las válvulas de seguridad;
seleccionando el tamaño del elemento motriz, etc. Detalles sobre las formas de
las curvas de compresores axiales y centrífugos se incluyen en las Prácticas de
Diseño (versión 1986), vol.VI, Sec. “11E y F” “Compresores Centrífugos y
Compresores Axiales”.
4.7
Tipos de Compresores para Servicio en Vacío
Tipos Aplicables – El término “Bomba de Vacío” se refiere a cualquier tipo de
compresor con una presión de entrada por debajo de la atmosférica. Para obtener
una presión absoluta de entrada muy baja (“altos vacíos”). Por ejemplo, por debajo
del 13.5 KPa (4 pulg Hg) absoluta, se colocan en serie dos o más bombas de vacío,
con frecuencia de diferentes tipo. Por ejemplo, un equipo de bomba de vacío
comercial consiste en un eyector trabajando con aire atmosférico descargando a
un compresor de anillo líquido. La Fig. 4 muestra los rangos de presión en que los
diferentes tipos son aplicados.
Características Especiales – Los servicios al vacío tienen varias características
significativamente diferentes de otros servicios de compresión, algunas son:
1.
Los compresores son físicamente grandes para un flujo másico dado, debido
a la baja densidad del gas a las condiciones de entrada a vacío.
2.
Silenciadores a la entrada, filtros y tuberías deben ser dimensionados
holgadamente para caídas de presiones muy bajas debido al efecto
significativo de la relación de presión y el requerimiento de cabezal.
3.
Los sellos de ejes de los compresores tienen que prevenir la fuga de aire
hacia la máquina, como también prevenir la fuga de gas a la atmósfera.
4.
La masa y la inercia de las partes movibles tienden a ser altas en relación con
la capacidad normal requerida por el elemento motriz, porque la baja
densidad del gas origina que el requerimiento normal de potencia sea bajo.
Frecuentemente se requiere sobredimensionar el elemento motriz a fin de
proporcionar suficiente torque y así poder acelerar la unidad a máxima
velocidad.
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5.
Para los compresores reciprocantes, el enfriamiento de la chaqueta del
cilindro tiende a ser poco efectivo en la remoción del calor de compresión,
debido al bajo flujo másico de gas con respecto al flujo de agua de
enfriamiento.
6.
El dimensionamiento del elemento motriz tiene que permitir máxima carga
durante el período de evacuación del sistema de arranque, este período
también es conocido como “bombeo disminuido” o “barrido inicial”. A medida
que disminuye la presión de entrada durante la evacuación, el caballaje
requerido alcanza un pico entre la condición de entrada atmosférica y la
condición de entrada de operación. Esta característica de potencia contra
presión de entrada tiene que ser evaluada por el suplidor de bombas de vacío
para determinar el tamaño del elemento motriz mínimo permisible.
El servicio de evacuación para eyectores es cubierto en el documento
MDP–02–J–01 “Eyectores”
Selección del Tipo de Compresor para Servicio en Vacío – La selección del tipo
de compresor para servicios en vacío es algo más difícil que para otros servicios,
ya que existe una amplia variedad de selección entre eyectores y varios tipos de
compresores rotativos, reciprocantes y centrífugos. Los conjuntos de
equipos–paquetes normales están comercialmente disponibles para varias
capacidades y niveles de vacío. La selección final del tipo de compresor puede no
ser práctica, antes de que sean solicitadas las propuestas completas al suplidor.
El siguiente procedimiento se recomienda:
1.
Use la Fig. 4 para determinar los tipos aplicables, basados en la presión de
entrada. Para presiones de descarga mayores que la atmosférica,
seleccione los tipos de compresores aplicables, en base a la relación de
comparación de presión.
2.
Elimine tipos inadecuados técnicamente, por razones tales como:
a.
Compresores reciprocantes y los de álabe director deslizante. No son
adecuados donde el arrastre de líquido pueda ser posible.
b.
El vapor, la electricidad, o el agua de enfriamiento podrían no estar
disponibles en el sitio de instalación.
c.
El requerimiento de capacidad puede estar fuera del rango factible para
algunos tipos (ver gráficos de Rango de Aplicación).
d.
Una variación grande en el peso molecular no es adecuada para
compresores dinámicos.
e.
Características de ausencia de aceite podrán requerirse.
f.
Los eyectores multietapa no condensantes son ineficientes para servicios
continuos.
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Las características de cada tipo de compresor se presentan en detalle en las
Prácticas de Diseño (versión 1986),vol. VII 11F hasta 11J.
3.
Decida entre eyectores y compresores basandose en:
a.
Necesidades de confiabilidad y uso de auxiliares.
b.
Costos de inversión preliminar.
c.
Consumo de servicios y costos.
Los eyectores son muy confiables y tienen bajo costo inicial, pero las bombas
mecánicas de vacío, son de 3 a 10 veces más eficiente.
4.
4.8
Si la selección no resulta obvia sobre esta base, haga una comparación
económica detallada de inversión y costos de operación de los tipos que
sean aplicables.
Tipos de Compresores para Servicio de Aire de Planta
Selección del Tipo de Compresor: Debido a la amplia variedad para elegir, la
tecnología cambiante y la gran competencia entre los tipos de compresores,
usualmente resulta más ventajoso hacer la selección final del tipo de compresor
para servicio de aire de planta durante la ingeniería de detalle, basándose en las
propuestas comerciales competentes, en vez de hacerlo durante la fase de diseño
de planta. Vea los gráficos de Rango de Aplicación para determinar los tipos más
propensos a ser competitivos.
Un tipo de compresor libre de aceite es preferido al reciprocante lubricado cuando
cualquier porción del aire comprimido sea usado como aire de instrumento, de tal
manera que la limpieza del sistema de aire de instrumento de la planta no depende
del mantenimiento y del rendimiento del equipo de remoción de aceite.
Tipos Aplicables – Los siguientes seis tipos de compresores compiten ahora
para aplicaciones de servicios de planta y servicio de aire de instrumento (760 a
900 Kpa. barométrica (110 a 130 psia)) de acuerdo a los rangos de capacidad
comúnmente necesitados para grandes refinerías y plantas químicas:
1.
Reciprocantes Lubricados – Este fue por mucho tiempo el tipo más
frecuente, hasta 1965. Los modelos están bien desarrollados y altamente
normalizados; la eficiencia y la confiabilidad son altas. Las desventajas son:
a.
Las facilidades para la remoción de aceite lubricante del pistón deberán
ubicarse en la parte de la descarga, cuando se alimente el sistema de
distribución de aire para instrumentos; este equipo requiere de un
mantenimiento frecuente y no es por lo general completamente efectivo.
b.
Las paradas para mantenimiento de estos compresores son más frecuentes
que para los rotativos y centrífugos.
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c.
Los costos son elevados para flujos altos.
2.
Reciprocantes no Lubricados con Anillos de Presión de Teflón – Los
diseños de los materiales y las paredes de desgaste han mejorado a tal
punto, que el requerimiento de mantenimiento de los modelos comerciales
completamente desarrollados es moderadamente mayor que para los
modelos reciprocantes lubricados convencionales.
3.
De Tornillo Helicoidal de Alta Presión – Este tipo ha sido usado
ampliamente en Europa para plantas y servicios de aire de proceso desde
finales de la década del cincuenta . Los costos son bajos para capacidades
altas; la operación es libre de aceite.
4.
Unidad Paquete Centrífugo de Aire de Planta – Este tipo es de multietapas
y de velocidad muy alta. La mayoría de los modelos usan carcazas
separadas para cada impulsor, montadas sobre una caja de engranajes
común e impulsadas por multiples piñones.
El compresor viene en el paquete con un sistema de interenfriamiento
pre–entubado. La mayoría de los fabricantes de estos compresores tienen
modelos comerciales con un gran número de instalaciones que van desde
0.85 m3/s (1800 pie3/m) hasta 7 m3/s (15000 pie3/min). Modelos para flujos
mayores y menores se están desarrollando actualmente. Las unidades son
interenfriadas para lograr una eficiencia alta; ellas son de bajo costo para
grandes volúmenes; la operación es libre de aceite. Los registros de
confiabilidad no han alcanzado a los de los centrífugos de procesos
convencionales.
5.
Centrífugos Interenfriados de Gran Volumen – Son de carcaza sencilla
dividida horizontalmente, de baja velocidad. Desarrollados en los años
cincuenta, para la compresión de baja potencia de grandes volúmenes de
aire en los servicios de proceso (licuefacción, plantas de amoníaco, etc.),
pero aplicables y económicos para servicios de aire de planta en refinerías
grandes.
6.
Reciprocante de Pistón Tipo Laberinto (Sulzer) – Libre de aceite, de costo
más alto y eficiencia marginalmente más baja que los de estilo no lubricados
de anillo plástico; pero más bajos en requerimientos de mantenimiento. El
alto costo inicial es difícil de justificar para servicios de aire de planta, a pesar
de los bajos requerimientos de mantenimiento.
Práctica del uso de Auxiliares para Compresores de Aire de Planta – Todos
los tipos de compresores mencionados anteriormente a excepción del tipo
centrífugo interenfriador de gran volumen, requieren un mínimo de dos unidades
iguales instaladas. El centrífugo interenfriador de gran volumen, requiere de un
auxiliar parcial (con cualquier tipo de compresor) para cubrir las necesidades
mínimas de aire de planta durante las paradas poco frecuentes para
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mantenimiento. Este grado de conservacionismos en compresores auxiliares de
aire de planta se requiere a fin de proveer un suministro de aire continuo mientras
el otro compresor este recibiendo mantenimiento. Esto permite que el
mantenimiento de los compresores de aire de planta sea realizado mientras la
planta está operando, en vez de realizarse durante las paradas de planta, cuando
el consumo de aire de servicio puede estar a su máximo.
Las refinerías que son expandidas frecuentemente tendrán unidades
compresores de aire colocadas en paralelo con las unidades originales. El
dimensionamiento de las unidades incrementales esta basado en un mínimo de
100% de capacidad disponible con cualquier compresor parado.
5
GUIA PARA LA SELECCION
Los tipos de compresores usados en la industria son: Centrífugos, de flujo axial
y reciprocantes. Los compresores rotatorios sólo son usados en servicios
especiales.
A continuación se presenta una guía para la selección del tipo de compresor
basados en ventajas y desventajas, principios de operación y limitaciones críticas
de cada uno.
5.1
Incentivos para la Selección de Compresores
Compresores Centrífugos
Aunque los compresores centrífugos ocasionalmente compiten con los
compresores axiales y rotatorios, como también con los reciprocantes, los
incentivos para la selección de este tipo de compresor puede ser usualmente
relacionada a su principal o más frecuente competidor: el compresor reciprocante.
Las principales ventajas y desventajas con respecto a los reciprocantes pueden
ser sintetizadas como sigue:
Ventajas
1.
Continuos y largos tiempos de funcionamiento (típicamente 3 años) son
posibles con una alta confiabilidad, eliminando la necesidad de múltiples
compresores y la instalación de equipos de reserva.
2.
Por las mismas condiciones de operación, los costos del equipo son bajos
dado los altos flujos manejados.
3.
Los compresores centrífugos son pequeños y livianos con respecto a su
capacidad de flujo, por lo que requieren poca área para su instalación.
4.
Los costos de instalación son bajos debido a su pequeño tamaño, ausencia
de fuerzas recíprocas y porque generalmente se requiere la instalación de
una sola unidad.
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5.
Costos más bajos por atención y por mantenimiento total.
6.
Cuando se selecciona una turbina a vapor como equipo motriz, los rangos
de velocidad alcanzados permiten un acople directo (no requiere unidad
reductora) por lo tanto se minimizan los costos por equipo, reduciendo los
requerimientos de potencia e incrementando la confiabilidad de la unidad.
7.
El control de flujo es simple, continuo y eficiente en un amplio rango.
8.
No existe contaminación con aceite lubricante del gas de proceso (o aire)
como ocurre en el caso de los compresores reciprocantes.
9.
Características de flujo suave, sin pulsaciones de presión (por encima del
punto de oleaje (surge)).
Desventajas
1.
Menor eficiencia (de 7 a 13%) que la mayoría de los tipos de compresores
de desplazamiento positivo al mismo flujo y relación de presión,
especialmente con relaciones de presiones mayor que 2.
2.
La operación no es eficiente por debajo del punto de oleaje, puesto que la
recirculación es necesaria.
3.
La presión diferencial es sensible a los cambios en las propiedades del gas,
especialmente en el peso molecular. Esto hace que el diseño de
compresores sea muy crítico para corriente de gases con pesos moleculares
variables debido a que este tipo de maquinaria tiene una definida limitación
de cabezal.
4.
Para gases con bajos pesos moleculares, la relación de presión por etapa es
baja, teniendo que requerirse un largo número de etapas por maquinaria,
creando por tanto complejidad mecánica.
5.
Los modelos centrífugos convencionales generalmente no están disponibles
para manejo de flujos a condiciones de descarga bajo 0.15 m3/s (300
pie3/min), real.
Compresores Axiales
Los compresores axiales compiten directamente con los centrífugos en el rango
de 24 a 90 m3/s real (50000 a 190000 pie3/min real). Usualmente, es necesario
una comparación económica específica en dicho rango, por debajo de 33 m3/s real
(70000 pie3/min real) el compresor centrífugo es más atractivo, por encima de 61
m3/s real (130000 pie3/min real), el axial es más atractivo desde el punto de vista
económico y de experiencia de diseño. Los resultados tienden a depender de las
circunstancias específicas del caso, más que de comparaciones generalizadas de
los dos tipos de equipo. La siguiente lista de ventajas y desventajas generales
pretende servir de guía para el estudio de cada caso:
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Ventajas
1.
Capacidades muy altas de flujo por cada compresor: de 140 a 190 m3/s real
(300000 a 400000 pie3/min real). Por encima de los 61 m3/s real (130000
pie3/min real) más diseños de compresores axiales que centrífugos están
disponibles.
2.
La eficiencia puede ser hasta 10% mayor que la de los centrífugos,
resultando en menor consumo energético, al igual que el motor o turbina y
un sistema de suministro de servicios más pequeños.
3.
Menor tamaño físico y menor peso que los centrífugos, permitiendo menores
costos de instalación; por ejemplo, menor tamaño del resguardo techado,
grúas más pequeñas, menos espacio requerido, fundaciones menores,
menores esfuerzos de manejo e instalación, etc.
4.
Si se mueve con una turbina de gas o vapor, la mayor velocidad usualmente
permite acoplamiento directo (sin caja reductora) y diseños eficientes de
turbina.
5.
El diseño de rotor y carcaza puede proveer flexibilidad para hacer
modificaciones menores de comportamiento de manera un poco más
conveniente (agregando, quitando o cambiando etapas y ajustando los
ángulos de los álabes del estator) que en los compresores centrífugos.
6.
Mayor relación de compresión por carcaza debido a mayor eficiencia, según
la limitación de temperatura de descarga.
7.
Más fáciles de operar en paralelo con compresores de cualquier tipo que los
centrífugos, debido a su empinada curva cabezal–capacidad.
Desventajas
1.
Rango más estrecho de flujo para operación estable, especialmente con
impulso de velocidad constante, a menos que se use un costoso diseño de
álabes de estator de ángulo variable.
2.
Los sistemas de control de flujo y los controles de protección anti–oleaje son
más complejos y costosos que para los centrífugos. El control anti–oleaje
debe ser muy confiable, pues el oleaje puede dañar un compresor axial muy
rápidamente.
3.
El deterioro de su desempeño debido a ensuciamiento en la ruta del gas y
a erosión es más severo que en los centrífugos. Esto requiere mayor
filtración en la succión y hace a los compresores axiales no aptos para
corridas continuas largas en servicios sujetos a ensuciamiento.
4.
Los daños por objetos extraños succionados tienden a ser más extensos que
en los centrífugos.
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5.
Hasta el presente, los modelos desarrollados para la utilización en procesos
tienen generalmente un límite de presión más bajo que los centrífugos (sin
embargo, los axiales tienen el potencial para ser desarrollado para niveles
de presión por lo menos tan altos como los de los centrífugos).
6.
La experiencia en servicios diferentes al del aire es muy limitada hasta la
fecha, haciendo difícil la justificación de su utilización para un nuevo gas.
7.
Si se considera necesario un rotor completo de repuesto para el axial en lugar
de un juego de álabes sueltos del rotor, el costo de los repuestos principales
(incluyendo los álabes de estator) tiende a ser mayor en el axial que en el
centrífugo, aproximadamente 37 a 43% del precio base del equipo vs. 26 a
32% para el centrífugo. Si, por otra parte, se compran etapas sueltas del rotor
como repuestos para el axial en lugar de un rotor completo, el costo del rotor
de repuesto, y los álabes del estator totalizará sólo de 19 a 24% del costo
base del axial, con una ventaja neta sobre el centrífugo.
8.
Niveles de ruido más altos que el centrífugo, requiriendo tratamiento acústico
más extensivo y severo.
Compresores Reciprocantes
Los compresores reciprocantes compiten con el resto de los compresores excepto
con los compresores centrífugos y axiales a flujos muy grandes. Sus principales
ventajas y desventajas son las siguientes:
Ventajas
1.
Disponible para capacidades por debajo del rango de flujo económico de los
compresores centrífugos.
2.
Son económicos para altos cabezales típicos de gases de servicio de bajo
peso molecular.
3.
Disponibles para altas presiones; casi siempre son usados para presiones
de descarga por encima de 25000 KPa man. (3500 psig).
4.
Son mucho menos sensitivos a la composición de los gases y a sus
propiedades cambiantes que los compresores dinámicos
5.
Apropiado para cambios escalonados de flujo de 0 a 100%, a través del
espacio muerto y las válvulas de descarga con un mínimo desgaste de
potencia a bajos flujos.
6.
La eficiencia total es mayor que la de los compresores centrífugos para una
relación de presiones mayor que 2.
7.
La intensidad del flujo cambia para los diferentes niveles de presión de
descarga.
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8.
Presentan una temperatura de descarga menor que los compresores
centrífugos debido a su alta eficiencia y a su sistema encamisado de
enfriamiento.
9.
Son mucho menos sensitivos a desalineamiento en el acoplador y a
esfuerzos en la tubería que los compresores centrífugos, axiales y rotatorios,
los cuales operan a velocidades de rotación mayores.
Desventajas
5.2
1.
Fundaciones mucho más grande para eliminar las altas vibraciones debido
a las fuerzas reciprocantes.
2.
En servicios continuos, se requieren múltiples unidades para impedir
paradas de planta debido al mantenimiento de compresores.
3.
Los costos de mantenimiento son de 2 a 3 veces mayores que los costos para
compresores centrífugos.
4.
El potencial de funcionamiento continuo es mucho más corto que el de los
compresores centrífugos, la frecuencia de paradas es mucho mayor, debido
a fallas en las válvulas.
5.
Los compresores reciprocantes son sensitivos al arrastre de sólidos, debido
a la fricción presente de las diferentes partes del equipo.
6.
Las máquinas lubricadas son sensitivas al arrastre de líquido, debido a la
destrucción de la película lubricante.
7.
Es necesario un área de ubicación mayor que la utilizada por los
compresores de tipo rotatorio y centrífugo.
8.
Las máquinas lubricadas inyectan aceite de lubricación en la corriente de
gas; mientras que las máquinas no lubricadas requieren el cambio frecuente
de partes desgastadas.
9.
Comparado con otros tipos de compresores se requiere una inspección más
continua, debido a la susceptibilidad a fallar en las válvulas y en el sistema
de lubricación.
Principios de Operación
Compresores Centrífugos
Los compresores centrífugos generan un cabezal de descarga por desarrollar
altas velocidades del gas en un impulsor centrífugo, convirtiendo una porción de
esta velocidad en presión en el impulsor y completando la conversión en el pasaje
del difusor, este modo de operación clasifica el equipo como un compresor
“dinámico”. Los compresores y ventiladores centrífugos desarrollan la más alta
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velocidad en un plano perpendicular al eje, mientras que los compresores y
ventiladores axiales, los cuales también pueden operar según el principio
dinámico, desarrollan velocidad en la misma dirección del eje.
La cantidad de energía que un compresor es capaz de impartir a cada unidad de
masa de gas es limitada por la velocidad periférica de los álabes del impulsor. De
esta manera el compresor centrífugo tiene un máximo cabezal de capacidad,
siendo limitado por la velocidad giratoria del rotor, la cual a su vez es limitada por
el esfuerzo permisible del impulsor. Para permitir la operación de impulsores
sometidos a esfuerzos que pueden llegar tan alto como 400 a 590 MPa (60000 a
85000 psi) se utilizan aceros de alta dureza en la fabricación de éstos.
Compresores Axiales
Los compresores axiales son máquinas “dinámicas” por cuanto desarrollan
presión acelerando el gas y convirtiendo (por difusión) la alta velocidad resultante
en presión. Mientras el compresor centrífugo (que también es una máquina de tipo
“dinámico”) desarrolla velocidad por medio de “fuerza” centrífuga, con flujo en la
dirección radial, el axial emplea álabes especialmente construidos para forzar el
flujo en una dirección predominantemente axial. La energía es transmitida al gas
usando los álabes del rotor para incrementar el impulso en la dirección tangencial.
La función primaria de los álabes del estator es redireccionar el flujo de una hilera
de álabes rotatorios hacia la siguiente con un ángulo eficiente. La conversión de
velocidad a presión (difusión) es compartida entre los álabes rotatorios y los
álabes estacionarios en la mayoría de los diseños de compresores comerciales.
Máquinas de una sola etapa que aplican este principio de diseño son llamados
sopladores axiales de aspas. Las versiones multietapas son llamados
“compresores axiales”. Pueden ensamblarse hasta 17 etapas en una sola
carcaza, con colocación alternada de álabes rotatorios y estacionarios.
Los compresores axiales son enfriados sólo por radiación superficial nominal, y
este efecto menor es usualmente anulado por el aislamiento acústico.
Los compresores axiales tienen volutas grandes y de baja velocidad en los
extremos de entrada y de descarga para permitir el flujo en dirección axial hacia
y desde el rotor, así como para minimizar disturbios de flujo en cada extremo del
rotor, manteniendo bajas las caídas de presión en las boquillas. La velocidad del
gas entrando a los álabes de la primera etapa es típicamente dos veces la
velocidad comparable del gas a la entrada de la primera etapa impulsora de un
compresor centrífugo, en el orden de 120 a 150 m/s (400 a 500 pie/s). Esto resulta
en una reducción de presión estática tan significativa en el plano donde el gas
entra al rotor que la presión diferencial entre ese plano y la brida de entrada provee
un medio bastante preciso para la medición de flujo, una vez efectuada una
calibración adecuada.
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Compresores Reciprocantes
Los compresores reciprocantes son máquinas de “desplazamiento positivo” los
cuales operan mediante una reducción positiva de un cierto volumen de gas
atrapado dentro del cilindro mediante un movimiento reciprocante del pistón. La
reducción en volumen origina un alza en la presión hasta que la misma alcanza
la presión de descarga; y ocasiona el desplazamiento del fluido a través de la
válvula de descarga del cilindro.
El cilindro está provisto de válvulas las cuales operan automáticamente por
diferenciales de presión, al igual que válvulas de retención (check valves), para
admitir y descargar gas. La válvula de admisión abre cuando el movimiento del
pistón ha reducido la presión por debajo de la presión de entrada en la línea. La
válvula de descarga se cierra cuando la presión acumulada en el cilindro deja de
exceder la presión en la línea de descarga luego de completar el golpe de
descarga, previniendo de esta manera el flujo en sentido reverso.
La teoría de compresión en el cilindro de compresores reciprocantes es tratada
más a fondo en los libros técnicos. Refiérase a “Compressed Air Gas Data” para
un resumen más detallado.
5.3
Limitaciones Críticas
Compresores Centrífugos
Temperatura de Descarga – La temperatura permitida de descarga de los
compresores centrífugos está limitada de las siguientes maneras:
Temperatura permitida de descarga:
1.
Consideraciones de Proceso – Debido a que el funcionamiento del
compresor centrífugo es sensible a las restricciones de flujo, el
ensuciamiento por polimerización se debe evitar. Esto limita la temperatura
permitida a 120°C (250°F) en la descarga a aquellas corrientes ricas en
diolefinas y olefinas.
2.
Limitaciones del Material – El hierro fundido, el cual se emplea
normalmente en carcazas de baja presión, limita la temperatura del
compresor a 230°C (450°F). El plomo se usa en algunos compresores
centrífugos en los laberintos opuestos del pistón de balance, limitando así la
máquina a más o menos 195°C (380°F).
3.
Limitaciones Estructurales – Las formas complejas de carcazas usadas en
modelos de compresores centrífugos para servicios de volumen alto, presión
baja y boquillas múltiples tienden a distorsionar excesivamente cuando están
expuestos a gradiente de temperatura mayor de 175°C (350°F). Las
tolerancias muy pequeñas, radiales y axiales, que se requieren para alta
eficiencia son adversamente afectadas por las distorsiones de la carcaza.
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Los diseños especiales de compresores centrífugos están disponibles para
temperaturas a la descarga tan altas como 425 a 540°C (800 a 1000°F).
Para servicios de regeneración en caliente hasta 260°C (500°F), se usan
comúnmente construcciones de etapa simple suspendida con modificaciones solo
a los sellos de ejes y se han aplicado para servicios mayores de 425°C (800°F).
Temperatura de Entrada – Temperaturas de entrada tan bajas como –115°C
(–175°F) pueden ser manejadas por diseños convencionales con la selección de
materiales adecuados. Para servicios de más bajas temperaturas, debe
consultarse a especialistas.
Presión de Descarga – Los diseños de compresores centrífugos están
disponibles comercialmente para presiones de descarga de 38000 kPa man.
(5500 psig), y están siendo desarrollados para presiones de 48000 a 62000 kPa
man. (7000 a 9000 psig).
Cabezal – Muchos de los diseños de compresores centrífugos se limitan de 8 a
9 impulsores por carcaza. Unos pocos diseños comerciales pueden acomodar 10,
11 ó 12 etapas. El cabezal que cada etapa del compresor puede desarrollar es
típicamente de 3000 m (10000 pie) para gases cuyos pesos moleculares están en
el rango del aire, 2600 m (8500 pie) para gases con M = 55 y 3500 m (11500 pie)
para gases con M = 5. El cabezal promedio por etapa es usualmente menor que
el máximo cabezal desarrollado por etapa. El cabezal total por carcaza rara vez
excede los 30000 m (100000 pie). Muchos modelos tienen limitaciones muy por
debajo de este nivel.
Los compresores de etapa simple y alta velocidad se pueden especificar para
cabezales tan altos como 8500 m (28000 pie). Las etapas de los compresores
centrífugos, paquetes que manejan aire de planta, alcanza de 6100 a 6700
m/etapa (20000 a 22000 pie / etapa). Los impulsores especiales de alto
desempeño que se utilizan en compresores multietapas desarrollan cabezales tan
altos como 5200 m (17000 pie).
Flujo Volumétrico a la Entrada – El mínimo para máquinas convencionales está
cercano a 0.17 m3/s (350 pie3/min) real para gases limpios y 0.24 m3/s (500
pie3/min) real para gases sucios. El máximo de unos pocos fabricantes está en el
rango de 71 a 90 m3/s (150000 a 190000 pi3/min) para el aire y cerca de la mitad
de este nivel para gases. Este nivel ha sido alcanzado por arreglos tanto de flujo
sencillo como de flujo doble.
Flujo Volumétrico a la Descarga – El mínimo es ligeramente más bajo que la
limitación a la entrada, típicamente entre 0.14 y 0.19 m3/s (300 a 400 pie3/min) real,
actuando a condiciones de descarga. El máximo no es significante.
Sensibilidad Mecánica – Los compresores centrífugos son especialmente
sensibles a las siguientes condiciones mecánicas:
1.
Deficiencia de aceite lubricante en los cojinetes.
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2.
Sucio en el aceite lubricante.
3.
Desalineación del acoplamiento.
4.
Desbalanceo del rotor debido a cuerpos extraños que se alojan en el
impulsor o por pérdida irregular de metal en los impulsores.
5.
Líquido entrampado.
Compresores Reciprocantes
Sensitividad a los Líquidos – Los compresores reciprocantes están
especialmente propensos a dañarse por líquidos en la corriente de gas. Ver
Capítulo PDVSA–MDP–02–K–02
“Principiuos Básicos”, Líquidos en Corrientes
Gaseosas. El arrastre de líquido en forma de neblina tiende a quitar la película
lubricante en el cilindro y en los anillos del pistón, acortando por consiguiente
drásticamente la vida de servicio entre paradas. Una gota de líquido llevada dentro
del compresor a través de la boquilla de entrada, puede ser extremadamente
peligroso debido a que ésta es no comprimible; muchas de las explosiones e
incendios han ocurrido por la rotura de cilindros. Cilindros de compresores
horizontales deben tener descargas en el tope y en la parte inferior de la succión
cuando el gas que se maneja es saturado, según API Standar 618, de tal manera
que cualquier líquido que entre sea drenado en la menor oportunidad posible para
evitar acumulación de depósitos.
Limitaciones en la Relación de Compresión – En general la relación de presión
en compresores de aire de una sola etapa está limitada entre 4.4 y 5.0 a presiones
relativamente bajas, y de 2 a 2.5 en la succión para presiones por encima de 7000
KPa (1000 psig). La relación de compresión está limitada por el diseño mecánico
del compresor; es decir la máxima carga que un brazo puede llevar debido al
diferencial de presión que actua en el pistón y por la baja eficiencia volumétrica que
acompañan los aumentos en la relación de compresión. También, una alta relación
de compresión está normalmente acompañada por un incremento grande de
temperatura, el cual puede causar problemas de lubricación.
Como una excepción al criterio arriba indicado los compresores de una sola etapa,
de bajo costo, hasta 75 Kw (100 HP), son usados para cocientes de compresión
tan altos como 7.8 (700 KPa man. (100 psig) de descarga), aunque las altas
temperaturas y los diferenciales de presión llevan a factores de servicio más bajos
en este tipo de equipos. Estos altos cocientes no deben ser especificados cuando
el servicio es continuo y se requiere un alto grado de confiabilidad; etapas
adicionales deben agregarse para reducir la relación de compresión por etapa.
Limitaciones en la Temperatura de Descarga – Ver la Tabla 3, donde se indican
las temperaturas de descarga permitidas para compresores reciprocantes para
varios gases y diseños. Los factores que limitan la temperatura de descarga en
compresores reciprocantes son:
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1.
En todos los compresores lubricados, el mantenimiento de una adecuada
viscosidad en la película lubricante y la prevención de la degradación del
aceite lubricante en depósitos de coque.
2.
En aire y otros servicios ricos en oxígeno, la prevención de la ignición de
depósitos de aceite lubricante en el sistema de descarga.
3.
En servicios de bajo peso molecular, un valor de diseño conservador debe
usarse para permitir compensación por el deterioro debido a la inevitable
fuga en válvulas y paso de gases de combustión al pistón.
4.
En servicios de alta presión de polietileno, prevención de polimerización de
los gases.
5.
Cilindros fundidos en compresores registrados para presiones superiores a
2100 kPa man. (300 psig) y todos los cilindros forjados los cuales tienen
paredes y recubrimientos gruesos, por consiguiente un enfriamiento muy
pobre del aceite lubricante, requieren por lo tanto límites de temperatura de
descarga más bajos.
6.
La temperatura de descarga de compresores no lubricados y con sellos de
teflón, está limitada por el teflón el cual esta expuesto al calor generado por
la fricción al mismo tiempo que al calor generado por la compresión.
Pequeños compresores reciprocantes (potencias por debajo de 75 hasta 115 kW
(100 a 150 HP)), diámetro de cilindro 300 mm (12 pulg) producen temperaturas
de descarga por debajo de la isentrópica debido al alto cociente de enfriamiento
de la superficie, al flujo de enfriamiento y al flujo de la masa de gas. Por
consiguiente los mismos son aplicados a los valores de temperatura de descarga
isentrópicos por encima del valor de temperatura de descarga permitido. Se
recomienda consultar al especialista en la maquinaria.
Donde existe alarmas indicadoras de temperaturas de descarga, las mismas
deben ser calibradas a 14°C (25°F) más que la temperatura de descarga normal
(real) para iniciar la investigación. Un incremento de 22°C (40°F) sobre lo normal
garantiza una parada para inspección interna.
Diseño de Etapas para Limitar la Temperatura de Descarga – Gran parte del
enfriamiento del gas en un cilindro de un compresor reciprocante enfriado se
realiza a medida que el gas fluye hacia afuera, a través de la cámara de la válvula
de descarga, en la vía hacia la boquilla de descarga luego de que el tiempo de
compresión es completado. (Esta es la razón por la cual el enfriamiento tiene sólo
un efecto muy pequeño en el desempeño del compresor). La temperatura pico
alcanzada por el gas (y la máxima temperatura a la cual está expuesta la película
lubricante) es por consiguiente mucho más grande que la que se pueda medir a
la descarga.
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La temperatura a la cual hay un efecto adverso en el desgaste del cilindro, debido
a la reducción en la viscosidad del lubricante, es la verdadera temperatura pico,
en lugar del estimado isentrópico de la temperatura de descarga, a la temperatura
a la que el gas sale de la boquilla de descarga. Por consiguiente, cuando existe
una condición que tiende a colocar la temperatura de descarga significativamente
más alta que la temperatura isentrópica de descarga, o la temperatura pico del
cilindro significativamente mayor que la temperatura de descarga de la boquilla,
debe ponerse un especial cuidado en la realización del diseño de las etapas.
Las pruebas del suplidor, y las experiencias de servicio son los recursos más
preciados para datos sobre funcionamiento y recomendaciones para el diseño de
las etapas para el manejo de servicios donde el punto de temperatura de descarga
es crítico.
Limitaciones en la Temperatura de Entrada – La mínima temperatura
permisible para cilindros de hierro gris fundido es –45°C (–50°F). La resistencia
al impacto del hierro fundido no cambia con bajas temperaturas.
La temperatura más baja para compresores lubricados es de –48 °C (–55°F). El
aceite lubricante debe ser seleccionado muy cuidadosamente para temperaturas
de entrada bajo cero. Se requieren compresores no lubricados en el caso de que
la temperatura de succión se encuentre por debajo de –48 °C (–55°F), o si el aceite
lubricante no se tolera en el gas. El uso de compresores no lubricados para gases
se debe evitar (especialmente gases secos e inertes) cuando sea posible, ya que
los requerimientos de mantenimiento son casi el doble que para las máquinas
lubricadas.
Para temperaturas de entrada por debajo de 15°C (60°F), la temperatura mínima
de entrada debe ser especificada en el diseño.
Características de Servicio – Ver Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VI,
Secc. “11C” para datos sobre el tiempo de trabajo o tiempo entre paradas,
practicas de disponibilidad, costos de mantenimiento, y factores de utilidad.
6
PROGRAMA DE COMPUTACION
INTEVEP, S.A dispone de un programa que permite la selección de compresores
centrífugos, reciprocantes o axiales basado en la presión de descarga y el flujo que
manejan. Este programa se encuentra disponible en la base de cálculo Procalc.
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TABLA 1. CARACTERISTICAS MECANICAS DE LOS
TIPOS PRINCIPALES DE COMPRESORES
Velocidad
de rotación
Rev/min
(Rev/s)
Relación de
presión o
limitación
de cabezal
por etapa de
compresión
Rango común
de eficiencia
de comprensión
Convencional
3000–18000
(50–300)
40000 m
0.70–0.80
Alta Velocidad, Bajo
flujo
15000–
33000
(50–170)
8500 m
Tipo Com –
presores
Sensibilidad
relativa a
ensuciamiento y particulas de
solidos
niveles de
generación de
ruido relativo
Sensibilidad relativa al contenido de
humedad
Requerimientos relativos
de mantenimiento
0.99
Media
Alto
Media
Bajo
0.45–0.60
0.96
(Incluye
engranaje)
Muy alta
Muy alta
Muy alta
Muy alta
23000 m
0.75–0.85
0.99
Alta
Muy alto
Alta
Bajo
Rango
Rendicomún de
miento
eficiencia
total
mecánica
Centrifugo
3000–10000
Axial
(50–170)
Ventilador
Axial Tipo
Intercambiador de
calor
150–750
(2.5–12)
0.25 kpa
––
––
0.30–0.50
(Estático)
Baja
Medio (atenuación
impractica)
Baja
Medio
Ventilador
centrifugo
600–3600
(10–60)
7.5 kpa
––
––
0.50–0.90
(Estático)
Media
Alto
Bajo
Medio
300–1000
(5–15)
r=5
0.75–0.90
0.95
Alta
Bajo
Muy alta
Alto
0.75–0.90
0.94
Muy alta
Bajo
Alta
muy alto
Alta
Bajo
Bajo
alto
Reciprocante
Lubricado
No Lubricado
Diafragma
Rotatorio
Tornillo Helicoidal de
alta Presión
3500–9000
(60–150)
Tornillo Helicoidal de
baja Presión
Tornillo
espiral de
baja presión
r=4a5
0.74–0.78
0.96
Bajo
Muy alto
Bajo
Media
1750–3500
(30–60)
r=2a3
0.70–0.78
(Aumenta a
medida que r
decrece)
0.95
Media
Alto
Media
Medio
1600–4500
(25–75)
r = 30
0.7
0.95
Media
Alto
Media
Medio
r = 1.7
0.66–0.70
0.95
Media
Alto
Media
Medio
Muy alta
Alto
Muy alta
Muy alto
Baja
Medio
Ninguna
Medio
Lóbulo
Recto
Alabe
Directo
Deslizante
450–1800
(7–30)
r = 4.4
0.90
0.95
Anillo
Líquido
200–3500
(3–60)
r = 2.5
Diseño especial para servicio de aire
(r=8.0)
––
––
0.35–0.50
NOTA:
Factores de conversión de m a pie, multiplique por 3.2808 de kpa a pulg H2O multiplique por 4.0161.
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Indice norma
TABLA 2. SIGNIFICADO DE LOS PARAMETROS DE RENDIMIENTO
EN EL DISEÑO DE MAQUINAS COMPRESORAS
Parámetro
Compresores Dinámicos
Compresores
Reciprocantes
Compresores
Rotatorios
Tamaño del rotor,
velocidad
Velocidad
de flujo
volumétrico
Dimensionamiento de
cacaza y boquilla,
selección de impulsor
Diámetro interior del cilindro,
recorrido y velocidad,
volumen de espacio muerto
provisto; dimensionamiento
de válvula
Presión de
Entrada
Diseño del sistema de
sellado de eje
Diseño de válvula; factibilidad Diseño de sistema de
de válvulas des cargadoras a sellado de eje
la entrada y cavidades de
espacio muerto accionadas
por vástagos de válvulas
Aumento de Carga del cojinete de
Presión
empuje
Tensión del vástago del
pistón
Presión de
Descarga
Estilo de conexión de la
descarga, clasificación de
boquillas
Material de cilindro y métodos Selección entre varios
tipos rotativos
de fabricación; diseño del
empaque del vástago del
pistón
Cabezal
Número de etapas.
Diámetro de rotor,
velocidad
No significativo
No significativo
Mantenimiento de la película
lubricante; tendencia del
lubricante a la formación de
Coque y a la combustión;
mantenimiento del espacio
muerto adecuado entre el
pistón y el cilindro con
características de expansión
térmica diferente
Juegos de punta del
rotor; necesidad para
enfriamiento del rotor
Temperatura Fuerzas resultantes sobre
de
tuberías y momentos sobre
Descarga
boquillas; juegos internos;
arreglos para conservar la
alineación de
acoplamiento; distorsión de
carcazas de forma irregular
Empuje axial, longitud de
tornillo doblamiento de
rotores
Requerimie
nto de
Potencia
Diámetro de eje
Clasificación del bastidor
(Carter)
Clasificación de
bastidores estandard
Tipo de
Accionador
El accionamiento de
turbina normalmente
permite pulsión directa; la
velocidad óptima de turbina
puede influenciar la
optimización de velocidad /
diámetro / etapas del
compresor
La propulsión de motores a
gas permite la construcción
integral; la propulsión del
motor permite montaje del
rotor del motor directamente
sobre una extensión del
cigüeñal
La propulsión de la
turbina normalmente
permite la propulsión
directa; la velocidad
óptima de la turbina
puede influir en la
optimización de:
velocidad / diámetro de
rotor del compresor
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Indice volumen
Indice norma
TABLA 3. TEMPERATURAS DE DESCARGA PERMISIBLES PARA
COMPRESORES RECIPROCANTES (1)
Gas
Presión de
Descarga(6)
Método de
Lubricación
Temperatura de Descarga
Permitida °C (7)
Máxima
(2)
Simple predicción
Isentrópica (3)
aire
< 2100 kPa
aceite de
hidrocarburo
175
160
Aire
> 2100 kPa
aceite de
hidrocarburo
160 (5)
150 (5)
Aire
< 2100 kPa
aceite sintético
190
175
Cualquiera
< 7000 kPa
no lubricado
200 (4)
–––
Hidrógeno
rico M 15
cualquiera
aceite de
hidrocarburo
150
135
Gas
Síntesis
amoníaco
cualquiera
aceite de
hidrocarburo
150
135
Etileno
> 140000
kPa
aceite de
hidrocarburo
120
–––
NOTAS:
1. Por encima de 75 KW (100 HP), compresores por debajo de 75 KW (100 HP) requieren atención
especial, se deberán utilizar los consejos del suplidor.
2. Real, en una situación de operación; o predicción basada en el trabajo de enfriamiento del modelo
específico del cilindro, si los datos están disponibles; o la predicción isentrópica, usando el cociente
total de presiones, incluyendo las pérdidas de presión en las válvulas (asumiendo que los detalles
de diseño de la máquina están disponibles).
3. Excluyendo las pérdidas permitidas en válvulas.
4. Ver el contenido del texto en lo referente a limitaciones en el diseño de anillos de teflón para
compresores.
5. 14°C (25°F) menos para cilindros de acero forjado, debido al deficiente enfriamiento de las paredes
del cilindro.
6. Para convertir KPa en psig, multiplique por el factor 0.14504.
7. Para convertir °C a °F = °C x 1.8 + 32
HACIA ADELANTE
ALABES INCLINADOS
UNA SOLA ETAPA
DE AIRE
DE PROCESO
(2) CONFIGURACION DE LA CARCAZA COMO EN LOS CENTRIFUGOS
PAQUETE
TIPO PLANTA
2–4 ETAPAS
(HASTA 100 kPa man
15 psig)
ALTA PRESION
(ROTORES FUNDIDOS)
LUBRICADO *
PISTON
(250 psig)
(PERFIL DEL ROTOR ”SRM”)
(HASTA 1725 kP man)
HELICOIDAL
BAJA PRESION *
(ROTORES FUNDIDOS)
CUADRADO)
ENGRANAJE INTEGRAL)
TIPO
TORNILLO
ESPIRAL AXIAL
(FILETE DE BORDE
DE LOBULOS)
(ROTORES AXIALES
TIPO LOBULAR
(RAICES)
TIPO MULTIETAPA
(ROTOR MULTIPLE/
ALTA VELOCIDAD
ANILLO DE LIQUIDO
( o PISTON DE LIQUIDO)
DOS ROTORES
man (570 A 1000 psig)
DIAFRAGMA
(50000 A 100000 psig)
350000 A 700000 kPa man
EXTREMADA
ALTA PRESION DE
ACCION)
EMBOLO BUZO
(DE UNA SOLA
ALTA PRESION *
(DE 40000 A 70000 kPa
NO LUBRICADO
ACCION DIRECTA
Indice volumen
(1) UN ASTERISCO (*), INDICA LOS TIPOS MAS FRECUENTEMENTE USADOS EN LAS PLANTAS DE PROCESOS.
ALABES
RADIALES
VENTILADORES
CENTRIFUGOS
VENA
DESLIZANTE
UN SOLO ROTOR
RECIPROCANTES
SELECCION DEL TIPO DE COMPRESOR
NOTAS:
HACIA ATRAS
ALABES INCLINADOS
TIPO MULTIETAPA
DOBLE CARCAZA (BARRIL)
TIPO EN VOLADIZO
UNA SOLA
ETAPA
TIPO TUBERIA
MULTIETAPA
CARCAZA CON DIVISION
VERTICAL
MULTIETAPA
ROTATORIOS
DESPLAZAMIENTO
POSITIVO
Indice manual
UNA SOLA ETAPA
(DOBLE SUCCION)
CARCAZA CON DIVISION
HORIZONT AL
AXIAL
MAYOR QUE LA ATMOSFERICA)
COMPRESORES TERMICOS
(PRESION DE SUCCION
.Menú Principal
TIPO DE ALABE
AXIAL
VENTILADORES DE
UNA SOLA ETAPA
FLUJO MEZCLADO
(UNA SOLA ETAPA)(2)
EYECTORES
DE VACIO
EYECTORES
PDVSA
TIPO DE PROPELA
CENTRIFUGOS
(FLUJO RADIAL)
DINAMICO
MECANICOS
COMPRESORES
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Fig 1. CLASIFICACION DE LOS TIPOS DE COMPRESORES(1)
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Indice norma
Pie3/min
Fig 2. GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES CENTRIFUGOS
ROTATIVOS Y DE PAQUETES
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Fig. 2 (cont.) GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES
CENTRIFUGOS ROTATIVOS Y DE PAQUETES
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Fig. 2 (cont.) GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES Y
VENTILADORES CENTRIFUGOS DE DIAFRAGMAS Y CONVENCIONALES
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Fig. 2 (cont.) GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES
CENTRIFUGOS DE ALTA VELOCIDAD AXIALES Y RECIPROCANTES
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Fig 3. COMPARACION DE LAS CURVAS CARACTERISTICAS DE CABEZAL /
CAPACIDAD DE LOS TIPOS PRINCIPALES DE COMPRESORES
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Fig 4. RANGO DE APLICACION DE VARIOS TIPOS DE BOMBAS DE VACIO
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REV.
FECHA
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E PDVSA, 1983
TITULO
CALCULOS EN SISTEMAS DE COMPRESION
APROBADO
49
DESCRIPCION
FECHA MAY.96
PAG. REV.
APROB.
F.R.
APROB. APROB.
FECHA MAY.96
ESPECIALISTAS
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Indice
1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4.1
4.2
4.3
Cálculos Manuales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Cálculos Mediante Programas de Computación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Objetivos del Cálculo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3
3
5 GUIA PARA EL DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
5
5.1
5.2
5.3
Ecuaciones Básicas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Datos de Eficiencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Ajuste de Eficiencia para Compresores Centrífugos con Reciclo
a la Línea de Balance . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Pérdidas Mecánicas y Requerimientos de Potencia al Freno . . . . . . . . . .
Propiedades Promedio de los Gases . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Comparación de los Métodos de Cálculos de Compresión para el
Diseño de Servicio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Aplicabilidad de los Métodos de Cálculos de Compresión para el
Diseño de Servicio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Detalles del Método Isentrópico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Detalles del Método Politrópico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Compresión Isotérmica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Comparación de los Valores de Eficiencia de Compresión . . . . . . . . . . . .
Fuentes de Ineficiencia en Diferentes Tipos de Compresores . . . . . . . . .
Problemas Tipo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Programas de Computación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
10
10
13
17
17
18
18
24
6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
25
7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
26
5.4
5.5
5.6
5.7
5.8
5.9
5.10
5.11
5.12
5.13
5.14
5
7
7
7
8
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OBJETIVO
El objetivo de este capítulo es presentar los procedimientos de cálculos típicos en
los sistemas de compresión.
2
ALCANCE
Este capítulo presenta los procedimientos de cálculo para servicio de compresión,
recomendados para los tipos de compresores comúnmente utilizados
comercialmente. Se incluye una breve explicación de la teoría de cálculo de
compresión para ayudar a entender la terminología y abordar los tipos de
compresores y situaciones de cálculo no encontrados normalmente.
3
REFERENCIAS
3.1
Manual de Diseño de Proceso
PDVSA–MDP–02–K–02
3.2
“Principios Básicos”
Prácticas de Diseño
Vol. VII Sec. 11H “Compresores Reciprocantes” (1978)
3.3
Otras Referencias
International Critical Tables of Data: physics, chemestry and technology, National
Research Council, Washington, D.C., 1923–1933.
National Bureau of Standards circular No. 564 (1955).
Keenan, J.H., Kaye, J. John Wiley, “Gas Tables” New York, 1979.
Edmister, W.C., “Applied Hydrocarbon Thermodynamics”, Gulf Publishing
Company, Vol. 1, 1961, Vol. 2, 1974.
“Elliott Multistage Centrifugal Compressors”, Elliott Division of Carrier Corporation,
1966.
Gibbs, C.W., “Compressed Air and Gas”, Ingersoll Rand Company, 1969.
Engineering Data Book, Gas Processors Suppliers Association, 9th ed. Tulsa,
Oklahoma, 1972, with 1974 and 1976 Revision.
4
CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO
4.1
Cálculos Manuales
para cálculos rápidos a mano se utiliza el método isentrópico (adiabático) y datos
de relación de calor especifico del gas o diagramas de propiedades de los gases
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(Mollier). Para cálculos a mano se recomienda una forma corta del método de
Edmister en la que se omite el procedimiento iterativo para la determinación de la
temperatura de descarga. Si se desean resultados más refinados, utilice la base
politrópica y el método de Edmister para estimar temperaturas de descarga y el
exponente de compresión.
4.2
Cálculos Mediante Programas de Computación
Los programas para compresores centrífugos usan la base politrópica y el método
Edmister; los programas para compresores reciprocantes usan el método
isentrópico (adiabático). La elección de una de estas categorías depende del
tiempo disponible, la precisión requerida y la disponibilidad de un computador y
de los programas necesarios. Variaciones específicas de cada una de estas
categorías se resumen en las Tablas 1A y 1B para cubrir la situación práctica
encontrada con frecuencia.
4.3
Objetivos del Cálculo
Los cálculos de compresión se desarrollan con los objetivos siguientes:
Parámetro
Símbolo
Flujo volumétrico a la entrada
Q1
Uso del Resultado
Suministra bases para la selección
del tipo de compresor y para la
estimación del tamaño físico y del
costo
Dimensionamiento de la línea de
entrada
Datos para el diseño de la válvula de
estrangulamiento.
Flujo volumétrico a la descarga
Q2
Dimensionamiento de la línea de
descarga
Factibilidad de uso de un compresor
centrífugo
Cabezal
His
Suministra bases para estimar el
número de etapas requeridas; y para
compresores dinámicos, estima el
tamaño físico, así como los costos
Hpoli
Usado en cálculos de requerimiento
de potencia.
Usado como base para la
especificación de requerimientos de
la forma de la curva de un compresor
centrífugo.
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Indice volumen
Parámetro
Símbolo
Temperatura de descarga de punto
normal, estimado
T2
Indice norma
Uso del Resultado
Usado para calcular n en cálculos
politrópicos
Influye sobre la preparación de
diseño.
Suministra el estimado de la
temperatura del gas para el
estimado de la carga requerida del
post–enfriador.
Suministra bases para establecer
criterios de posible ensuciamiento
por polimerización.
Para compresores enfriados, este
cálculo suministra bases de
comparación con el caso sin
enfriamiento, a fin de verificar el
calor requerido del cilindro enfriador
Temperatura máxima de descarga
T2max
Selección de la temperatura de
diseño de la camisa.
Influye sobre la preparación de
diseño
Requerimiento de potencia de
compresión, o “potencia de gas”
PG
Cálculo de requerimientos de
potencia
Requerimiento de potencia de
impulso total, o “potencia al freno”
PF
Estima la capacidad requerida del
elemento motriz
Estima los requerimientos de servicio
del elemento motriz.
Estudio de optimización del tamaño
de la línea.
Evalúa el efecto de los cambios de
diseño del sistema de proceso sobre
el requerimiento de potencia
Relación de presión y flujo
volumétrico en el punto de oleaje
(estimado, para compresores
centrífugos).
r+
P 2máx
P1
Diseño del sistema de control de
oleaje.
Q1
Especificaciones de la válvula de
estrangulamiento a la succión.
P2 máxima para la selección de la
presión de diseño de la camisa o
cuerpo del compresor
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5
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GUIA PARA EL DISEÑO
5.1
Ecuaciones Básicas
Para la nomenclatura, ver capítulo PDVSA–MDP–02–K–02.
Parámetro
Ecuación
Flujo Volumétrico,real
Comentarios
Zi RT i
Pi M F 2
Q1=WV1 m3/sec (pie/min)
Vi +
Q2=WV2 m3/sec (pie/min)
R + 8314.34
J
°K Kmol
ǒ1545 °Rpielb
Ǔ
lbmol
T = °K (°R)
P = kPa (psia)
W = Kg/s (lb/min)
F2 = 1000 (144)
Cabezal
Base Isentrópica
ƪ ƫƪ
g
H is + 1 gc
Fo
ZRT 1
M
ƪ ƫƪ
Para hidrocarburos H + 1 g c
poli
Fo g
r<3
Para hidrocarburos
r>3
Para Z 1.0
ƫ
ZRT 1
M
Sustituir m por
ȱ
k ƫ
ƪk–1
ȧ
Ȳ
ƫ
ƪ ƫ
P2
P1
ȱ
n
ƪn–1ƫȧ
Ȳ
k–1
k
ƪ ƫ
P2
P1
ȳ Z y K son valores
–1ȧ promediados entre la
ȴ entrada y la descarga
k–1
k
ȳ
–1ȧ
ȴ
Igual al anterior
n–1
n en la anterior ecuación
k–1 por
k hpoli
en la anterior ecuación
Sustituir
ǒn–1
Ǔ
n
Z y K son valores
promediados entre la
entrada y la descarga
Temperatura de
descarga
Sin enfriamiento, Z01.0
Cálculos rápidos a mano
T2 + T1
ǒ Ǔ
P2
P1
m1
T = °K (°R)
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Parámetro
Sin enfriamiento, Z 0 1.0
Cálculos afinados por
computadora
Ecuación
T2 + T1
Sin enfriamiento, Z 1.0,
hpoli disponible
Sin enfriamiento, Z 1.0,
his disponible
Enfriado, Z 1.0,
elevación de la
temperatura debido a
pérdidas = efecto de
enfriamiento
Indice volumen
ȱ
ȧ
T 2 + T 1ȧ1
ȧ
Ȳ
Comentarios
ǒ Ǔ
T2 + T1
P2
P1
m prom
ǒ Ǔ
)
T2 + T1
P2
P1
ǒ Ǔ
P2
P1
ȳ
ȧ
ȧ
ȧ
ȴ
k–1
k
–1
ǒ Ǔ
P2
P1
mprom y T2 verificados por
una serie de iteraciones.
k–1
k hpoli
his
Evaluar k y T1 para
mayor brevedad o
promediar k1 y k2 para
mayor exactitud.
Igual a la anterior
k–1
k
Igual a la anterior
Potencia de compresión
o requerimiento de
potencia de gas.
PG +
Requerimiento total de
potencia de impulso.
PF + Pgas ) pérdidas mecánicas
Relación de calor
específico
Bases de estimación de la
caída de presión interetapa
para compresores
reciprocantes
K+
W H poli g
F 3 h poli gc
+
W H is g
F 3 h is gc
Cp
(C p ° ) DC p)
+
Cv
(C p ° ) DC p)–(C p–C v)
DP = F4 p0.7
Indice norma
Donde:
F3 = 102 (33000)
Use datos del
apéndice para
evaluación a las
condiciones
específicas de presión
y temperatura.
Para estimaciones antes
de que el equipo
interetapa esté diseñado
F4 = 0.178 (0.1)
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5.2
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Datos de Eficiencia
S Para compresores centrífugos use la Figura 1 y corrija las pérdidas internas
debidas a fugas del balance hidráulico.
S Para compresores axiales, use 8% más de lo indicado por la Figura 1 con
valores hasta 50 m3/s (100000 pie3/min) real, y 6% más para valores por encima
de 50 m3/s (100000 pie3/min) real, antes que sean obtenidas las estimaciones
especificas por el suplidor.
S Para compresores reciprocantes, utilice la Figura 2.
S Para compresores de tornillo helicoidal de alta presión, utilice hmecánico=0.96 y
hpoli = 0.75 antes de obtener las estimaciones por el suplidor. (ver figura 3)
S Para eficiencia mecánica de unidades de engranaje use la Figura 4.
S Para conversión entre eficiencia politrópica e isentrópica, use la Figura 5.
5.3
Ajuste de Eficiencia para Compresores Centrífugos con Reciclo a
la Línea de Balance
El método de balance de empuje hidráulico empleado en el diseño de
compresores centrífugos da por resultado algo de fuga continua de la descarga
de gas a través del laberinto del tambor de balance y a través de la “línea de
balance hidráulico”, de regreso hacia la entrada de la etapa de baja presión. Este
flujo de fuga interna varía con la capacidad de la máquina y la elevación de la
presión a través de la máquina. Esto no está permitido para el valor de eficiencia
politrópica básica, pero posee el efecto de reducir la eficiencia global de
compresión. Para cálculos a mano y para propósitos de diseño de servicio, las
siguientes reducciones deben hacerse en la eficiencia politrópica de manera de
permitir este reciclo interno.
Aumento de Presión
Flujo Volumétrico
< 3.75
5.4
m3/s
(8000 Pie3/Min)
real
> 3.75 m3/s (8000 Pie3/Min)
real
DP < 1000 kPa (150 psia)
2%
1%
DP >1000 kPa (150 psia)
4%
3%
Pérdidas Mecánicas y Requerimientos de Potencia al Freno
El requerimiento total de potencia del impulsor, o requerimiento de “potencia al
freno” del compresor es la suma de:
S Requerimiento de potencia de compresión, o potencia de gas.
S Pérdidas mecánicas del compresor.
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S Pérdidas de transmisión del elemento motriz.
El requerimiento de potencia de compresión es calculado sobre una base tanto
politrópica como isentrópica, dependiendo del tipo de compresor y de la situación
de diseño.
Las pérdidas mecánicas para compresores centrífugos y rotativos de más de 750
KW (1000 HP) pueden ser estimados para propósitos de diseño de servicio como:
S 25 kW (35 HP) para cojinetes.
S 25 kW (35 HP) para sellos de eje de tipo aceite.
S Las pérdidas de potencia para los sellos de eje de tipo laberinto pueden ser
despreciados en la etapa de diseño de servicio.
Por debajo de 750 kW (1000 HP) las pérdidas por sellos y cojinetes son más bajas.
Las pérdidas mecánicas estimadas por el suplidor para los modelos específicos
son más confiables que las estimaciones generalizadas.
Las pérdidas mecánicas para compresores reciprocantes son atribuidas a las
pérdidas por fricción en el engranaje de marcha y pueden ser estimadas dividiendo
el requerimiento de potencia de compresión entre una eficiencia mecánica de 0.88
a 0.95 según la Figura 2.
Para una estimación rápida del requerimiento de potencia de compresores
reciprocantes, vea la Figura 6.
Las pérdidas de potencia en unidades de engranaje de marcha pueden ser
estimados usando la Figura 4.
5.5
Propiedades Promedio de los Gases
Mezcla de Gases – Los cálculos de compresión efectuados en mezclas de gases
requieren el cálculo del promedio o de seudo valores de diferentes propiedades
para la mezcla de gases. Los valores de las propiedades requeridas para inclusión
en las especificaciones de diseño son:
1. Peso molecular, M.
2. Factor de compresibilidad, Z.
3. Relación de calor específico, k= Cp/Cv
Los valores requeridos para evaluación del exponente de aumento de
temperatura, m, son:
1. Presión reducida, Pr= P/Pc. (Ver Capítulo PDVSA–MDP–02–K–02
valores “efectivos” o seudo–críticos del hidrógeno y helio).
2. Temperatura reducida, Tr= T/Tc.
3. Capacidad calorífica de gas ideal a presión constante, Cp°.
para
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El método recomendado para promediar cada uno de los valores de una mezcla
de gases es el método de la fracción molar ponderada. El valor de cada
componente en la mezcla sobre el número total de moles en la mezcla. El total de
los valores de fracciones molares será el promedio para la mezcla. El método es
ilustrado en el problema tipo N° 1.
Debe tenerse en cuenta que este método de cálculo de valores promedio de la
mezcla no es el método más exacto disponible, sin embargo representa el
compromiso más práctico posible entre exactitud y conveniencia para propósitos
de cálculos a mano.
Condiciones de Entrada y Descarga – Cuando el factor de compresibilidad, Z,
aparece en los cálculos de la elevación de temperatura del cabezal, el valor técnico
correcto, es el correspondiente a las condiciones de entrada. Sin embargo, para
propósitos de diseño de servicios de compresión, se considerará más confiable
usar un promedio del factor de compresibilidad a las condiciones de succión y
descarga, en lugar de usar únicamente el valor de entrada.
Cuando la relación de calor específico, k, aparece en los cálculos, se refiere a la
compresión a lo largo de la trayectoria completa, PVk=C. En consecuencia, el
mayor estimado es el promedio de los valores a las condiciones de entrada y
salida. Una aproximación aceptable puede ser obtenida usando k1 solamente en
cálculos a mano.
Cuando el exponente de aumento de temperatura, m, es evaluado, los valores a
las condiciones de succión y descarga son calculados separadamente y luego
promediados. Sin embargo, una vez que el procedimiento iterativo ha convergido,
el valor final de m describe el proceso global de compresión.
T2 = T1 (P2/P1)m, más que una propiedad del gas a la condición final m puede
definirse:
m+
log (T 2ńT 1)
log (P 2ńP 1)
Lo mismo es verdadero para el exponente de compresión, n, ya que:
n+
5.6
log (P 2ńP 1)
log (V 2ńV 1)
Comparación de los Métodos de Cálculos de Compresión para el
Diseño de Servicio
Ver tabla 1A
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Aplicabilidad de los Métodos de Cálculos de Compresión para el
Diseño de Servicio
Ver tabla 1B
5.8
Detalles del Método Isentrópico
Generalidades
Dos métodos básicos de cálculos son aplicados ampliamente para los cálculos
prácticos de compresión isentrópico (también llamado adiabático) y politrópico
cada uno describe el tipo de trayectoria de compresión usado como base de
referencia a fin de calcular el cabezal , requerimiento de potencia y temperatura
de descarga.
El método isentrópico primeramente estima la trayectoria de descarga sobre la
base de compresión a lo largo de una trayectoria a entropía constante, y luego
ajusta el aumento estimado de temperatura de acuerdo al tipo de máquina,
efectividad de enfriamiento y eficiencia de compresión (isentrópica).
El trabajo de entrada (o aumento de entalpía) se calcula también sobre la base de
entropía constante para calcular el “cabezal isentrópico”, y luego esto es dividido
por la eficiencia “isentrópica” a fin de obtener el trabajo real total de entrada por
unidad de masa de gas.
La Entropía Constante Caracteriza al Proceso Adiabático Reversible
La trayectoria a entropía constante ofrece una base de referencia conveniente ya
que esta trayectoria es seguida por un proceso perfectamente reversible
“adiabático”. “Adiabático” se refiere a un proceso durante el cual no se presenta
transferencia de calor.
Las desviaciones a partir de un proceso reversible adiabático son relativamente
pequeñas en la práctica para los compresores y se pueden predecir con suficiente
exactitud para propósitos de diseño y operación de compresores. Esta
aproximación se denomina frecuentemente compresión “adiabática” tanto en la
literatura como en la práctica industrial; sin embargo el hecho de asumir una
trayectoria a entropía constante (isentrópica) es más representativo para un
ingeniero que aplica el método que el hecho de asumir que no se transfiere calor
durante el proceso. Por esta razón el término compresión “isentrópica” se prefiere
en lugar del término “adiabático”.
Cuando el proceso adiabático es reversible (es decir que la entropía es constante
a lo largo de la trayectoria de compresión) la trayectoria para un gas ideal (Z= 1.0)
se describe mediante la relación: PVk= constante, donde k=Cp/Cv.
Cuando se usa el método de cálculo isentrópico, la compresión puede ser asumida
como enfriada, lo cual es el caso normal en los compresores reciprocantes; o
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también sin enfriamiento en el caso de los compresores dinámicos. La suposición
convencional en la compresión enfriada es que la energía añadida en exceso al
gas por encima de la energía que refleja una trayectoria a entropía constante
(debido a algo de irreversibilidad) es igual, precisamente, al calor retirado por el
cilindro de enfriamiento, determinando la caída de T2 al final del ciclo de
compresión en la trayectoria PVk= C. Debe reconocerse, sin embargo, que lo
anterior es una suposición convencional conveniente, y no una verdad teórica
(esto contradice la definición de un proceso adiabático), y no siempre es una
suposición exacta. Muchos diseños actuales de compresores reciprocantes
determinan que S2 (entropía) sea significativamente mayor o menor que S1.
Asumir que el exponente de compresión, k, sea igual a Cp/Cv, normalmente
produce buenos resultados. Sin embargo a altas presiones, especialmente cerca
del punto crítico (por ejemplo en servicios de compresión de C02), los valores de
Cp/Cv resultan extremadamente grandes, y no reflejan la trayectoria de
compresión realizada por la máquina. Ya que los valores de Cp y Cv han sido
determinados de una manera confiable y exacta, lo que está en duda es la validez
de la suposición de que el exponente de compresión es siempre igual a Cp/Cv para
gases reales. W.C Edmister ha descrito esta materia a su “Applied Hydrocarbon
thermodynamics”, Gulf Publishny Co. (pp. 53 hasta 62) y además ha propuesto un
método de cálculo alternativo, el cual está descrito en el “Polytropic Method
Details”.
Cálculos
Cuando la compresión simula realmente la trayectoria isentrópica, como en el
caso de un compresor enfriado con una efectividad promedio de enfriamiento.
T 2real + T 2is + T 1
ǒ Ǔ
P2
P1
k–1
k
La relación de calor específico, k, puede evaluarse a las condiciones de entrada
solamente, dentro del nivel de exactitud alcanzable mediante cálculos
isentrópicos.
Cuando el método isentrópico es aplicado a un compresor sin enfriamiento, el
aumento real de temperatura es estimado dividiendo el aumento isentrópico de
temperatura por la eficiencia isentrópica (o “adiabática”).
T2is – T 1
T 2real + T 1 ) DTis + T 1 )
his
his
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ȱ ȱ P
ȳȳ
ǒ
Ǔ
–1
ȧ
ȧȧ
ȧ
Ȳ P
ȴȧ
ȧ
T 2real + T 1 ȧ1 )
ȧ, donde :
his
ȧ
ȧ
ȧ
ȧ
Ȳ
ȴ
2
Indice norma
k–1
k
1
T + °K (°R)
Usando el método isentrópico, se puede demostrar que el cabezal requerido para
ambos compresores, enfriados y no enfriados, es:
ǒ Ǔ
ȱ
ǒ Ǔ ȧǒPP2Ǔ
Ȳ 1
gc
H is + g (P1 V1) k
k–1
k–1
k
ȳ gc Z R T1 k ȱ P 2
ǒk–1Ǔȧ ǒP Ǔ
–1ȧ + ǒ g Ǔ 1
M
ȴ
Ȳ 1
k–1
k
ȳ1
ȧ Fo
ȴ
–1
Las expresiones anteriores contienen solamente unidades SI coherentes. De esta
manera, la longitud es expresada en metros (pie), el tiempo en segundos y la
cantidad de velocidad en metros por segundo (pie/s). La presión viene dada en
Newtons por metro cuadrado, para el cual se usa la unidad denominada pascal
(psi). Sin embargo, a través de este manual la unidad de presión es el kilopascal,
simbolizado como kPa. Siempre y cuando se usen las anteriores ecuaciones para
cálculos reales que involucren la presión, los valores de pascal deben ser
multiplicados por 103 para obtener resultados correctos. Esto es mostrado en los
problemas tipo contenidos en esta sección.
El requerimiento de cabezal es igual al incremento de entalpía a lo largo de la
trayectoria de compresión a entropía constante. Para calcular la energía total de
entrada requerida para compresión, el requerimiento de cabezal isentrópico debe
ser dividido por la eficiencia isentrópica.
Cuando se dispone de un diagrama de propiedades de los gases (Mollier) para el
gas que se comprime, el mismo puede ser usado para determinar His en términos
de incremento de entalpía y Tis, y se prefiere sobre el uso de las fórmulas de
compresión anteriores.
El método isentrópico es mayormente aplicado a los tipos de compresores
enfriados en los cuales las velocidades, turbulencias y deslizamientos (lo cual
causa ganancia de entropía) son bajos. Esto se asemeja muy bien la operación
de los compresores reciprocantes. Para cálculo de diseño de proceso las caídas
de presión, a través de la succión del compresor y la válvula de descarga, son
despreciadas.
Para situaciones de simulación o de diseño especial, las pérdidas de las válvulas
pueden ser estimados a partir de mediciones (carta indicadora) de rendimiento o
análisis de diseño de válvulas, y son usadas para estimar la relación de máxima
presión. Esto permite un estimado más exacto de la temperatura real de descarga
alcanzada precisamente cuando la válvula de descarga comienza a abrir.
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Efectividad de Enfriamiento del Compresor
Un medio adecuado de apreciar la efectividad de enfriamiento de un compresor
es comparar la reducción de temperatura real, debida al enfriamiento del cilindro,
con la suposición convencional para compresores enfriados, por ejemplo, con la
diferencia de las temperaturas de descarga isentrópicas y sin enfriamiento. La
relación es descrita mediante el “coeficiente de efectividad de enfriamiento del
compresor”, Kc en la ecuación.
T 2real + T 1 )
ƪ
T 2is –T 1
– kc T 1 )
his
ǒ
T2is –T 1
–T 2is
his
Ǔƫ
Para un compresor sin enfriamiento, Kc=o
Para un enfriamiento al límite de una compresión isentrópica, Kc=1.0
Si 0 < Kc < 1, el enfriamiento es menos eficaz que la suposición isentrópica
convencional para un compresor reciprocante enfriado (como en los cilindros de
acero forjado y también como con las válvulas de alta caída de presión).
Si Kc > 1, se presenta mayor enfriamiento que en la suposición isentrópica (como
en los compresores de servicio al vacío y los cilindros de pequeño diámetro).
Mientras que el rendimiento observado para el enfriamiento de un compresor
puede ser usado a fin de evaluar Kc, los medios generalizados de predecir Kc no
han sido desarrollados todavía. Ver Subsección 11–H Prácticas de Diseño, Vol. VII
(versión 1986) para la discusión de varios factores que influyen directamente en
la efectividad de enfriamiento del cilindro.
Temperatura de Descarga Isentrópica para Compresores de Aire
La temperatura real de descarga de los compresores de aire de desplazamiento
positivo está usualmente muy cerca de la predicción de la temperatura de
descarga sobre una base isentrópica. La Figura 7 permite determinar rápidamente
la temperatura de descarga isentrópica para el aire atmosférico
entre –18° y 52° C (0° y 125°F) hasta una presión absoluta de descarga de 4200
kPa (600 Psia) y para una, dos o tres etapas del proceso de compresión
(interenfriado).
5.9
Detalles del Método Politrópico
Determinación de los exponentes m y n
El método politrópico admite que el nivel de entropía cambia realmente durante
la compresión de los gases reales en compresores comerciales, debido a la
ineficiencia del proceso de compresión y a la desviación del comportamiento del
gas perfecto. La trayectoria de compresión se describe mediante la relación:
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PV n + Constante, donde n 0 k
P 1 V n1 + P2 V n2
El exponente, n, puede ser evaluado como:
log
n +
ǒPP Ǔ
2
1
log
V1
V2
Donde solamente se desconoce V 2
El volumen específico de la descarga, V2 depende de T2
ǒ Ǔǒ
1
P2
V2 +
Z2 R T 2
M
Ǔ
La temperatura real de descarga, T2, es estimada según el método Edmister
mediante:
T2 + T1
ǒ Ǔ
P2
P1
m
donde m +
log (T2ńT 1)
Log (P 2ńP 1)
Usando el método Edmister, m es evaluado a partir de los datos de propiedades
de los gases y de la eficiencia politrópica como:
m +
RZ
hpoli
) RT r )
ƪēTēZ ƫ
Cp° DCp
r
Pr
a las condiciones dadas de y presión
Para encontrar un valor de m el cual describe perfectamente el proceso de
compresión completo, será necesario comenzar promediando los valores de m
evaluados a las condiciones de succión y descarga.
m prom +
m1 ) m2
2
Sin embargo, para evaluar m2 a las condiciones de descarga, debe establecerse
una suposición para T2, y luego la suposición debe ser verificada contra el valor
de T2 que resulta de:
T2 + T1
ǒ Ǔ
P2
P1
mprom
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Normalmente se requiere varias iteraciones antes de que la suposición de la
temperatura de descarga y el resultado, converjan satisfactoriamente.
Cuando en los cálculos manuales sea muy necesario la brevedad en la exactitud,
podrá evitarse el proceso de iteración evaluando solamente m y T1, y usando el
valor de T2 estimado a fin de evaluar V2 y por lo tanto, n.
Puede ahorrarse tiempo adicional con una pérdida pequeña de exactitud usando
m directamente para calcular Hpoli en lugar de (n–1)/n.
Si el tiempo lo permite y si se desea más exactitud del exponente de elevación de
temperatura m2, puede ser evaluado el valor de T2 estimado, mprom puede ser
calculado, y un estimado más exacto de T2 puede ser obtenido.
Normalmente son suficientes tres iteraciones para converger la suposición de T2
dentro de un rango de 5°C (10°F)
Detalles del Procedimiento de Iteración
Paso 1.
Paso 2.
m +
m prom
RZ
hpoli
) RT r )
ƪēTēZ ƫ Pr
r
Cp° DCp
m ) m2
+ 1
2
T 1, P 1; T r +
T1
P
, Pr + 1
Tc
Tc
Use las tablas de datos para la evaluación.
Paso 3. Asuma T2 (comience con 120°C (250°F) o T1, +95°C (170°F))
Paso 4. Evalue m2est T2asumido y P2
m 2est +
Tr +
RZ
hpoli
) RT r )
ƪēTēZ ƫ Pr
Cp° DCp
@ P 2 y T 2asumido
T 2asumido
P
, Pr + 2
Tc
Pc
Paso 5. (mprom) 1er estimado +
Paso 6.
r
T 2est + T 1
ǒ Ǔ
P2
P1
m 1 ) m 2est
2
mprom est
Paso 7. Si T2est T2 asumido
reevaluar m2@T2est’ por lo tanto: T r +
T 2est
Tc
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Paso 8.
Paso 9.
Paso 10.
Paso 11.
Indice norma
m 1 ) m 2 2do est
2
(m prom) 2do est +
T 2 2do est + T 1
Indice volumen
ǒ Ǔ
P2
P1
m prom 2do est
Continúe la interacción hasta que T2 converge cerca de
5 °C (10°F) para propósitos de diseño de servicio
Usando el T2 resultante, calcule
V2 +
ǒ Ǔ ǒǓ
1 (Z ) R
2
M
P2
(T 2) y use V 2 en
ǒPP Ǔ
n+
v
log ǒV Ǔ
log
2
1
1
2
Paso 12.
Evalue n–1 para usarlo en el cálculo de cabezal
1
Exponentes para Gases Perfectos y Relaciones a Baja Presión
Para los inertes y otros gases a las condiciones en las cuales se aproximan a los
gases ideales (Z 1.0), el procedimiento usado para evaluar el exponente de
compresión, n, puede ser abreviado por la aplicación directa de la definición de
eficiencia politrópica:
h poli +
ǒk–1
Ǔ
k
ǒn–1
Ǔ
n
Si no es necesario tanta precisión, evalúe k a las condiciones de entrada.
Cabezal Politrópico
El cabezal politrópico es calculado como:
ǒ
Ǔ ǒn–1n ǓȱȧǒPP21Ǔ
Ȳ
gc P 1 V 1
H poli +
g
n–1
n
ȳ
–1ȧ +
ȴ
ǒ Ǔ
ǒ
gc Z 1 R T 1 n
c
n–1
M
ȱ
ǓȧǒPP2Ǔ
Ȳ 1
n–1
n
ȳ1
ȧ Fo
ȴ
–1
Este valor no incluye las pérdidas por compresión y debe ser dividido por la
eficiencia politrópica para obtener la energía total de entrada por unidad de masa
del gas referido para la compresión.
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La entalpía a las condiciones de P2 y T2 reales.
h p2, T2 + h 1 ) F 5
5.10
ǒ Ǔ
H poli
h poli donde : F 5 + 0.0098 KJńkgm (BTUń778 lb pie)
Compresión Isotérmica
Muy pocos compresores del tipo comercial remueven rápidamente el calor
generado por la compresión, ya que la temperatura del gas permanece constante
a los aumentos o incrementos de presión. Como ejemplo están los compresores
de anillo líquido, los compresores de tornillo helicoidal enfriados por una inyección
de aceite, y pequeñas bombas reciprocantes de vacío. El incremento de la
entalpía a lo largo de un proceso isotérmico puede ser calculado por:
H isotérmico +
ǒgcgǓ ǒMRǓT
1
log
ǒ Ǔ
P2 1
P1 F o
Los datos de eficiencia para convertir este incremento de entalpía a trabajo total
realizado son únicos para cada máquina y no pueden ser generalizados. Los
vendedores de estos tipos especiales de compresores proveen la mejor fuente de
información en cuanto a temperatura de descarga y requerimiento de potencia.
5.11
Comparación de los Valores de Eficiencia de Compresión
La Figura 5 puede ser usada para convertir indistintamente eficiencias politrópicas
y eficiencias isentrópicas.
Cabe destacar que:
hpoli (o Dh poli)
H is (o Dh is)
+
+ Energía total de compresión requerida
h is
h poli
El valor His es típicamente de 2 a 5% más bajo que el valor de Hpoli, para idénticas
condiciones de servicio, el valor de is es típicamente de 2 a 5% más bajo que el
valor del poly. La selección de la eficiencia básica no tiene ningún efecto sobre la
energía total de compresión requerida.
Cuando se escoge el camino isotérmico como la referencia básica para expresar
el rendimiento del compresor, se debe usar el valor de la eficiencia isotérmica. Este
valor es típicamente de 6 a 9% más bajo que la eficiencia isentrópica, lo cual está
reflejado por:
Dhisotérmico < Dhisentrópico
Nuevamente, esto no tiene efecto sobre los requerimientos totales de energía para
la compresión.
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5.12
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Fuentes de Ineficiencia en Diferentes Tipos de Compresores
Mientras más se comprenden las fuentes de ineficiencia en cada tipo de
compresor, mejor se entenderán los cálculos de compresión y el análisis de los
problemas más comunes relativos a rendimiento. Cada tipo de máquina tiene
como ejemplo las clasificaciones principales en cuanto a pérdida de energía
hidráulica y mecánica, pero el fenómeno específico de trabajo y la división entre
las pérdidas mecánicas e hidráulicas difieren principalmente en cada tipo de
máquina.
En la Tabla 2 se resume en términos cualitativos las principales fuentes de
pérdidas mecánicas e hidráulicas.
5.13
Problemas Tipo
Problema 1
El problema N° 1 ilustra los cálculos para evaluar la compresión de una mezcla de
C3 con trazas de otros dos hidrocarburos, etano y isobutano. La composición del
gas ha sido dada en base de fracción molar.
Si el hidrógeno está presente, se deben usar los valores de de Tc y Pc (46°K y
2255kPa (83°R y 327 psi) respectivamente). Si se tienen otros inertes presentes,
sus propiedades también deberán ser mezcladas sobre la misma base de fracción
molar para mayor simplicidad, a pesar de que algunos errores pueden ser
cometidos.
Se ilustran dos iteraciones, lográndose una convergencia de 2°C (3°F).
Dado:
W=14.5 Kg/s (115000 lb/h),
T1 = 21°C (70°F),
Tipo de compresor: centrífugo
P1 = 219 kPa abs (31.8 Psia)
P2 = 1725 kPa abs (250 Psia)
Elemento motriz: turbina a vapor
Composición de Gas
Componente
Moles/m
Propiedades del Gas
Fracción
Molar, y
M
(1)
Tc,°k
(2)
(3)
Pc. kPa abs Cp° T1
Etano
No especificado
0.01
30
306
4881
52.3
Propileno
No especificado
0.34
42
365
4599
63.2
Propano
No especificado
0.64
44
370
4254
72.8
Isobutano
No especificado
0.01
58
408
3647
95.9
Total No especificado
1.
Para convertir de °K a °R, use °R = (°K–273) 1.8 + 492
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Indice norma
2.
Para convertir de kPa a Psia, divida entre 6.894757
3.
Para convertir Kj/Kg °K en BTU/lb °R, divida entre 4.1868
Encontrar:
Temperatura de salida, T2 y la potencia.
Solución.
Propiedades de la Mezcla de gases:
Componente
(y) (M)
(y) (Tc)
(y) (Pc)
(y) (Cp°)
Etano
Propileno
Propano
Isobutano
00.30
3.05
48.8
0.523
14.30
130.50
1565.1
21.480
28.20
236.90
2723.4
46.600
0.58
4.08
36.5
0.958
Mezcla Final
Valor Redondeado
43.38
374.5
4373.8
69.561
43.4
375
4374
70.0
T r1 +
T1 (273 ) 21)
°K + 0.786 (a las condiciones de entrada)
Tc
374°K
Pr1 +
P1 219 kPa abs
+ 0.0501 (a las condiciones de entrada)
Pc 4374 kPa abs
De la tabla 5
ǒ Ǔ
RZ + 7996.7; RT r ēZ
ēT r
+ 921.0; DCp + 3.62
Pr
Z 1 + RZ + 7996.7 + 0.961
8314.3
R
V1 +
RT 1Z1
+
P1 M
ǒ8314.3
Ǔ ǒ294
Ǔ + 0.247 m ńkg (3.96 npie ńlb)
Ǔ ǒ0.96
43.4
219
10
3
3
3
Q 1 + W x V 1 + 14.5 kgńs x 0.247 + 3.58 m3ńs (7580 pie 3ńmin)
condiciones de entrada
De la Figura 1, se obtiene que la eficiencia politrópica para un compresor
centrífugo con este flujo es de hp = 0.74
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Indice norma
(Una reducción del 4% normalmente debe ser hecha ya que m3/s real < 3.75 y P
> 1000 kPa (pie3/min real > 8000 y P > 150 psia), pero esta corrección fue omitida
para este ejemplo).
m1 +
*
ǒēTēZ Ǔ pr
) RT r
RZ
hp
r
Cp° ) DCp
+
ǒ7996.7
Ǔ
0.74
) 921.0
(70 ) 3.62) x 10 3 (*)
+ 0.16
El factor 103 se usa dado que el calor específico está generalmente
expresado en k Joul/kg°K, mientras que la constante de gas emplea. Joul/kg
°k (ésto es válido sólo en unidades métricas).
1er Tanteo para T2
Estimar T2 con base a m1
T2 + T1
ǒ Ǔ
P2
P1
m1
ǒ
+ 294 1725
219
Ǔ
0.16
+ 409°k + 136°C
T r + 409 + 1.09; P r + 1725 + 0.395
374
4371
De la Tabla 5
ǒ Ǔ
RZ + 7339; RT r ēZ
ēT r
m 2est +
7339
0.74
+ 3504.3; Cp + 6.95
Pr
) 3504
(91.0 ) 6.95) x 10 3
+ 0.137
mprom est + 0.16 ) 0.137 + 0.148
2
ǒ
T 2est + 294 1725
219
Ǔ
0.148
+ 399°k + 126°C (10° menor por el valor de 136°C)
719°R + 259°F (18° menor por el valor asumido de 277°F)
2do. Tanteo para T2
Asuma T2 = 126°C = 399 K (259°F = 719°R)
Calcule Cp° @126°C (259°F) (de la Tabla 4 A)
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Componente
Indice volumen
Cp° @126°C(1)
Indice norma
y
y Cp°(1)
(kj/kg°K)
Etano
65.7
0.01
0.7
Propileno
80.0
0.34
27.2
Propano
94.2
0.64
60.3
Isobutano
124.3
0.01
1.2
89.4
(1) para convertir kj/kg°K en BTU/lb°R divida entre 4.1868
T r + 399 + 1.07 P r + 1725 + 0.394
374
4374
De la Tabla 5
ǒ Ǔ
RZ + 7264; RT r ēZ
ēT r
m 2est +
ǒ7264
Ǔ
0.74
) 3852
(89.4 ) 8.37) x 10 3
+ 3852; DCp + 8.37
Pr
+ 9816 ) 3852 + 0.140
97770
m prom + 0.16 ) 0.14 + 0.15
2
ǒ
Ǔ
T 2est + 294 x 1725
219
0.150
+ 294 x (7.88) 0.150 + (294) (1.363) + 401°K + 128°C (722°R + 262°F)
2°C (3°F) por encima del valor asumido de 126°C (259°F), la exactitud es
aceptable, puesto que T2 converge dentro de un rango aceptable, mprom = 0.150
Z 2 + RZ + 7264 + 0.874
8314
R
V2 +
ƪ
Z 2 R T2
+ 0.874
1725
P2 M
Z avg +
401 ƫ + 0.039 m ńkg (0.625 pie ńlb)
ƪ
ƫ ƪ8314
ƫ
43.4
10
3
3
Z1 ) Z2
+ 0.960 ) 0.874 + 0.917
2
2
Si P2/P1 > 3, m es recomendado para el cálculo del cabezal.
3
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Indice manual
Indice volumen
Indice norma
Si P2/P1 es < 3, n debe ser evaluado para usarse en el cálculo del exponente n–1
n
por:
ǒPP Ǔ
n+
V
log ǒV Ǔ
Ǔ
log ǒ1725
219
2
log
1
+
Ǔ
log ǒ0.274
0.039
1
2
ǒ Ǔ
ǒ
gc Z 1R T 1 1
H poli + g
m
M
ǒ
Ǔ
gc
1
H poli + g 0.918 x 8314 x 294
43.4
0.150
PG +
ƪǒ
Ǔ
1725
219
0.150
ƫ
–1
ǒ Ǔ
Ǔ ȱȧ
Ȳ
P2
P1
ȳ
–1ȧ 1
ȴ Fo
m
1 + 35.150 x 0.362 + 12724m (41800pie)
9.806
W x Hpoli x g
+ 14.5 x 12.724 + W + 2445 kW
F 3 x h poli x gc
102 0.74
Q 2 + W x V 2 + 14.5 x 0.039 + 0566 m 3ńs (1200 pie 3ńmin) (real)
Potencia Total Requerida del Compresor
kW
HP
2445
3280
Pérdida en los Sellos, 25 kW (35HP)
25
35
Pérdida en los Cojinetes, 25 kW (35HP)
25
35
Pérdidas en los Engranajes
0
0
2495
3350
PG
P F=
Problema 2
Este problema muestra los cálculos para evaluar la compresión del aire. Las
propiedades de los componentes de una mezcla típica de aire están ampliamente
disponibles.
El flujo es dado en base volumétrica real, en preferencia a flujo másico, debido a
que este problema usa la curva del compresor en términos de flujo volumétrico
real.
Dado:
Q1
=
13.2 m3/s (2899 pie3/min) real
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0
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P1
Gas
T1
P2
Indice manual
=
=
=
=
Indice volumen
Indice norma
99 kPa abs. (14.4 psia)
aire
32°C (90°F)
208 kPa abs. (30.2 Psia)
Calcule:
Temperatura de salida T2 y potencia de embarque.
Solución:
Obteniéndose:
hp = 0.752 (Figura 1)
(Cp/Cv) P1T1 = 1.402 (Tabla 7)
Z1 = 1.000 (Tabla 7)
(Una reducción del 1% en la eficiencia politrópica es recomendable para bajar el
balance por pérdidas en la línea, pero en este ejemplo se ha omitido dicha
corrección).
ƪk–1
ƫ
k
ƪ0.402
ƫ
1.402
m1 + h +
+ 0.381
p
0.752
1er. Tanteo para T2
Primero, estimar T2 basado en el m1 anterior.
T2 + T1
ƪ ƫ
P2
P1
m1
ƪ ƫ
+ 306 208
99
0.381
+ 406°k + 133°C (729°R + 269°F)
Si se desea una mayor precisión aplique el procedimiento iterativo.
2do. Tanteo para T2
Cp/Cv a 208 kPa abs (30.2 psia) y 133°C (269°F) = 1.397
ƪk–1
ƫ
k
ƪ0.397
ƫ
1.397
m 2 + hp +
+ 0.379
0.752
m prom +
m1 ) m2
+ 0.3181 ) 0.379 + 0.380
2
2
T2 = (306) (2.1) 0.380 = 405.6°K = 132.6°C (728°R = 268°F) (0.4°C (1°F)) más bajo
que el valor asumido de 133°C (269°F), precisión aceptada.
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V1 +
ƪ
Indice manual
Z1 R T1
P1 M
ƫ
W1 +
ƪ
ƫƪ
+ 1.000 8314
99
10 3
Indice volumen
ƫ + 0.886 m
ƫ ƪ306
29
3
Indice norma
ń kg (14.1 pie 3 ń lb)
Q1
13.2 m 3ńs
+
+ 14.9 kgńs (1985lbńmin)
V1
0.886 m 3 ńkg
Para los inertes, en el cálculo del cabezal use el mismo exponente utilizado en el
cálculo de T2:
ƪ ƫƪ
gc
H poli + g
ZRT 1
M
ƫ
ƪ ƫ
ƪmpromƫȱȧ
Ȳ
1
P2
P1
m prom
ȳ
–1ȧ 1 +
Fo
ȴ
1 ƫ ƪ1.00 x 8314 x 306ƫ ƪ 1 ƫ ƪ(2.1) 0.38–1ƫ + (23543) (0.326) + 7675 m (25200 pie)
ƪ9.806
0.38
29
PG +
ƪ
ƫ
ƪ ƫ + 1491 kW
(W) (H) x g 14.9
[7675] 1
F 3 (hp) gc 0.752
102
PF + 1491 kw (2015 Hp) ) pérdidas por fugas
Potencia Total Requerida
En unidades
métricas
PG
Pérdidas en los sellos de laberintos
Pérdidas en cojinetes
5.14
En unidades
inglesas
1491 kW
2015 HP
0 kW
0 HP
25 kW
35 HP
1516 kW
2050 HP
Programas de Computación
A continuación se presentan los programas de computación disponibles para el
momento en la industria:
– Pro II, versión 4.01, SIMSCI Latinoamericana, c.a.
– Provisión, versión 4.1, SIMSCI Latinoamericana, c.a.
Estos programas son simuladores de proceso, los cuales dentro de las
operaciones unitarias que manejan, poseen la subrutina compresor. Esta
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subrutina simula una etapa de compresión isentrópica. Las condiciones de salida
y los requerimientos de potencia pueden calcularse usando la eficiencia
adiabática o politrópica. El Procedimiento de cálculo usado por default es el
método del GPSA Engineering Data Book.
Si se desea mayor precisión en los cálculos, es decir, tomando propiedades
promedio de entrada y salida en el factor de compresibilidad y el exponente
politrópico o isentrópico, según sea el caso. Debe seguirse el procedimiento
iterativo mostrado en los ejemplos.
– INTEVEP, S.A.
Dispone de 2 programas para el cálculo de compresores centrífugos y
reciprocantes, los cuales se basan en el procedimiento iterativo mostrado en los
ejemplos. Estos programas están ubicados en la base de cálculo Procalc.
6
NOMENCLATURA
Ver capítulo PDVSA–MDP–02–K–02.
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TABLA 1A COMPARACION DE LOS METODOS DE CALCULO DE
COMPRESION PARA DISEñO POR SERVICIO
Método Manual o por
No.
computadora
1
2
3
4
Manual (1)
Manual (1)
Relación
Enfriado o Pasos de
de presión No enfriado Compresión
y eficiencia
Cualquiera No Enfriado Isentrópico
Cualquiera Enfriado
Manual
Cualquiera
Diagrama de
propiedades
del gas
Enfriado
Manual
Cualquiera
Diagrama de
propiedades
del
gas
(Mollier)
Enfriado
Isentrópico
Isentrópico
Isentrópico
Exponente del
Cabezal
de
compresión y
Cálculo de HP
Fuente de Datos
para el Gas
Entrada de
Cálculos
Cálculos de
T2
Un paso por
etapa
de
procesos
ȱ
ȳ
T ȧ1 ) h ȧ
Ȳ
ȴ
k –1
k
Edmister
T 1 (r) k –1
k
k –1
k
Edmister
Un paso por
etapa
de
procesos
Un paso por
etapa
de
procesos
Un paso por
etapa
de
procesos
k–1
k
r –1
1
is
Gráfico
T1 )
T 2 t –T 1
h is
Gráfico
Gráfico
Cualquier fuente
calificada
His = h2 – h1
Gráfico
T @ P2, S 2 + S1 His = h2 – h1
Cualquier fuente
calificada
5
Manual (1)
Edmister
<3
No Enfriado
politrópico
Un paso por
etapa
de
procesos
T 1 (r)mprom
n –1
n
Edmister
6
Manual (1)
Edmister
>3
No Enfriado
politrópico
Un paso por
etapa
de
procesos
T 1 (r)mprom
mprom
Edmister
7
Manual (1)
Edmister
Cualquiera No Enfriado
politrópico
Un paso por
etapa
de
procesos
T 1 (r) k –1
khp
k –1
kh p
Edmister
1.
Los cálculos manuales tienen opción de evaluar solamente k y m a las condiciones de entrada, para abreviar u obtener por medio
de iteraciones, valores promedios reales para encontrar el valor de T2 , para una mejor precisión.
2.
Programa de eficiencia para el uso de aplicaciones de compresión para diseño de servicio
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TABLA 1B APLICABILIDAD DE LOS METODOS DE CALCULO DE
COMPRESION PARA DISEÑO POR SERVICIO
Método
N°°
1
Gases
Todos
2
Todos
3
Gases puros y
mezclas muy
comunes
4
Gases puros y
mezclas muy
comunes
5
6
7
Mezcla de
hidrocarburos
Mezcla de
hidrocarburos
Inertes y otros ge
con Z [ 1
Tipo de Compresor para el cual el
Método es Aplicable
Centrífugo
Axial
Reciprocante
Alta Presión
en el Tornillo
Esfuerzo
Helicoidal
X
X
X
X
Ligera a
moderada
Rápido
Verificación sensitiva
X
(2)
Ligera
(influenciado por
efectividad en el
enfriamiento)
Rápido
Verificación sensitiva
X
X
Buena
Rápido
Para todos los propósitos,
excepto el diseño final
Rápido
Para todos los propósitos,
excepto diseño final. Se
requieren las guías del
suplidor para el cálculo del
diseño básico.
Laborioso
Requiere una precisión de
moderada a buena. Usese
cuando no haya acceso al
computador y no se
disponga de un diagrama
apropiado del gas
Laborioso
Requiere una precisión de
moderada a bueno. Usese
cuando no haya acceso al
computador y no se
disponga de un diagrama
apropiado del gas.
Laborioso
Se requiere precisión.
Usese cuando no haya
acceso al computado y no
se disponga de un
diagrama apropiado del
gas.
X
X
X (1)
X
X
X
X
Requerido
Usos Recomendados
Moderado
(influenciado por
efectividad en el
enfriamiento)
X
X (1)
Precisión
X
X
X
Moderado a
bueno (1)
Moderada a
buena (1)
Buena (1)
NOTAS:
1. La precisión es mejorada por el uso de impulsores por etapas, pero con un incremento grande en el tiempo requerido.
2. El enfriamiento de la carcaza en los compresores rotatorios remueve pequeñas cantidades de calor, por lo que la
compresión puede ser asumida como, sin enfriamiento.
3. Las propiedades del gas deben ser obtenidas separadamente.
4. La eficiencia del compresor debe ser suministrada al programa.
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TABLA 2 FUENTES DE INEFICIENCIA Y PERDIDA POR FRICCION MECANICA EN
DIFERENTES TIPOS DE COMPRESORES
Tipo de
Compresor
Fuente Importantes de
Ineficiencia
Otras Fuentes Hidráulicas de
Ineficiencia
Otras Pérdidas de Fricción
Mecánicas
Centrífugo
Irreversibilidad en la conversión
de altas velocidades a presión, al
factor de fricción superficial y a la
turbulencia ocasionada por los
cambios de dirección y de altas
velocidades del fluido.
Fugas en los laberintos de las inter– Cojinetes (2 por carcaza) y el contacto
etapas; balance hidráulico del flujo de de los bujes de aceite con el tipo de
reciclo; pérdida total de presión entre sello del eje.
las pestañas y el rotor (en la entrada y
en la voluta de descarga) debido a los
cambios de velocidad, dirección y turbulencia.
Axial
Lo mismo de arriba
Fugas por tolerancias entre los extre- Cojinetes (2 por carcaza) y sellos del
mos del alabe de estator y el rotor, pér- eje
didas en la voluta
Reciprocantes
Tipo Pistón
Irreversibilidad en la caída de presión a través de las válvulas; irreversibilidad den la re–expansión
del gas comprimido dentro del
espacio correspondiente del cilindro; fricción entre los anillos del
pistón y el revestimiento y entre el
vástago y su empaque
Por escapes de gases en el pistón; Fricción en el cigüeñal, en las crucetas
fugas en la válvula. Así como el incre- y deslizamientos en los cojinetes
mento de las pérdidas por decrecimiento del peso molecular
Embolo
Lo mismo que para el tipo pistón
Fugas en válvulas
Lo mismo de arriba
Diafragma
Lo mismo que para el tipo pistón
Fugas en válvulas
Lo mismo de arriba
Rotatorios Tipo
Tornillo
Deslizamiento del flujo (descarga Irreversibilidad como resultado de los Cojinetes (4 por carcaza), sello del eje,
a la entrada) entre los rotores y cambios de velocidad del gas de regulación de los engranajes
entre cada rotor y la carcaza
entrada y las cavidades de salida del
rotor
Anillo Líquido
Fricción del fluido y turbulencia del Lo mismo de arriba
líquido del anillo del rotor dentro de
la carcaza
Cojinetes (2 por carcaza)
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TABLA 3 TEMPERATURAS Y PRESIONES CRITICAS PARA
SUSTANCIAS COMUNES
PC KPa (3)
PUNTO DE
EBULLICION
NBP,5C (1)
190.6
4604
–161.5
308.3
6139
–83.9
9.2
282.4
5032
–103.7
30.1
32.3
305.4
4879
–88.6
C3H6
42.1
91.6
364.8
4613
–47.7
PROPANO
C3H8
44.1
96.7
369.8
4249
–42.1
ISOBUTILENO
C4H8
56.1
144.7
417.9
4000
–6.9
I–BUTENO
C4H8
56.1
146.4
419.6
4020
–6.3
ISOBUTANO
C4H10
58.1
135.0
408.1
3648
–11.7
N–BUTANO
C4H10
58.1
152.0
425.2
3797
–0.5
ISOPETANO
C5H12
72.1
187.2
460.4
3381
27.8
N–PENTANO
C5H12
72.1
196.5
469.7
3369
36.1
N–HEXONO
C6H14
86.2
234.2
507.4
3012
68.7
N–HEPTANO
C7H16
100.2
267.0
540.2
2736
98.4
HIDROGENO
H2
2.0
–240.0
33.2
1316
–252.8
NITROGENO
N2
28.0
–146.9
126.3
3398
–195.8
OXIGENO
O2
32.0
–118.4
154.8
5081
–183.0
MONOXIDO DE
CARBONO
CO
28.0
–140.2
132.9
3499
–191.5
DIOXIDO
CARBONO
CO2
44.0
31.1
304.2
7382
–78.4
SULFURO
DE
HIDROGENO
H2S
34.1
100.4
373.6
9008
–60.3
DIOXIDO
AZUFRE
DE
SO2
64.1
157.5
430.7
7883
–10.0
TRIOXIDO
AZUFRE
DE
SO3
80.1
218.3
491.4
8491
44.8
FORMULA
PESO
MOLECULAR
TEMPERATURA
CRITICA 5C (1)
TC 5K (2)
METANO
CH4
ACETILENO
C2H2
16.0
82.6
26.0
35.2
ETILENO
C2H4
28.1
ETANO
C2H6
PROPILENO
SUSTANCIA
DE
NOTA:
1. Para convertir de °C a °F use lo siguiente °F = 1.8 °C + 32
2. Para convertir de °k a °R multiplique por 1.8
3. Para convertir de Kpa a Psia divide entre 6.894757
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TABLA 4a CAPACIDAD CALORIFICA DE UN GAS EN ESTADO IDEAL, Cp° PARA
PARAFINAS Y OLEFINAS, KJ / Kmol (UNIDADES METRICAS)
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TABLA 4b CAPACIDAD CALORIFICA DE UN GAS EN ESTADO IDEAL, Cp° PARA
PARAFINAS Y OLEFINAS, KJ / Kmol °K (UNIDADES METRICAS)
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TABLA 4c CAPACIDAD CALORIFICA DE UN GAS EN ESTADO IDEAL, Cp° PARA
PARAFINAS Y OLEFINAS, (Btu / lbmol °F) UNIDADES INGLESAS
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TABLA 4d CAPACIDAD CALORIFICA DE UN GAS EN ESTADO IDEAL, Cp° PARA
PARAFINAS Y OLEFINAS, (Btu / Lb mol °F) UNIDADES INGLESAS
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TABLA 5a PROPIEDADES TERMODINAMICAS DE LOS GASES PARA LOS CALCULOS
DE COMPRESION Y EXPANSION (UNIDADES METRICAS)
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TABLA 5a PROPIEDADES TERMODINAMICAS DE LOS GASES PARA LOS CALCULOS
DE COMPRESION Y EXPANSION (UNIDADES METRICAS)
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TABLA 5b PROPIEDADES TERMODINAMICAS DE LOS GASES PARA LOS CALCULOS
DE COMPRESION Y EXPANSION (UNIDADES INGLESAS)
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TABLA 5b (cont.) PROPIEDADES TERMODINAMICAS DE LOS GASES PARA LOS
CALCULOS DE COMPRESION Y EXPANSION (UNIDADES INGLESAS)
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Indice norma
TABLA 6 RELACION DE CLORES ESPECIFICOS, CP / CV PARA GASES A PRESION
ATMOSFERICA
Componente
Formula
Temperatura
°C (*)
Relacion de los
Calores Especificos K = Cp /Cv
Acetaldehido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH3CHO
30
1.14
Acido Acetico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH3COOH
136
1.15
Acetileno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C2H2
–71
1.31
925
1.36
17
1.403
–78
1.408
–118
1.415
Aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Amoníaco . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
NH3
15
1.310
Argón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Ar
15
1.668
Benceno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C6H6
90
1.10
Bromo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Br2
20–350
1.32
Dioxido de Carbono . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CO2
15
1.304
Disulfuro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CS2
100
1.21
Monóxido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CO
15
1.404
–180
1.41
Cloro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Cl2
15
1.355
Cloloformo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CHCl3
100
1.15
Cianuro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
(CN)2
15
1.256
Ciclohexano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C6H12
80
1.08
Dicloro Diflururo Metano . . . . . . . . . . . . . .
CCI2F2
25
1.139
Etano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C2H6
100
1.19
15
1.22
–82
1.28
Alcohol Etílico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C2H5OH
90
1.13
Eter . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C2H5OC2H5
35
1.086
Etileno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C2H4
100
1.18
15
1.255
–91
1.35
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Indice manual
Componente
Indice volumen
Indice norma
Formula
Temperatura
°C (*)
Relacion de los
Calores Especificos K = Cp /Cv
Helio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
He
–180
n–Hexano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C6H14
80
1.08
Hidrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
H2
15
1.410
–76
1.453
–181
1.597
1.660
Brumuro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Hbr
20
1.42
Acido Clohídrido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
HCI
15
1.41
100
1.40
65
1.31
140
1.28
210
1.24
20–100
1.40
Acido Cianhídrido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
HCN
Yoduro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
HI
Sulfuro de Hidrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . .
H2S
15
1.32
Iodo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
I2
185
1.30
Isobutana . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C4H10
19
1.68
Criptón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Kr
360
1.67
Mercurio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Hg
300
1.16
Metano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH4
600
1.113
300
1.16
15
1.31
–80
1.34
–115
1.41
Metil Acetato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH3COOCH3
15
1.14
Alcohol Metílico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH3OH
77
1.203
Metil Eter . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH3OCH3
Metilato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH2 (OCH3)2
6–30
1.11
13
1.06
40
1.09
Neón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Ne
19
1.64
Oxido Nítrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
NO
15
1.400
Nitrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
N2
15
1.404
Oxido Nitroso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
N2O
–181
1.47
100
1.28
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Componente
Oxigeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Indice volumen
Formula
O2
Temperatura
°C (*)
Indice norma
Relacion de los
Calores Especificos K = Cp /Cv
15
1.303
–30
1.31
–70
1.34
15
1.401
–76
1.415
–181
1.45
n–Pentano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C5H12
86
1.086
Fosforo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
P
300
1.17
Potacio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
K
850
1.77
Sodio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Na
750–920
1.68
Dioxido de Azufre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
SO2
15
1.29
Xeón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Xe
19
1.66
Fuente, International Critical Tables of Numerical Data: Physics, Chemistry,
and Technology.
NOTA: °F =
9
°C +32
5
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TABLA 7a RELACION DE LOS CALORES ESPECIFICOS Y FACTORES DE
COMPRENSIBILIDAD PARA AIRE, HIDROGENO, MONOXIDO Y
VAPOR DE AGUA (UNIDADES METRICAS)
––––– Presión, kPa ––––––
Temp. °C
100
1000
4000
––Relación de los
calores especificos
–– Presión, kPa –––––
Temp. °C
10.000
Cp/Cv––
Aire
100
1000
4000
––Factor de
compresibilidad
10 000
Z
–100
1.408
1.470
1.840
2.517
–100
0.996
0.959
0.843
0.701
–50
1.405
1.438
1.572
1.899
–50
0.999
0.985
0.941
0.881
0
1.403
1.422
1.484
1.620
0
1.000
0.995
0.983
0.971
50
1.001
1.414
1.458
1.523
50
1.000
0.999
0.998
1.010
100
1.398
1.408
1.445
1.497
100
1.000
1.000
1.005
1.023
150
1.394
1.401
1.423
1.475
150
1.000
1.003
1.011
1.031
Hidrógeno
–100
1.461
1.467
1.487
1.518
–100
1001
1.007
1.028
1.078
–50
1.426
1.430
1.439
1.456
–50
1001
1.007
1.028
1073
0
1.410
1.411
1.416
1.425
0
1001
1.006
1.025
1.065
50
1.402
1.403
1.406
1.412
50
1001
1.006
1.023
1.057
100
1.399
1.399
1.401
1.406
100
1000
1.005
1.020
1.051
150
1.397
1.398
1.400
1.402
150
1000
1.005
1.019
1.046
Monóxido de carbono
–100
1.410
1.476
1.713
2.448
–100
0.996
0.960
0.881
0.681
–50
1.402
1.588
1.991
1.991
–50
0.998
0.982
0.941
0.859
0
1.399
1.513
1.725
1.725
0
0.999
0.994
0.978
0.959
50
1.398
1.469
1.583
1.583
50
1000
0.999
0.998
1.010
100
1.397
1.444
1.513
1.513
100
1000
1.001
1.008
1.031
150
1.394
1.429
1.479
1.479
150
1000
1.003
1.013
1.039
Saturación
0.988
0.930
0.830
0.660
Agua
Saturación
1.320
1.300
1.270
1.220
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TABLA 7b RELACION DE LOS CALORES ESPECIFICOS Y FACTORES DE
COMPRENSIBILIDAD PARA AIRE, HIDROGENO, MONOXIDO Y
VAPOR DE AGUA (UNIDADES INGLESAS)
Ζ
CP/CV
Relación de los calores específicos
Factor de Compresibilidad
Aire
Presión, Atmósferas
Presión, Atmosferas
Temp., °F
–100
1
1.406
10
1.449
40
1.642
100
2.020
Temp., °F
–100
1
0.998
10
0.977
40
0.908
100
0.811
0
1.404
1.427
1.512
1.680
0
0.999
0.992
0.970
0.948
100
1.402
1.417
1.463
1.550
100
1.000
0.998
0.994
0.997
200
1.399
1.408
1.441
1.499
200
1.000
1.001
1.005
1.022
300
1.394
1.401
1.424
1.463
300
1.000
1.003
1.010
1.033
Hidrógeno
Presión, Atmósferas
Presión, Atmósferas
Temp., °F
–100
1
1.439
10
1.444
40*
1.458
100
1.479
Temp., °F
–100
1
1.000
10
1.007
40
1.208
100
1.076
0
1.415
1.417
1.421
1.434
0
1.000
1.007
1.026
1.067
100
1.404
1.405
1.407
1.415
100
1.000
1.006
1.023
1.060
200
1.400
1.400
1.401
1.406
200
1.000
1.005
1.021
1.052
300
1.398
1.398
1.399
1.402
300
1.000
1.005
1.019
1.047
Monóxido de Carbono
Presión, Atmósferas
Presión, Atmósferas
Temp., °F
0
1
1.403
10
1.431
40*
1.517
100
1.688
Temp., °F
0
1
1.000
10
0.991
40
0.960
100
0.949
100
1.401
1.418
1.474
1.577
100
1.000
0.998
0.994
1.000
200
1.398
1.410
1.451
1.526
200
1.000
1.001
1.006
1.027
300
1.394
1.403
1.432
1.484
300
1.000
1.003
1.013
1.039
Agua
Presión, Atmósferas
Temp., °F
Saturación
1
1.320
10
1.300
40
1.270
Presión, Atmósferas
100
1.220
Temp., °F
Saturación
1
0.988
10
0.930
40
0.830
100
0.660
Valores Interpolados
Fuente: Aire H2 y CO:
Agua
National Bureau of Standards Circular No 564 (1955).
Keenan and Keyes, Thermodynamic Properties of
steam (1958).
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Fig 1. EFICIENCIA POLITROPICA DE COMPRESORES
CENTRIFUGOS SIN ENFRIAMIENTO
Pie3/min 10–3
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Fig 2. EFICIENCIA ISENTROPICA TIPICA DE COMPRESORES RECIPROCANTES
Fig 3. EFICIENCIA MECANICA TIPICA DE COMPRESORES RECIPROCANTES
g W H is
BP + g
x hm
c h is 102
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Fig 4. a EFICIENCIA MECANICA DE UNIDADES DE ENGRANAJE HELICOIDAL A ALTA
VELOCIDAD A MAXIMA CARGA
Fig.4. b CORRECCION DE LA EFICIENCIA DE UNIDADES DE ENGRANAJE
PARA VELOCIDADES DE PIÑON (POR ENCIMA DE 750 KW(1000 HP)
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Fig 5. CONVERSION DE BASES DE EFICIENCIA
Fig 6. CURVAS POTENCIA AL FRENO / CAPACIDAD PARA COMPRESORES
RECIPROCANTES TIPICOS
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Fig 7. TEMPERATURA ISENTROPICA DE DESCARGA, AIRE A NIVEL DEL MAR
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TITULO
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PAG. REV.
APROB.
F.R.
APROB. APROB.
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Indice
1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
5 CONSIDERACIONES DE DISEÑO, CLASIFICACION Y APLICACIONES
7
5.1
5.2
5.3
Clasificación de Ventiladores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Ventiladores Axiales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Ventiladores Centrífugos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
7
7
10
6 GUIA PARA EL DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
15
7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
16
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OBJETIVO
El objetivo de éste capítulo es presentar los fundamentos teóricos que permitan
una comprensión de la terminología usada en ventiladores.
2
ALCANCE
Este Capítulo presentan las definiciones básicas y consideraciones relevantes
como una introducción general a la utilización de ventiladores en servicios de
proceso de planta. Una cobertura más específica se presenta en el Manual de
Diseño de Proceso (versión 1986) en Sección 8G “Hornos” (Sistemas de Tiro
Forzado).
3
REFERENCIAS
Prácticas de Diseño (versión 1986).
Vol. IV, Sección 8
Vol. VI, Sección 9
Vol. VII, Sección 11
“Hornos: Sistemas de Tiro Forzado”
“intercambiadores de Calor Enfriados por Aire”
“Compresores”
Manual de Ingeniería de Diseño
Vol. 8
“Intercambiadores de Calor”; Especificación de Ingeniería
PDVSA–EF–202–R “Torres de Enfriamiento de Tipo Inducido (No
combustible)”.
Vol.14
“Equipos
Rotativos”;
Especificación
de
Ingeniería
PDVSA–GB–201–R “Compresores Centrífugos”.
Vol.14
“Equipos
Rotativos”;
Especificación
de
Ingeniería
PDVSA–GB–205 “Ventiladores Centrífugos”.
Otras Referencias
API Standard 661, Air Cooled Heat Exchanger for General Refinery Services.
Kenny, R.S., “Fans and Blowers”, Machine Design, March 14, 1968.
Hichs, T., “Power’s Handbook on Fans”, Power Magazine (McGraw–Hill), Oct.
1951.
Ludwig, E. E., “Applied Process Design for Chemical and Petrochemical Plants”,
Volume 5, Gulf Publishing Company, 1983.
Baumeister, T., “Marks Mechanical Engineers’ Handbook”, 9th ed, Subsection on
Centrifugal and Axial Fans, Mc Graw–Hill, 1967.
Osborne W.C., “The selection and use of fans”, Oxford University Press, 1979
ASHRAE Guide and Data Book, 1979 Equipment Volume, American Society of
Heating, Refrigerating and Air–Conditioning Engineers, Inc.
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DEFINICIONES
La nomenclatura y definiciones aqui presentadas son aquellas usadas
convencionalmente en el campo de la ingeniería de ventiladores. Ellas son algo
diferente de los símbolos y definiciones aplicados comúnmente a los servicios de
compresión y al diseño de la planta de proceso, y aquí se presentan como una
referencia conveniente para el diseñador del proceso.
Ventiladores
Los ventiladores son máquinas diseñados para mover grandes volúmenes de flujo
a baja presión. Ellos emplean un tipo de impulsor con un rango de velocidades de
20 a 180 m/s (70 a 600 pie/s), muchos modelos están limitados a 60 a 75 m/s (200
a 250 pie/s). Los compresores centrífugos, en contraste, generalmente operan a
un máximo de 200 a 300 m/s (700 a 1000 pie/s). La diferencia entre ventiladores
y compresores es arbitraria y ha sido colocada en un incremento de densidad del
7% por las pruebas de las normas ASME correspondiente a una relación de
presión de 1.1 o a un aumento de presión atmosférica de 10 kPa (40 pulg. agua).
El término general “soplador” es a menudo usado como sinónimo de “ventilador”
o compresores de baja presión de varias clases. Sin embargo, “soplador” no tiene
una definición explícita y se debería evitar su uso.
Presión
La presión desarrollada en ventiladores procede de dos fuentes: La fuerza
centrifuga debida a la rotación de un volumen encerrado de gas o aire y la
velocidad impartida al aire o el gas por las aletas. La fuerza centrifuga desarrollada
por el rotor produce una compresión del aire o el gas que se denomina presión
estática; La velocidad impartida por las aletas del ventilador es convertida
parcialmente en presión por la caja del ventilador, en forma espiral o caracol.
La Presión Total de operación Pt en un punto cualquiera, es la suma de la
presión estática más la presión de velocidad; esto puede ser escrito de acuerdo
a la ecuación Ver Figura 1.
Pt = Ps + Pv
Ec.(1)
La presión total de un ventilador, PTV el aumento de la presión total desde la
entrada del ventilador a la salida. Es medida por la lectura del diferencial entre las
caras de los tubos de impacto del gas que fluye por la entrada del ventilador y que
descarga por lo ductos (por los lados). Para un ventilador de aire atmosférico,
manual, sin ducto de entrada, la presión total en el lado de entrada, Pt, es cero
(manométrica) y Pt en el lado de la descarga es igual al PTV. La presión total de
un ventilador, como el cabezal de un compresor, es la medida del incremento de
energía impartida por el ventilador al gas que fluye, pero por unidad de volumen
como base en vez de ser por unidad de masa.
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La presión de velocidad de un ventilador, PVV, es la presión debida al promedio
de velocidad a través de la salida del ventilador, Vm.
PVV = F7 ρ (Vm)2
Ec.(2)
donde:
PVV = Presión de Velocidad de un Ventilador
r=
Densidad del gas en la salida del ventilador
Vm = Q/A (m/p)
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
kPa
pulg H2O
kg/m3
lb/pie 3
m/s
pie/min
Q=
Velocidad de flujo volumétrico real a las
condiciones de salida
m3/s
pie3/min
A=
Area transversal a la salida del ventilador
m2
pie2
F7 =
Factor cuyo valor depende de
las unidades usadas
5x10–4
1/1.203x10 6
Para aire a “condiciones estándar” 20°C (70°F), ρ = 1.2014 kg/m3 (0.075 lb/pie3)
y PVV = 6.007 x 10–4 Vm2 (PVV = (Vm/4005))2
El PVV está indicado por la lectura diferencial entre un tubo de impacto encarando
la dirección del flujo del aire a la entrada del ventilador y la lectura estática normal
del flujo de aire en la salida del ventilador.
La presión estática de un ventilador, PEV, es la diferencia entre la presión total
y la velocidad de presión del ventilador. La presión estática es indicada por la
lectura diferencial del tubo de impacto encarando la dirección del aire en la entrada
del ventilador, y la lectura estática normal al flujo de aire en la salida del ventilador.
La magnitud de ésta presión estática desarrollada depende de la razón de la
velocidad del aire que sale de las puntas de las aletas a la velocidad del aire que
entra al ventilador en la base de las aspas. Por consiguiente, cuando más largas
son las aletas, tanto mayor será la presión estática desarrollada por el ventilador.
Densidad
La Densidad del Aire a Condiciones Estandar es 1.2014 kg/m3 (0.075 lb/pie3)
correspondiente a una temperatura ambiente de 20°C (70°F) y a una presión
ambiente de 101.325 kPa (14.7 psia).
La densidad del aire puede ser evaluada en términos de condiciones ambientales
por:
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ò+
ρ
= Densidad del aire
PB
= Presión barométrica
T
= Temperatura
F8
=
Indice volumen
Indice norma
F 8P B
T
Ec. (3)
Factor cuyo valor depende de las unidades
usadas
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
kg/m3
lb/pie3
kPa
pulg Hg
°k
°R
3.492
1.325
La densidad a condiciones estándar del gas combustible es 1.252 kg/m3 (0.078
lb/pie3), correspondiendo a las mismas condiciones estándar (20°C y 101.325 kPa
(70°F y 14.7 psia)) y M = 30.2. Las correcciones deben realizarse para convertir
la densidad estándar a densidad a temperatura y presión particular.
Otros Términos:
La unidad de presión es un kilopascal (una columna de una pulgada agua
(densidad de agua 62.4 lb/pie3)).
El volumen (flujo) manejado por un ventilador es el número de metros cúbicos
de aire por segundo (pie cúbicos de aire por minuto) expresado a las condiciones
de salida del ventilador.
El área de salida del ventilador, es el área interior de la abertura a la salida del
ventilador, en metros cuadrado (en pies cuadrado).
La potencia de salida del ventilador es la potencia suministrada a la corriente
de aire y es llamado caballaje de potencia del aire. Esta está basada en el volumen
manejado por el ventilador y la presión total del ventilador.
Pa = F9 Pt Q
(Ec.(4)
donde:
Pa =
Caballaje de potencia
condiciones estándar
de
aire
a
F9 =
Factor cuyo valor depende de las unidades
usadas
Pt=
Presión total
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
kW
Hp
1
1.57 x 10–4
kPa
pulg H2O
El caballaje de potencia para gases diferentes al aire o para aire por debajo de
condiciones no estándar es obtenido por la multiplicación de valores cercanos a
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la relación de la densidad real con la densidad del aire estándar 1.2014 kg/m3
(0.075 lb/pie3).
Potencia de la Presión Estática – En algunos servicios de ventiladores, la
presión de velocidad es malgastada (es decir, no es convertida especialmente) y
solamente la presión estática es utilizada. La presión estática, Ps, puede ser
sustituida por Pt para obtener la potencia de la presión estática.
La potencia de entrada para un ventilador, es la potencia entregada en el eje
del ventilador.
Eficiencia Mecánica de un Ventilador, es la relación entre la potencia de salida
y la potencia de entrada.
Eficiencia Estática de un Ventilador es la eficiencia mecánica multiplicada por
la relación de presión estática a presión total.
es +
em P s
Pt
del aire +
PF, KWńHP + Potencia
e
m
Ec. (5)
Potencia de la presión Estática
es
Ec. (6)
Velocidades Específicas de Ventiladores – El rendimiento característico de los
ventiladores axiales y centrífugos son convenientemente anulados, predichos y
comparados con el uso del parámetro de “velocidad específica del ventilador”, el
cual caracteriza el uso del impulsor. La velocidad específica es la velocidad en
rev/s a la cual se podría operar un ventilador si se redujera proporcionalmente en
tamaño para entregar 1 m3/s contra una presión estática de 1 kPa (es la velocidad
en rpm a la cual se podría operar un ventilador si se redujera proporcionalmente
en tamaño para entregar 1 pie3/min contra una presión estática de 1 pulg de H2O):
ǒ Ǔ
1ń2
ò
Ns + N Q
(P s) 3ń4 F 10
0.75
Ec. (7)
donde:
Ns=
Velocidad específica
F10=
Factor cuyo valor depende de las unidades
usadas
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
rev/s
rpm
1.2014
0.075
Diámetro Específico es el diámetro de un ventilador requerido para entregar 1
m3/s de aire a condiciones estándar (1.2014 kg/m3) contra una presión estáticas
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de 1 kPa dada la velocidad específica (diámetro de un ventilador requerido para
entregar 1 pie3/min de aire a condiciones estándar (0.075 lb/pie3) contra una
presión estática de 1 pulg de H2O dada la velocidad específica).
5
CONSIDERACIONES DE DISEÑO, CLASIFICACION Y
APLICACIONES
5.1
Clasificación de Ventiladores
Los ventiladores son clasificados en dos tipos generales: axiales (donde el aire o
el gas se mueve paralelo al eje de rotación) y centrífugos (el aire o el gas se mueve
perpendicular al eje).
Flujo Axial:
1.
Ventiladores de hélice (o propela): Usado para mover grandes cantidades de
aire y baja presión estática. Comunmente usado para ventilación en general.
Se clasifican de acuerdo al tipo de propela usada: de disco usada para el
movimiento de aire limpio donde no hay ducto; y de tubo axial diseñados para
mover el aire en un amplio rango de volúmenes a presión media.
2.
Ventiladores con aletas de guía
Diseñados para mover aire o gases en un amplio rango de volúmenes y
presiones. Construido con un diseño aerodinámico se logran desarrollar
altas presiones.
Flujo Centrífugo
Se construyen de dos tipos generales: de paletas rectas o placas de acero, de
hojas curvas hacia adelante y de hojas curvas hacia atrás.
5.2
Ventiladores Axiales
1.
Ventilador de Hélice – Aplicaciones – Los ventiladores de hélice utilizan
álabes largos sobre pequeños pernos para mover grandes volúmenes, a
presiones en el rango de 0 a 0.25 kPa (0 a 1 pulg de agua). Ellos normalmente
están colocados dentro de un orificio o abertura, especialmente perfilado,
pero con poco o sin ningún canal en ambos lados. Los extractores de pared
o techo (como “ventiladores de ático”) y ventiladores de pared son ejemplos
de género sencillo y de baja potencia. Las torres de enfriamiento y
ventiladores de intercambiadores de calor enfriados por aire son ejemplos de
géneros mecanizados de alta potencia.
2.
Eficiencia – La eficiencia puede ser tan baja como de 10 a 20% para orificios
de diseño rústico. Las hojas anchas del tipo de ventiladores doméstico
tienden a ser silenciosas pero de baja eficiencia. Los álabes angostos son
más eficientes pero producen mayor ruido.
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La eficiencia estática de los ventiladores de hélice de álabes largos,
típicamente es de 30 a 35%. Las velocidades de rotación están limitadas a
60 m/s (200 pie/s) para limitar la generación de ruido. El promedio de la
velocidad a través del área del ventilador esta en el rango de 6 a 13 m/s (1200
a 2500 pie/min).
Para una buena distribución del flujo de aire en los intercambiadores de calor
enfriados por aire, el diámetro del ventilador es seleccionado de manera tal
que el área del ventilador sea mayor del 40% del área base total del banco
de tubo.
La eficiencia es típicamente 20% más baja que para el tipo de tubo axial si
la abertura parcial (u orificio) es diseñada para transición de flujo lento.
3.
Diseño de Orificio – El orificio o apertura en el cual un ventilador de hélice
“parcialmente sellado” es colocado afecta significativamente el
funcionamiento del ventilador. Los tipos más comunes de orificios son los
ilustrados en la Fig. 2 debido a que el diseño del orificio y la posición del
ventilador influyen significativamente en el funcionamiento. Las
clasificaciones de los fabricantes de ventiladores están basadas en orificios
de tipos y dimensiones específicas. Los factores en la configuración del
orificio que afectan el funcionamiento del ventilador son:
a.
Tolerancia para Tipos de Hojas 1.5 a 2% (tolerancias diametral
sobre el diámetro del ventilador) típicamente es el nivel óptimo,
comprometiendo alta eficiencia con fabricación práctica. API estándar
661 específica 0.5% o 13 mm (1/2 pulg), el que sea más grande.
b.
Profundidad Axial del Orificio – Un radio de bocina del 10% el
diámetro del ventilador sobre el lado de salida optimiza la eficiencia
estática y acorta la profundidad.
c.
Posición del Ventilador – La proyección de la profundidad axial de
los álabes del ventilador más alta del lado de la descarga del orificio,
debe ser alrededor de 1/3 del total de la profundidad del álabe, para
así lograr un mejor modelo de la curva de capacidad de presión y
eficiencia.
d.
Tipos de Orificios – De los tres tipos comunes, de borde afilado,
bocina y cilíndrico, la bocina tiene las formas de las curvas de presión
estática más pequeña. Los orificios más simples y baratos son los de
borde afilado.
Torres de Enfriamiento y Ventiladores de Intercambiadores de Calor,
Enfriados por Aire. Los ventiladores de hélice de baja velocidad emplean un
número pequeño de álabes largos y delgados usados para pasar el aire enfriado
a través de las torres de enfriamiento e intercambiadores de calor enfriados por
aire. Los ventiladores comúnmente son usados para inducir el tiro en las torres de
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enfriamiento (es decir, en el tope del dibujo de las torres de aire ascendente) y para
el tiro forzado en intercambiadores de calor (es decir, debajo del banco de tubo
soplando hacia arriba). El aumento de presión estática para esos servicios
típicamente está cerca de 0.12 kPa (0.5 pulg de agua). En unidades de torres de
enfriamiento, los motores horizontales y accionadores de engranaje de ángulo
recto usualmente son usados en grandes sistemas de ejes acoplados para
conveniencia del montaje del motor. En unidades de intercambiadores del calor,
los accionadores de correas son los más usados.
Para torres de enfriamiento se utilizan de 4 a 8 álabes con un diámetro de rotor de
6 a 8.5 m (20 a 28 pie) (largo de la torre). Los motores de dos velocidades
comúnmente son usados para un mejor control. El rendimiento puede ser ajustado
manualmente cambiando el ángulo del álabe. La clasificación de potencia para
torres grandes, típicamente es de 75 a 150 kW (100 a 200 HP) (0.18 a 0.20 kW
por dm3/s capacidad de agua (15 a 20 HP por 1000 gpm de capacidad de agua)).
Los álabes son construídos de aluminio o de fibras de vidrio reforzados para que
resistan la corrosión.
Los ventiladores de intercambiadores de calor enfriados por aire tienen de 4 a 12
álabes, los de 6 son los más comunes. El rango de diámetros de rotores va desde
1.2 a 5.5 m (4 a 18 pie) siendo los de 2.5 a 4.5 m (8 a 14 pie) los más construidos.
La clasificación de la potencia típicamente es de 7.5 a 30 kW (10 a 40 HP) por
ventilador. Los álabes de ventiladores de paso variable, accionadores de dos
velocidades y rejilla de ventilación ajustable son usados como control. Los detalles
en la selección del modo de controlar se incluyen en las Prácticas de Diseño
(versión 1986) Vol. V Secc. 9I, “Intercambiadores de Calor Enfriados por Aire”.
Axial versus Centrífugos – Los ventiladores axiales tienden a ser menos
costosos en el rango elevado de alto voltaje y baja presión. El tipo de ventilador
axial con salidas cercanas y aletas de estator tienen el mismo nivel de eficiencia
que los ventiladores centrífugos, pero otros tipos axiales tienen menos eficiencia.
Los ventiladores centrífugos generalmente son más fáciles de controlar,
silenciosos, resistentes y versátiles que los axiales y tienen más aplicación para
hornos de corrientes forzadas y servicios de procesos generales de plantas. Los
axiales siempre se usan para torres de enfriamiento e intercambiadores de calor
enfriados por aire, y son comunes en servicios de ventilación industrial. Los axiales
tienden a ser más ruidosos que los centrífugos, especialmente para las presiones
superiores a 1.3 kPa (5 pulg de agua).
Aleta de Guía Axial y Tubo Axial – Estos tipos de ventiladores son diseñados
para instalaciones interiores en conductos redondos, usando un caudal de
corriente anular alrededor del rotor. Las aletas de guía axial emplean aletas de
estator para dirigir el aire aguas arriba y/o aguas abajo del rotor a ángulos
seleccionados para mayor eficiencia. Las aletas de guía axial adquieren
eficiencias de 40 a 65% contra presiones de 0.12 a 1.5 kPa (0.5 a 6 pulg de agua).
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Aletas axiales especiales de alto funcionamiento son diseñadas para presiones de
4 a 16 kPa (16 a 65 pulg de agua), algunas veces multietapas. Los tubos axiales
usan rotores de soporte propulsores de gran potencia con aumento a 8 hojas
anchas, pero no tienen aletas estacionarias. La presión estática máxima es de 0.6
a 0.7 kPa (2.5 a 3 pulg de agua). La eficiencia es de 35 a 55%.
5.3
Ventiladores Centrífugos
Aplicaciones – Los ventiladores centrífugos son aplicados en calderas y en
servicio de calentadores de tiro forzado y servicio de recirculación de gas caliente,
sistemas limpiadores de polvo y en equipos y construcción de sistemas de
ventilación.
Comparación General de Tipos de Ventiladores – Los ventiladores centrífugos
son rutinariamente aplicados para incrementar la presión a unos 10 kPa (40 pulg
de agua), existen modelos especiales a 22.5 kPa (90 pulg de agua). El bastidor
es fabricado de láminas planas y curvas. Los impulsores de los ventiladores
centrífugos están construidos en tres tipos principales de impulsores,
caracterizados por la orientación del extremo de los álabes del impulsor: extremo
inclinado hacia atrás, extremo radial y extremo inclinado hacia adelante. El ángulo
del extremo (final de la descarga; el final de la entrada del álabe es llamado base)
relativo para la dirección de rotación es el factor más importante que determina el
rendimiento y otras características. Algunas otras variaciones, tienen menor
efecto sobre las características de los ventiladores. Las características generales
de los tres tipos pueden compararse tal como se muestra en la siguiente tabla.
CARACTERISTICAS RELATIVAS DE VENTILADORES CENTRIFUGOS
Características
Extremos
Inclinados
Hacia Atrás
Extremo Radial
Extremo
Inclinado Hacia
Adelante
Costos Iniciales
Alto
Mediano
Bajo
Eficiencia
Alto
Mediano
Bajo
Bueno
Bueno
Pobre*
Estabilidad de operación
Requerimiento
Espacio
de
Mediano
Mediano
Pequeño
Requerimiento
Velocidad
en
Extremos
de
los
Alto
Mediano
Bajo
Resistencia a la Abrasión
Mediano
Bueno
Pobre
Habilidad para Manejar
Materiales Viscosos
Mediano
Bueno
Pobre
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Características
Extremos
Inclinados
Hacia Atrás
Extremo Radial
Extremo
Inclinado Hacia
Adelante
Adecuado
para
Corrosión/
Revestimiento resistente
a la Erosión
Mediano
Alto
Pobre
Adecuado
Aplicación
de
Temperaturas
Regular
Alto
Bueno
Cerrada
Largo
Mediano
Bajo
Alto
Más bajo
para
Altas
Intersticio de Sólida
Generación de Ruido
Las propiedades de los impulsores típicos de estos tipos comunes son los
siguientes:
* Puede ser estable con controles propios y sistemas de diseño.
Tipo de Impulsor
Relación diámetro de
entrada diámetro de la
rueda
Relación ancho
al diámetro
Extremo inclinado hacia atrás
0.75
0.26
Extremo radial (curvo hacia
adelante hasta la base)
0.78
0.35
0.50 – 070
0.38 – 048
0.88
0.55
Extremo radial (plano)
Extremo
adelante
inclinado
hacia
Número de Alabes – El número de álabes en un impulsor de un ventilador
centrífugo es seleccionado por el diseñador del ventilador de acuerdo a varios
factores óptimos:
1.
Un gran número de álabes minimiza del deslizamiento, por tanto incrementa
el aumento de presión y capacidad.
2.
Un gran número de álabes provee una estructura altamente rígida (impulsor
cerrado).
3.
Un pequeño número de álabes minimiza el costo de manufactura de
unidades de pequeña capacidad.
El número típico de álabes de impulsores es como sigue:
Ver Fig. 3 para las formas de las curvas de rendimiento típico, para cada uno de estos
tipos.
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Tipo de Impulsores
Número de
Alabes
Extremo Curvado hacia atrás, álabe de espesor
delgado
12 a 16
Extremo curvado hacia atrás, álabe de forma
aerodinámica
8 a 12
Extremo radial, tipo de alta presión
10 a 24
Extremo radial, tipo escape
5 a 10
Extremo inclinado hacia adelante
32 a 64
Alabe de Extremo Inclinados hacia Atrás
1.
Los tipos más comunes son los de servicio de tiro forzado
2.
Los tipos de mayor eficiencia, del 65 al 80% con álabes delgados, del 80 al
90% tienen álabes aerodinámicos. La curva de requerimiento de potencia
con un máximo, por lo tanto no se sobrecargará a alto flujo y baja presión.
3.
La curva de presión tiene una gradual declinación de presión en el lado de
baja presión del punto pico de presión.
4.
Variedades de álabes: álabes curvos, planos y de superficie aerodinámica
5.
Se requieren velocidades mayores para otros tipos de ventiladores
centrífugos, para las mismas condiciones de servicio.
6.
Una alta proporción de la presión desarrollada, está en forma de presión
estática.
Alabe de Extremo Radial
1.
Es el tipo más común para servicios de inducido en la succión.
2.
Es usado en servicios de sólidos aerotrasportados e impuros.
3.
Usados en largos períodos de trabajo.
4.
Son álabes protegidos contra erosión y corrosión.
5.
La eficiencia está en un rango entre 50% y 70% con un 20% típico de presión
desarrollada como velocidad.
6.
Los requerimientos de potencia se incrementan continuamente a medida
que el flujo aumenta.
7.
Los tipos radiales con curvaturas hacia adelante permiten mejor eficiencia,
álabes más cortos y mayores velocidades.
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Alabes de Extremo Inclinado hacia Adelante
1.
Escasamente usados en servicios de procesos.
2.
Comúnmente se usan en calentamiento residencial y sistemas de aire
acondicionado.
3.
“Jaula de Ardilla” construcción con gran número de álabes bajos.
4.
Requerimientos de baja velocidad lo que permite bajo nivel de ruido.
5.
Eficiencia de 55 a 75%.
6.
Tiene una penetración en la curva de presión sobre el lado de baja presión
del punto pico de presión.
7.
La curva de potencia se incrementa severamente a medida que el flujo
aumenta requiriendo cuidadosa selección del accionador y del sistema de
control.
8.
Limitado a servicios de limpieza.
9.
Su funcionamiento generalmente no es estable a velocidades del impulsor
superiores a 20 m/s (65 pie/s).
10. Su capacidad de desarrollo es 10 veces mejor que la de un ventilador axial
a la misma velocidad.
Ventiladores para Servicios a Altas Temperaturas – Los modelos de
ventiladores centrífugos están disponibles para temperaturas de gases hasta
540°C (1000°F), para servicios con tiro de combustión inducida y recirculación de
gases calientes. Los impulsores para circulación de aire están colocados en el eje
entre la carcaza y los cojinetes, a fin de proteger los cojinetes y el acoplamiento
de altas temperaturas. Los cojinetes lubricados con sistemas de circulación de
aceite se utilizan en estos casos. La velocidad empleada por el diseñador del
ventilador para servicios a altas temperaturas es menor que las velocidades
usadas para servicios a temperatura ambiente, típicamente hasta un 96% máximo
a 230°C (450°F) y 75% a 425°C (800°F).
Los impulsores radiales son usados normalmente de tal forma que la altura
requerida puede ser obtenida con un mínimo de velocidad. Se deberá consultar
con los especialistas en maquinaria cuando se consideren aplicaciones
específicas.
5.4
Sopladores de Presión
Una clase de pequeños ventiladores centrífugos de alta presión existen entre el
rango normal 10 kPa (40 pulg de agua) y el bajo extremo de los compresores
centrífugos de alta resistencia (r = 1.3). Estas máquinas son llamadas ventiladores
de presión, turbo–sopladores y sopladores centrífugos. Máquinas de esta clase
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producen presión hasta de 22.5 kPa (90 pulg de agua) para flujos de alrededor de
1.4 m3/s (3000 pie3/min). Normalmente son usados impulsores radiales
especialmente diseñados para altas velocidades. Algunos modelos emplean
multietapa. Los servicios en este rango requieren de especificaciones
individuales, ya que las especificaciones estandarizadas no están disponibles.
5.5
Servicios en Hornos de Tiro Forzado
Ver Prácticas de Diseño (versión 1986) Sección 8G “Hornos, en Sistemas de Tiro
Forzado”.
5.6
Control de Ventiladores Centrífugos
Los métodos comunes de control de los ventiladores centrífugos (el primero de los
tres es disponible para operación manual o automática) aplicados en servicios de
procesos de planta son los siguientes:
Guías Móviles en los Alabes de Entrada estas son posicionadas para responder
a la señal de control por la variación del ángulo de prerotación del gas de entrada
y por lo tanto, de la variación de cantidades de trabajo del ventilador para poder
convertirla en presión. Este método es eficiente pero requiere de equipos más
costosos que los reguladores. La potencia consumida con el control de los álabes
internos hasta un 75% del flujo normal es alrededor del 75% de la normal, contra
casi el 90% de la normal con los reguladores de salida. Este método de control es
recomendado para calentadores accionados por motor y ventiladores de calderas.
Los reguladores de los orificios del flujo de gas, (cualquiera de los dos, ya sea
en la entrada o salida del ventilador) se utilizan para variar la curva de resistencia
del sistema, y por lo tanto, mueven el punto de operación a lo largo de la curva
presión/flujo del ventilador. Este método malgasta la potencia a bajo flujo, pero
utiliza equipos de bajo costo.
Los Impulsores de las Turbinas a Vapor con Velocidades Variable – mueven
las curvas presión/flujo hacia arriba y abajo por las leyes de los ventiladores, a fin
de ajustar el flujo. Este método es eficiente pero requiere que la turbina a vapor
sea lo más económicamente seleccionada y requiere un regulador más costoso
que el normalmente suministrado con la turbina a vapor, de propósitos generales.
La capacidad de presión a la descarga del ventilador, decrece a medida que la
velocidad es reducida, y esto no es conveniente en algunos servicios de
ventiladores.
El control de las velocidades variables puede venir acompañado con motores de
velocidad variables o motores de velocidad constante con acoplamiento de fluido
o acoplamiento magnético. Estos son escasamente usados debido al incremento
en costo de equipos y mantenimiento.
La transmisión por correas en V permiten un ajuste en el rendimiento del
ventilador, por medio de un cambio manual en las poleas. Este método de las
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correas es ampliamente aplicado para ventiladores de grandes diámetros con
velocidades por debajo del nivel de velocidades de un motor de 6 polos (16 a 19
rev/s (960 a 1150 rpm)), para tamaño de accionadores por encima a 115 kW (150
HP) y para servicios generales. Estos comúnmente se usan en ventiladores de
intercambiadores enfriado con aire. La transmisión por correas en V puede ser
utilizada en conjunción con las guías de los álabes y reguladores. Los cambios del
rendimiento resultan de los ajustes en las velocidades, y podrían estimarse si se
utilizan los álabes de los ventiladores Ver Prácticas de Diseño (versión 1986)
Sección 11E “Compresores Centrífugos”.
Requerimientos para el Diseño y Construcción de Ventiladores Centrífugos
Para servicios donde la unidad funciona largos períodos, menores de 8000 horas,
los especialistas en maquinarias dan asistencia para determinar la excepciones
que deben tomarse para minimizar costos en equipos. Hornos de reformación
catalítica y calderas a vapor con ventiladores de tiro forzado algunas veces
requieren menos de 8000 horas de funcionamiento continuo y en consecuencia
permite el uso de ventiladores de propósito general.
5.7
Curvas de Rendimiento de los Ventiladores
La Figura 3 presenta curvas de rendimiento típicas de varios tipos de ventiladores
comunmente usados.
6
GUIA PARA EL DISEÑO
Ver PDVSA–MDP–02–K–02 para los procedimientos a ser seguidos para
servicios de compresores generales. Alguno de los pasos pueden ser omitidos
para el diseño de servicio de ventiladores.
Ver Prácticas de Diseño, (versión 1986) Vol.V, Sec. 9 para procedimientos de
diseño de intercambiadores. Ver Prácticas de Diseño, (versión 1986) Vol.IV, Sec.
8 para procedimientos de diseño de servicio de ventiladores de tiro forzado de
hornos.
Para otros tipos y servicios de ventiladores, consultar con especialistas en
maquinarias.
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NOMENCLATURA
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
m2
pie2
A=
Area transversal a la salida del ventilador
em =
Eficiencia mecánica
adim.
adim.
es =
Eficiencia estática
adim.
adim.
N=
Velocidad
rev/s
rpm
Fi =
Factor cuyo valor depende de las unidades
usadas (ver tabla al final)
Pa =
Potencia del aire
kW
HP
PB =
Presión barométrica
kPa
pulg de Hg
Ps =
Presión estática del caudal
kPa
pulg de agua
Pt =
Presión total del caudal
kPa
pulg de agua
Pv =
Presión del caudal de velocidad
kPa
pulg de agua
kPa
pulg de agua
kW
HP
PVT = Aumento de la presión total del ventilador
kPa
pulg de agua
Aumento de la presión de velocidad de un
ventilador
kPa
pulg de agua
Q=
Flujo a la descarga
m3/s
pie3/min
T=
Temperatura
°k
°R
m/s
pie/min
kg/m3
lb/pie 3
PEV =
PF =
PVV =
Vm =
ρ=
Aumento de
ventilador
la
presión
estática
de
Potencia al freno
Velocidad promedio de flujo
Densidad
Factores cuyo valor depende de las unidades usadas
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
F7= Ec.(2)
5 x 10–4
1/11.20 3 x 10–6
F8 = Ec. (3)
3.492
1.325
F9= Ec. (4)
1
1.57 x 10–4
1.2014
0.075
F10 = Ec. (7)
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Fig 1. METODOS PARA MEDIR PRESIONES EN UN DUCTO DE AIRE
Nota: Presión kPa (Pulg. de H2O)
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Fig 2. ORIFICIOS PARCIALES EN CARCAZA DE VENTILADORES AXIALES
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Fig 3. CURVAS DE RENDIMIENTO TIPICO DE VENTILADORES
COMUNMENTE USADOS
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PDVSA N °
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0
NOV.97
REV.
FECHA
APROB.
E PDVSA, 1983
TITULO
EYECTORES
APROBADO
37
DESCRIPCION
FECHA NOV.97
L.R.
PAG. REV.
APROB.
F.C.
APROB. APROB.
FECHA NOV.97
ESPECIALISTAS
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EYECTORES
PDVSA MDP–02–J–01
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FECHA
0
NOV.97
Página 1
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Indice norma
Indice
1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
5 CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4
6 PROCEDIMIENTO DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
10
7 INFORMACION REQUERIDA PARA LA ESPECIFICACION . . . . .
14
8 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
19
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ALCANCE
Este Documento cubre el diseño y los requerimientos de Servicios en eyectores,
con algunos antecedentes pertenecientes a la selección de equipos. Debido a que
la mayoría de las aplicaciones usan vapor de agua como fluido motriz del eyector,
los eyectores con chorro de vapor de agua son cubiertas en mayor detalle.
2
REFERENCIAS
PDVSA
SN–252, MID, Vol. 16
“Control de Ruido en Equipos”ó
OTRAS REFERENCIAS
Gibbs, C.W., ed., “Compressed Air and Gas Data”, Ingersoll Rand Company, 1969.
Scheel, L.F., “Gas and Air Compressor Machinery”, McGraw Hill Book Company,
1961.
Ludwig, E.E., “Applied Process Design for Chemical and Petrochemical Plants”,
Vol. III, Gulf Publishing Company, 1994.
Frumerman, R., “Steam Jet Ejectors”, Chemical Engineering, June, 1956.
Power, R.B., “How To Specify, Evaluate and Operate Steam–Jet–Air Ejectors”,
Hydrocarbon Processing and Petroleum Refiner, February 1964, Vol. 43, No. 2, pp.
121 to 126; March 1964, Vol. 43 No. 3, pp. 138 to 142; April 1964, Vol. 43 No. 4,
pp. 149 to 152.
Newman, E.F., “How to Specify Steam–Jet Ejectors”, Chemical Engineering, April
10, 1967, pp. 203 to 208.
“Standards for Steam Jet Ejectors”, Heat Exchange Institute, New York, 1956.
Perry’s Chemical Eng. (Handbook, Seventh Edition, 19977.
Maxwell Data Book on Hydrocarbons, Applications to Process Engineering.
3
ANTECEDENTES
Los eyectores son dispositivos para elevar la presión de líquidos o vapores, los
cuales operan por el arrastre del fluido que se desea bombear por un chorro a alta
velocidad de un fluido motriz, el cual está a mayor presión. (Ver Figura 1 para
observar la sección transversal de un eyector). Los eyectores no tienen partes
movibles, pero son mucho menos eficiente que bombas y compresores mecánicos
y por lo tanto son aplicados solamente donde hay grandes cantidades de vapor
motriz de baja presión o gas comprimido disponible a bajo costo. Debido a que
ellos pueden manejar grandes cantidades de flujo a las bajas presiones
requeridas, éstos son comúnmente usados en torres de destilación al vacío y
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condensadores de superficie de vapor de agua, para comprimir vapores los cuales
no son condensables a las temperaturas disponibles de agua de enfriamiento, a
las presiones que pueden ser condensados o venteados del sistema de vacío.
Los eyectores para condensadores de descarga del vapor de agua de turbinas,
son normalmente diseñados y suplidos por el suplidor del condensador y no
requiere Especificaciones de Diseño detalladas. La información en este
documento puede ser usada para estimados de servicios y para evaluaciones de
sistemas de eyectores diseñados por suplidores de condensadores.
4
DEFINICIONES
Compresor Término (Termocompresor)
Un eyector que opera con presión de succión por encima de la atmosférica, y
usualmente con una relación de compresión menor que 2 (flujo sub–crítico).
Eyectores de Relevo
Eyectores utilizados para las etapas con alto volumen o baja presión de un sistema
de multietapa, hasta un nivel de presión donde los condensadores son efectivos
a la temperatura disponible del agua de enfriamiento.
Relación de Presión
La relación de la máxima presión de descarga, P2, a la presión de entrada del
fluido de arrastre, P1.
Relación de Expansión
La relación de la presión de entrada del fluido motriz Pm, a la presión de entrada
del fluido de arrastre, P1.
Fluido de Arrastre
El fluido de servicio, el cual el eyector comprime. Este término es preferido que
fluido “bombeado” en ingeniería de eyectores.
Relación de Arrastre
La relación de arrastre de pesos moleculares es la relación del flujo másico del gas
arrastrado al flujo másico de aire que podría ser arrastrado por el mismo eyector,
operando bajo las mismas condiciones. La relación de arrastre de temperaturas
es la relación entre el flujo másico de aire o vapor de agua a una temperatura de
20°C (70°F) y el flujo másico de aire o vapor de agua a una temperatura superior
a la cual sería arrastrado por el mismo eyector operando bajo las mismas
condiciones. El Instituto de Transferencia de Calor (ITC) ha establecido el
procedimiento para evaluar el comportamiento de un eyector en la base a +20°C
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(+70°F) de aire equivalente. Las relaciones arriba indicadas son usadas para
relacionar el comportamiento del eyector al estándar de 20°C (70°F) de aire
equivalente. Las pruebas por ITC han producido las curvas de relaciones de
arrastre, las cuales se indican en la Figura 8, para distintos pesos moleculares y
temperaturas de entrada del gas.
Presión de Ruptura
(Punto de Ruptura) en un eyector es la presión a la cual ocurre flujo inestable,
debido a la reducción de la presión del flujo motriz o al aumento de la presión de
descarga.
Presión de Corrección
(Punto de conexión) es la presión a la cual flujo estable se restablece a través del
eyector después de la “ruptura” debido a la conexión de la presión del fluido motriz
o de descarga.
5
CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO
Incentivo para la Aplicación de Eyectores
Los eyectores son alternativas atractivas en ciertos servicios de compresión o
vacío por las siguientes razones:
S
S
S
S
Bajo costo de equipos.
Bajo costo de instalación.
Mayor confiabilidad en servicios severos.
Tolerancia para los líquidos de arrastre, aun con sólidos suspendidos
intermitentemente.
S Daños por corrosión son reparados fácilmente y a un costo relativamente bajo.
S No se requiere sello con prensaestopa.
S Operación simple, no tiene partes movibles.
La desventaja principal de los eyectores es su baja eficiencia (de 1 a 20%), cuando
es comparada con compresores mecánicos. Por lo tanto, ellos son una selección
económica solamente si hay vapor de agua a baja presión o gas comprimido
disponible a bajo costo.
Ver MDP–02–K–03 para comparación de eyectores y compresores mecánicos en
servicios de vacío. Este Documento también contiene un gráfico mostrando el
rango de operación aplicable de eyectores.
Clasificación
Clasificación por Servicio – Los servicios en los cuales los eyectores son
aplicados pueden ser clasificados de la siguiente manera:
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1.
Operación Continua o Intermitente – Máquinas de Procesos y máquinas
auxiliares son continuas, evacuación para el arranque es intermitente.
2.
Fluido Motriz Empleado – Vapor de agua, gas de proceso, aire, líquido.
3.
Líquido de Arrastre (de proceso) – Líquido o vapor.
4.
Condensable o No–Condensable – Los servicios continuos casi siempre
tienen condensadores en el sistema de eyectores; los servicios intermitentes
normalmente no los tienen.
5.
Presión de Entrada Superior o Inferior a la Presión Atmosférica – La
mayoría de los eyectores son aplicados en servicios de vacío; aquellos con
presión de entrada positiva son llamados “termocompresores”
6.
Una sola Etapa o Multietapa – La selección depende de la relación de
presión requerida.
Clasificación por el Tipo de Eyector – El diseño de una unidad de eyectores
puede ser clasificado de la siguiente manera:
1.
Fluido Motriz – Líquido o, vapor o mezcla líquido vapor.
2.
Fluido Arrastrado (de Proceso) – Líquido o vapor.
3.
Flujo Crítico o Subcrítico a través de la garganta difusora
El eyector “vapor–vapor” es el único tipo ampliamente usado en refinerías. Los
otros tipos (vapor–líquido, líquido–vapor, líquido–líquido y vapor–mezcla) son
usados para otras aplicaciones y procesos especiales.
Es importante aclarar que los procedimientos y figuras aquí presentados
corresponden a la aplicación vapor–vapor, por la cual no deben ser usados en el
diseño de los otros tipos de eyectores.
Los eyectores diseñados para relaciones de presión mayores que,o alrededor de
2, tendrán flujo crítico (velocidad sónica) a través de la garganta difusora (Ver
Figura 1). Para relaciones de presión inferiores, flujo sub–crítico (subsónico)
ocurre a través de la garganta difusora, permitiendo un rango significativamente
más amplio de capacidad de control. Los eyectores a flujo crítico son usados en
la vasta mayoría de los servicios de vacío para minimizar el número de etapas. Las
relaciones de presión nominales son usualmente mantenidas entre 6 y 10 para
mejor eficiencia, pero pueden ser tan altas como 20 para servicios intermitentes
con flujo muy bajo. Eyectores a flujo subcrítico son normalmente aplicados con
presiones de entrada superiores a 50 kPa (15 pulg de Hg abs (380 mm de Hg abs.))
y son siempre eyectores de etapa sencilla.
Principios de Operación
El principio esencial que regula (flujo crítico) la operación del eyector es que ese
chorro del fluido a alta velocidad (reducción de presión estática) puede arrastrar
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otro fluido que está en contacto con el, mezclándose los dos fluidos. Una etapa de
un eyector realiza esto con tres partes: una tobera, una cámara de succión y un
difusor. La Figura 1 ilustra las presiones y velocidades relativas en un eyector de
vapor de agua manejando gas. La tobera del vapor de agua (supersónico) permite
la expansión del vapor motriz, el cual se acelera a aproximadamente 1000 m/s
(3000 pie/s). Este chorro a alta velocidad, en contacto con el gas a ser comprimido,
el cual entra a la cámara de succión a aproximadamente 60 m/s (200 pie/s),
arrastra el gas formando una mezcla con alta velocidad y una presión de entrada
P1. La compresión de la mezcla a la presión de descarga, P2, tiene lugar a medida
que la energía de velocidad es convertida en presión, mientras la mezcla se
desacelera a través del difusor. El difusor contiene tres secciones: un difusor
supersónico, una garganta (una sección extendida de diámetro constante, el cual
permite una eficiente y completa transición entre los flujos supersónicos y
subsónico) y un difusor subsónico. La velocidad de salida de la mezcla es
alrededor de 50 m/s (150 pie/s).
Características de Rendimiento
Hay una diferencia definida entre las características de comportamiento de la
operación de un eyector con flujo crítico en la garganta del difusor y aquellos que
operan con flujo subcrítico. El flujo crítico ocurre con relaciones de presión
cercanas o mayores a dos, causando velocidad sónica en la garganta del difusor.
La Figura 2 muestra las curvas de comportamiento típico para eyectores con flujo
crítico y subcrítico. Las Figuras 3 y 4 indican el efecto sobre el comportamiento de
cambios en el peso molecular y la temperatura de entrada del gas para eyectores
con flujo crítico. La siguiente tabla resume el efecto de variar el flujo de vapor de
agua motriz (vía cambios en presión de suministro), presiones de entrada y salida,
y flujo de entrada para ambos tipos de eyectores vapor–vapor.
EFECTOS DEL RENDIMIENTO DE LA PRESION DEL EYECTOR
PARA CAMBIOS EN VARIOS PARAMETROS
Cambio
Efecto sobre el Rendimiento
Tipo de Flujo Crítico
Tipo de Flujo
Subcrítico
Aumento en el flujo de
vapor de agua (5 a 10%
máximo, debido a un
aumento de la presión del
vapor de agua motriz o
disminución del sobrecalentamiento).
Aumenta la presión máxima de
descarga, prácticamente sin ningún otro cambio.
Disminuye la presión de
entrada. Aumenta la
relación.
Alternativamente, puede operar a
relación constante y con
aumento de capacidad.
Aumento de la presión de
entrada.
Reduce la relación, aumenta la
capacidad.
Reduce la relación,
aumenta la capacidad.
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Cambio
Efecto sobre el Rendimiento
Tipo de Flujo Crítico
Tipo de Flujo
Subcrítico
Aumento de la presión de
descarga.
Sin cambio (hasta que se alcance
la presión de ruptura).
La familia entera de curvas se mueve con la
descarga. La relación
permanece
prácticamente constante.
Aumento de Capacidad.
Reduce la relación, aumenta la
presión de entrada.
Reduce la relación,
aumenta la presión de
entrada.
En el comportamiento de las curvas para eyectores con flujo crítico, nótese que
la línea de presión de descarga representa el máximo obtenible. La presión de
descarga real puede ser menor que la máxima sin cambio en la curva de capacidad
de presión de succión.
La curva de máxima presión de descarga, obtenible de un eyector, típicamente
aumenta desde flujo cero (cierre) a máximo flujo. La relación de presión obtenible
va opuesta a esta tendencia y es mayor a flujo cero (cierre). La relación varía tan
alto como 20:1; sin embargo, por eficiencia, especialmente en sistemas de etapas
múltiples, éste es mantenido entre 3:1 y 10:1. La Figura 5 muestra el efecto de la
relación de presión sobre la eficiencia.
A medida que la presión del fluido motriz al eyector es disminuida (o la presión de
carga es aumentada), un nivel de presión es alcanzado, en el cual el flujo comienza
a ser inestable. Este nivel es llamado “punto de ruptura”. A medida que la presión
del fluido motriz es aumentada de nuevo hacia la nominal (o la presión de descarga
es disminuida), el flujo estables es restablecido a un nivel de presión ligeramente
superior llamado “punto de conexión”. Los punto de ruptura y de conexión, son
características únicas de cada eyector y tienen que ser ubicados fuera del rango
de operación especificado por el diseñador del eyector. Por esta razón, los valores
especificados en el diseño de servicio del eyector para presión mínima de la
corriente motriz (o el máximo sobrecalentamiento) y máxima presión de descarga
son muy significativos.
Para evitar esta inestabilidad en sistemas de eyectores de etapas múltiples, la
presión mínima de entrada a una etapa debe ser inferior a la máxima presión de
descarga de la etapa previa. Como la presión máxima de descarga puede ser
aumentada por el incremento de la presión (flujo) del vapor de agua motriz, un
rango de operación de flujo ligeramente más amplio puede ser obtenido
aumentando la presión del vapor de agua motriz a un valor superior a su nivel
normal. Las curvas de comportamiento típico en la Figura 6 ilustran este efecto.
Sin embargo, el beneficio del aumento de flujo del vapor de agua motriz para este
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propósito es limitado de 5 a 10%, debido a que un aumento posterior restringirá
la garganta del difusor, reduciendo el arrastre de flujo de gas.
Fluidos Motrices
Vapor de Agua – El vapor de agua es el fluido motriz más comúnmente usado en
servicios de plantas de procesos. Este tiene relativamente bajo valor económico
y está disponible rápidamente, fácilmente recuperable por condensadores y es
compatible con la mayoría de los fluidos a ser comprimidos. Debido a su
condensabilidad, aplicaciones en servicios continuos de etapas múltiples
usualmente tienen intercondensadores para remover el vapor de agua motriz (y
cualquier otro condensable) entre etapas y reducir así la carga a las etapas
subsiguientes. Vapor de agua limpio y seco para un comportamiento adecuado.
Más de 2 a 3% de humedad en el vapor de agua de entrada reducirá la capacidad
y erosionará la tobera excesivamente. El sobrecalentamiento asegura el secado,
pero la energía de sobrecalentamiento no es convertida en capacidad adicional
del eyector. La cantidad de sobrecalentamiento es crítica para un diseño
apropiado del eyector, debido a que ésta influencia el diseño de la tobera de vapor
de agua y de la garganta. Un eyector diseñado para vapor de agua saturado,
perderá capacidad si el vapor es sobrecalentado porque, la disminución de la
densidad del vapor de agua reduce la masa que puede fluir a través de la tobera
fijada para unas condiciones de presión dadas. Asimismo, si se suministra un
menor sobrecalentamiento que el usado como base en el diseño, la capacidad
aumentará (5 a 10% máximo) hasta que la garganta del difusor comienza a
restringirse, reduciendo el flujo de gas arrastrado.
Presión del Vapor de Agua – Presiones de operación entre 420 y 2500 kPa (60
y 350 psig) son normalmente usadas para el vapor de agua motriz del eyector.
Entre este rango, la eficiencia del eyector tiende a aumentar con la presión.
Especificaciones de diseño deben incluir una presión mínima debido a que el
eyector será diseñado para comportamiento nominal a esta presión y con una
presión de conexión seguramente por debajo de esta presión.
Los siguientes niveles de presión de vapor de agua son significativo en el diseño
de servicio y modelo de selección:
1.
Presión de Diseño Mecánico es la presión mínima a la cual el eyector y sus
bridas deben ser estructuralmente seguras a la temperatura de diseño,
asumiendo que el factor de seguridad por corrosión es agotado. Este valor
es seleccionado igual a la presión de diseño de la línea de suministro de
vapor de agua. Sin embargo, en la terminología de la industria de eyectores,
el término “presión de diseño” es reservado para otro significado y “presión
máxima de la línea de vapor de agua” es utilizado para especificar el nivel de
“seguridad estructural”.
2.
Presión Máxima es la presión más alta que será encontrada a la entrada del
eyector del lado del vapor de agua en una operación normal. Este valor
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afecta el tamaño interno de la garganta del eyector y puede necesitar una
estación de reducción de presión en la línea de suministro del vapor de agua
motriz, para mantener el comportamiento especifico del eyector.
3.
Presión Normal del Vapor de Agua es la presión normal de operación a la
entrada del eyector del lado del vapor de agua motriz. Este valor no afecta
el diseño del eyector y no es requerido en las especificaciones del eyector.
4.
Presión Mínima del Vapor de Agua es la presión más baja encontrada a la
entrada del eyector del lado del vapor de agua en operación normal. El
eyector será diseñado para un comportamiento nominal a esta presión.
5.
Presión de Diseño del Vapor de Agua Motriz es un término convencional
usado por diseñadores de eyectores para describir la presión mínima para
la cual el eyector debe ser diseñado y operar siempre establemente. La
presión de conexión no será ubicada en un valor superior a este valor
especificado. Este valor es normalmente ubicado en 70 kPa (10 psi) o de 5
a 10% por debajo de la presión mínima de entrada del vapor de agua, como
un margen para fluctuaciones momentáneas y debe ser decidido en
ingeniería de detalle en conjunto con el suplidor del eyector.
Temperatura del Vapor de Agua – Para cada presión arriba señalada, la
temperatura y el rango de sobrecalentamiento apropiados deben ser
especificados.
Otros Fluidos Motrices – Gas natural y gas de refinería son usados
ocasionalmente como fluidos motrices de eyectores cuando la mezcla del gas
motriz y el gas arrastrado es requerida a un nivel de presión intermedio. Por
ejemplo, gas natural a alta presión puede ser usado para comprimir gas de cola
o gas provenientes de unidades a un nivel de presión intermedio apropiado para
ser utilizado como combustible de refinería o un sistema de distribución de servicio
público.
Aire comprimido es usado como fluido motriz en eyectores de servicios portátiles,
para evacuación general y servicios de bombeo, pero casi nunca es aplicado en
servicios de proceso. Aire atmosférico es usado como fluido motriz en eyectores
especiales de una sola etapa, los cuales descargan en la entrada de un anillo de
líquido de una bomba de vacío. Esto permite la operación a una presión de entrada
inferior que la obtenible con el anillo líquido del compresor, sólo con la temperatura
del agua de enfriamiento disponible. Agua y otros líquidos pueden también ser
usados como fluidos motrices de eyectores de vapor, pero a una eficiencia muy
baja y para flujos de vapor muy bajos.
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PROCEDIMIENTO DE DISEÑO
Diseño de Eyectores Según Servicios
La capacidad total requerida es determinada por la suma de entrada de aire hacia
el sistema, otros gases no condensables y vapores condensables (hidrocarburos
y vapor de agua son considerados separadamente). Cada uno de éstos es
discutido seguidamente.
Entrada de Aire – Los sistemas de procesos a presiones subatmosféricas
presentan escapes de aire hacia el sistema por bridas, vástagos de válvulas etc.
La Figura 7 muestra la entrada de aire esperado en sistemas comercialmente
herméticos según lo sugerido por el Instituto de Transferencia de Calor (ITC).
Debido a que las bases para estimar esta entrada de aire son crudos, es
recomendado (por ITC) que se inclya el doble del valor de entrada de aire obtenido
de la Figura 7 en los requerimientos de capacidad total cuando se está
especificando la capacidad del eyector.
Las curvas dadas en el Figura 7 son para varios valores de presión “absoluta”.
Ellas indican que los sistemas con mayor presión “absoluta” presentan menos
entrada de aire que aquellos que operan a presiones cercanas a la atmosférica.
Típicamente esto es debido a que las bridas, empacaduras, prensaempaque de
las válvulas, etc., para usarlos en aplicaciones de baja presión absoluta, son
diseñados para operar bajo condiciones de vacío, mientras que el equipo para
aplicaciones de presiones cercanas a la atmosférica son usualmente la misma que
aquellas diseñada para usarla en presiones superior a la atmosférica.
Gases no Condensables (Diferentes de entrada de Aire) – Hay cantidades
despreciables de no condensables en tuberías de vapor de agua conectada a
tuberías de vapor u otra unidad de proceso. Sin embargo, en unidades de
destilación, los no condensables pueden estar presentes en la corriente de
alimentación y más si son formados por craqueo térmico en el horno y en la línea
de transferencia. Si están disponibles datos reales de columnas de destilación con
alimentaciones similares, éstos deben ser utilizados en las bases de diseño. En
general, las cantidades varían entre 43 y 170 kg/h (95 y 375 lb/h) de
aproximadamente 30 en peso molecular del gas por cada 1000 m3/d (1000 B/D)
de alimentación. A menos que la alimentación contenga un alto porcentaje de
fracciones livianas o las temperaturas estén en el rango de craqueo, 115 kg/h por
cada 1000 m3/d (253 lb/h por cada 1000 B/D) debe ser supuesto para propósito
de diseño.
Carga de Vapor Condensable – La carga de vapor condensable para columnas
de destilación) consiste en el vapor de agua y los hidrocarburos condensables
presentes debido a un despojamiento incompleto o arrastre del plato superior de
la torre de vacío hacia la cabecera. Esta carga es reducida algunas veces
instalando un precondensador antes de la primera etapa del eyector.
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La carga de vapor de agua puede ser calculada por el método señalado en la Tabla
3, el cual da la presión de saturación del vapor de agua. Si no hay precondensador,
la carga de hidrocarburos es estudiada conservadoramente como 0.3 por ciento
del volumen de líquido alimentado a la columna de destilación cuando un
dispositivo de separación por arrastre es instalado en el tope de la torre (malla
separadora) y 1.0% del volumen de líquido sin este dispositivo.
Determinación de la Temperatura y presión del Fluido de Arrastre – La Tabla
2 da guías sugeridas para fijar las condiciones de diseño de presión y temperatura
para el fluido de arrastre.
Requerimientos de Servicios
Generalidades – Los requerimientos de vapor de agua motriz y agua de
enfriamiento para eyectores depende del número de etapas del eyector, el número
de condensadores, la temperatura disponible del agua de enfriamiento y las
características de la porción condensable de la carga. El número de etapas puede
ser estimado de la Fig. 4 de Rango de Aplicación para los intervalos de vacío
señalados en el Documento MDP–02–K–03. Si más de una alternativa para el
número de etapas está disponible, la selección debe estar basada en economía
por requerimientos de servicios. El número de condensadores a ser utilizados está
basado en la economía por requerimientos de servicios y consideraciones
ambientales. Sistemas de eyectores de dos etapas de servicio continuo tendrán
usualmente un intercondensador para condensar el vapor de agua motriz de la
primera etapa. Un pre–condensador puede ser justificado si la temperatura
disponible del agua de enfriamiento es suficientemente baja para condensar una
porción significativa de la carga a la primera etapa. Un post condensador es
usualmente requerido para prevenir una pluma de vapor de agua visible en la
descarga.
La temperatura disponible del agua de enfriamiento y las características de la
porción condensable de la carga determinan la justificación económica de los
condensables y, algunas veces, las presiones de operación interetapa. Los
condensadores no son usados a menos que una porción significativa de la carga
total pueda ser condensada. Esto depende de la presión de vapor de la porción
condensable a la temperatura disponible del agua de enfriamiento. De manera
que, en un sistema de eyectores de tres etapas, la relación de presión de la primera
etapa puede ser seleccionada menor que la relación de las últimas dos etapas
para comprimir justo por encima de la presión de condensación a la temperatura
disponible.
Método para una o dos Etapas – Cada componente de carga (aire, otros vapores
no condensables, vapores de condensables y vapor de agua) son calculados y
corregidos a partir de su peso molecular y temperatura real a Aire Equivalente a
20°C (70°F), para el cual todos los eyectores son diseñados, usando el método
señalado en la Tabla 3, justo con las curvas de arrastre del Instituto de
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Transferencia de Calor (Figura 8). El consumo de vapor de agua motriz es
estimado de las Figuras 9 y 10 para eyectores de una sola o de dos etapas. Estos
requerimientos de vapor de agua son entonces corregidos a las condiciones
reales del vapor de agua (Figura 8) y presión de descarga real superior a 7 kPa
man. (1 psig) (Fig. 12).
Método Alterno para Eyectores de Etapas Múltiples – Para eyectores con más
de dos etapas o eyectores de dos etapas cuya contrapresión sea superior a 7 kPa
man. (1 psig), el consumo de vapor de agua puede ser estimado sobre una base
etapa–por–etapa usando el nomograma señalado en la Figura 13. Las cargas de
componentes son corregidos a Aire Equivalente a 20°C (70°F) por el método
señalado en los puntos del 1 al 10 de la Tabla 3. Los requerimientos de vapor de
agua motriz para cada etapa son calculados por el método descrito en la Figura
13 El nomograma da el comportamiento promedio del eyector sin factor de
seguridad. Por lo tanto, adicione un 10% de margen de seguridad a los
requerimientos de vapor de agua. Este requerimiento de vapor de agua no
requiere corrección por la presión del vapor de agua.
El agua de enfriamiento es calculada por la formula indicada en el punto 15 de la
Tabla 3 para condensación de vapor de agua solamente. Para eyectores de dos
etapas con intercondensador barométrico, los requerimientos de agua de
enfriamiento pueden ser obtenidos de la Figura 11.
Asuma relaciones de presión aproximadamente iguales para cada etapa, excepto:
1.
Si no hay post–condensador (descarga atmosférica), la relación de la última
etapa es mayor alrededor de un tercio.
2.
Si los condensables constituyen una fracción significativa de la carga, la
relación de la primera etapa es seleccionada como óptima por reducir el
efecto de la presión parcial de los condensables.
3.
Si la presión de entrada es inferior a la presión de condensación con la
temperatura disponible del agua de enfriamiento, la relación de la primera
etapa de un eyector de tres etapas es seleccionada para comprimir justo por
encima de la presión de condensación, con el fin de eliminar una gran porción
de la carga en un inter–condensador.
4.
Si un pre–condensador ha sido utilizado para reducir la carga de entrada, se
puede usar una relación más grande en la primera etapa de un eyector de
dos etapas con un post–condensador para reducir la carga a la segunda
etapa. Debido a que la presión de vapor es constante con la temperatura
disponible de agua de enfriamiento, el efecto de la presión parcial de los
vapores condensables es reducido a una presión interetapa superior.
Presión de Descarga
La presión de descarga afecta directamente la relación de compresión y por ello,
afecta directamente el comportamiento del eyector. La máxima presión real de
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descarga debe ser ajustada considerando todas las fuentes de caídas de presión
aguas abajo tales como, post–condensadores, tuberías de escape, silenciadores
y válvulas de retención.
Multiplicidad, Repuesto y Evacuación
Usualmente diseños de columnas de destilación al vacío incluyen la instalación de
tres eyectores de 50% de capacidad total cada uno (dos etapas de condensación),
un repuesto de 50% de la capacidad. En algunos casos dos eyectores con 100%
de la capacidad son usados para reducir los costos de válvulas y tuberías. Los inter
y post–condensadores (uno de cada uno, sin repuesto) son diseñados para
manejar la carga de los tres eyectores operando simultáneamente.
En otros servicios, el tiempo de evacuación puede dictar la selección de un
repuesto. Para estimar el tiempo requerido para que un eyector pueda evacuar un
sistema desde presión atmosférica a la presión de diseño, se asume que la
capacidad promedio de manejo de aire durante el período de evacuación es dos
veces la capacidad de diseño de manejo de aire. Se asume también, que la
entrada de aire hacia el sistema es despreciable. El tiempo estimado de
evacuación es:
T e + F 15 V
Ca
donde:
Te =
Tiempo para evacuar el sistema desde la
presión atmosférica a la presión de diseño
del eyector
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
min.
min.
V=
Volumen del sistema, espacio de vapor
m3
pie3
Ca =
Capacidad de aire de diseño del eyector
kg/h
lb/h
F15=
Factor cuyo valor depende de las unidades
usadas
37
2.3
Si este período aproximado de evacuación es muy largo para un arranque práctico
de operación, éste puede ser reducido aumentando el flujo de diseño de la última
etapa del eyector, o añadiendo un eyector sin condensación en paralelo con el
eyector primario que operaría solamente para evacuación. Un eyector sin
condensación puede ser usado como un evacuador o como un eyector de
repuesto de emergencia, sirviendo para varios sistemas adyacentes. El
comportamiento de la evacuación deseada es especificado indicando el volumen
del sistema, el tiempo deseado de evacuación y la presión absoluta a la cual el
sistema debe ser evacuado.
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Condensadores para Eyectores
Los condensadores son usados antes de la primera etapa y/o entre etapas
(llamados pre e inter–condensadores, respectivamente) para remover los vapores
condensables y reducir el flujo a la siguiente etapa. Esto reduce los requerimientos
de vapor de agua motriz y mejora la eficiencia global del eyector.
Post–condensadores (después de la última etapa) no mejorarán la eficiencia del
eyector, pero permiten recobrar algún condensable valioso o eliminar la pluma de
vapor de agua en la descarga.
Virtualmente, todos los condensadores aplicados actualmente en sistemas de
eyectores de refinería son del tipo de superficie, debido a que este equipo produce
la mínima contaminación del agua efluente. En el caso de eyectores de vacío, el
condensado puede ser removido del condensador por bomba o drenándolo por
gravedad. Se deben usar bombas si el punto de descarga es remoto a la alta
presión. Se puede drenar por gravedad si el tambor de descarga está cerca y en
baja presión. En este caso, el eyector es ubicado a un nivel superior del tambor
colector de condensado.
Unidades Convencionales de la Presión de Entrada
La presión de entrada del eyector debe ser especificada en presión absoluta, kPa
(psia). Para condiciones de vacío comúnmente se usa mm de Hg o pulg de Hg.
Los factores de conversión más usados son:
1 pulg de Hg = 25.4 mm Hg
1 mm de Hg = 0.03937 pulg de Hg
1 psi = 2.036 pulg de Hg
1 pulg de H2O = 0.07349 pulg de Hg
7
INFORMACION REQUERIDA PARA LA ESPECIFICACION
Para especificar apropiadamente un eyector de vapor de agua, la siguiente
información debe ser incluida:
S Número de unidades requeridas para operación normal y repuestos, si se
requieren.
S Temperatura de entrada del líquido de arrastre; indique un rango.
S Capacidad: kg/h (lb/h) de cada constituyente identificado por nombre y peso
molecular (indique el peso molecular promedio de la mezcla de hidrocarburos).
Indique si el comportamiento es o no condensable con el agua de enfriamiento
de planta. Incluya propiedades físicas y corrosividad de gases no comunes.
Especifique rango de operación estable requerido.
S Presión de entrada: kPa abs. (mm de Hg abs. o pulg de Hg abs.) para evitar error
de interpretación.
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S Máxima presión de descarga: kPa (psia) (temperatura, si algún límite)
Especifique donde existen estas condiciones, ej.: a la salida del
post–condensador.
S Temperatura máxima del agua de enfriamiento y máximo aumento aceptable
de temperatura.
S Presión máxima y mínima de agua de enfriamiento, y máxima caída de presión
aceptable, si existe.
S Condiciones del vapor de agua: mínima presión y temperatura esperada en la
brida del eyector, así como la presión y temperatura (máxima) de la caldera o
línea principal. Especifique el rango de sobrecalentamiento, si lo hay.
S Tipos y números de condensadores requeridos: especifique las características
del sello deseadas, incluyendo columnas barométricas o bomba de
condensado y sus condiciones de descarga.
S Materiales de construcción: especifique si los materiales estándar del
fabricante son aceptable o haga una lista de alternativas aceptables. (Vea
Manual de Materiales de Construcción, Sección de Destilación al Vacío).
S Requerimientos secundarios o futuros, si los hay, ej., rendimiento de
evacuación, algún otro requerimiento futuro.
S Requerimientos de instalación si los hay (sitio de montaje, orientación, etc.).
S Accesorios: filtros tipo “Y” en la línea de suministro de vapor de agua,
silenciadores (especifique que nivel de ruido debe ser alcanzado según PDVSA
SN–252), etc.
PROBLEMA DE EJEMPLO (Siga el procedimiento descrito en la Tabla 3).
Una torre húmeda de distilación al vacío opera con un condensador de cabecera
y el tambor de destilación de vacío está a 35°C (95°F) y 7 kPa abs (50 mm Hg).
Un estudio previo indicó que es económicamente atractivo usar un eyector
pre–condensador el cual tendría una caída de presión de 0.7 kPa (5 mm Hg), pero
reduciría la carga de vapor de agua significativamente por condensación a 27°C
(80°F) (a 24°C (75°F) está disponible el agua de enfriamiento). Pérdidas de
presión adicionales a la entrada del eyector por tuberías son estimados en 0.7 kPa
(5 mm Hg). El estimado de entrada de aire hacia el sistema es de 150 kg/h (300
lb/h) de Figura 7. Otra carga de vapor no condensable es de 600 kg/h (1200 lb/h),
basada en 115 kg/h por 1000 m3/d (40 lb/h por 1000 BPD) de alimentación (M =
30). Total de no condensable es entonces:
150 kgńh @ M : 29 + 5.17 mol ń h (10.34 mol ń h
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600 kg ń h
20.00 mol ń h
@ M : 30 +
750 kg ń h
25.17 mol ńh
(40 mol ń h)
(40 mol ń h)
750 kg ń h
+ 29.797 kg ń mol (29.797 lbń lbmol)
25.17 mol ń h
O sea:
29.797 es el peso molecular promedio del total de no condensables.
Punto 1.
Punto 2.
Punto 3.
Punto 4.
Punto 5.
Punto 6.
Presión de vapor de agua (saturado) a 27°C = 3.564 KPa (a 80°F
1.032/pulg Hg = 26.2 mm Hg)
Debido a que el pre–condensador enfría hasta 27°C (80°F), la
presión de vapor de los hidrocarburos condensables es
despreciable. (Basado en una densidad promedio de 865 kg/m3
(32° API), el punto de ebullición promedio volumétrico es de
305°C (580°F) y el peso molecular promedio = 250, la presión de
vapor por extrapolación de las curvas del Maxwell Databook on
Hydrocarbons = 0.001 kPa (0.0076 mm Hg)
Presión parcial de no condensables = 5.60 KPa – 3.57 kPa = 2.03
kPa (13.8 mm Hg)
kg/h
(lb/h)
de
vapor
de
agua
=
3.564 18(750) + 795 kgńhǒ1720 lbńhǓ
2.03
29.797
ǒ
Ǔ
kg/h (lb/h) de Aire Equivalente a 20°C de otros no condensables
(Ft gas = 0.999, Fm = 1.01 de Figura 8) =
600 kgńh
+ 595 kgńh ǒ1189 lbńhǓ
0.999 (1.01)
ǒ
Punto 8.
Ǔ
kg/h (lb/h) de vapores de hidrocarburos condensables es
despreciable
kg/h (lb/h) de carga de Aire Equivalente a 20°C (70°F) de aire (Ft
aire @ 27°C (80°F) = 0.999 de Figura 8) =
150 kgńh
+ 150 kgńh ǒ300 lbńhǓ
0.999
ǒ
Punto 7.
Ǔǒ
Ǔ
kg/h (lb/h) de Aire Equivalente a 20°C (70°F) de vapor de agua (Ft
vapor de agua = 0.999, Fm = 0.81 de Figura 8)=
ǒ0.999795(0.81)Ǔ + 983 kgńh ǒ2126 lbńhǓ
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Punto 9.
kg/h (lb/h) de Aire Equivalente a 20°C (70°F) de vapores de
hidrocarburos condensables es despreciable.
Punto 10.
kg/h (lb/h) de Aire Equivalente a 20°C (70°F) de carga total a la
entrada del eyector.
150 + 595 + 983 = 1728 kg/h (3615 lb/h)
Este sistema de eyector es para operar con un post–condensador para eliminar
la pluma de vapor de agua en la descarga. La contra–presión debido a tuberías
y el post–condensador es de 56 kPa (8 Psig). Por lo tanto los cálculos de
requerimientos de vapor de agua motriz deben ser hechos por el método descrito
en la Figura 13. El vapor de agua disponible es saturado a 875 kPa (125 psig).
Presión de entrada =
R1
7.0 – 0.7 kpa de caída de presión del pre–condensador
– 0.7 KPa por caída en tubería = 5.6 kPa abs (40 mm
Hg = 1.575 pulg Hg)
976 kpa abs
174 ǒ88.7 psia ń mm HgǓ
5.6 kpa abs
La presión interetapa es aproximada, asumiendo una relación 20% mayor en la
primera etapa debido a que los condensables forman una porción significativa de
la carga. La relación referida para permitir 0.7 kPa (5 mm Hg) de caída en la tubería
interetapa e intercondensador es 6 = R2 para la primera etapa y 5 = R2 para la
segunda etapa. Del nomograma R3 = 2.85 para la primera etapa. Esto debe ser
corregido “hacia atrás” para la carga de Aire Equivalente a 20°C (70°F)
(multiplicada por Ft vapor de agua Fm vapor de agua).
R3 corregido = 2.85 kg vapor de agua motriz (0.999) (0.81) kg de vapor de saturada
R 3 corregido + 2.85
+
motriz
ƪkgkg devaporvaporde deaguasaturada
ƫ (0.999) (0.81)
2.31 kg (lb) vapor de agua motriz
kg (lb) de aire Equivalente a 20°C (70°F)
kg/h (lb/h) de vapor de agua motriz de la primera etapa = (2.31) (1728) = 3992 kg/h
(8351 lb/h) de vapor de agua motriz requerido
Esto comprimirá la carga de la primera etapa a (5.6 KPa) (6.0) = 33.6 kPa abs (240
mm Hg abs)
Permitiendo 0.7 kPa (5 mm Hg) de caída en la segunda etapa, la presión de
entrada es 32.9 kPa abs (235 mm Hg abs). La carga total a la segunda etapa
cambiará porque la presión parcial relativa de los componentes condensables (en
este caso vapor de agua solamente) ha cambiado.
Debido a que el agua de enfriamiento es costosa en este lugar, se ha decidido usar
el flujo de agua en serie a través del inter y post–condensador. A 17°C (30°F) de
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aumento de temperatura a través del intercondensador es tentativamente
decidido mantener el condensador de superficie a un mínimo, mientras también
se reduce la carga a la segunda etapa a una cantidad práctica. Por lo tanto, el agua
de enfriamiento a la segunda etapa es 24 + 17 = 41°C (105°F) y la temperatura
de entrada a la segunda etapa del eyector es 41 + 4 = 45°C (112°F) (de la Tabla
2).
Punto 1.
Punto 2.
Punto 4.
Presión del vapor de agua a 45°C (112°F) = 9.58 KPa (2.7494 pulg
Hg)
32.9 kPa – 9.6 kPa = 23.3 kPa (165.2 mm Hg abs)
kg/h (lb/h) de vapor de agua
9.6 ƫƪ 18750 ƫ + 187 kg ń h ǒ383 lb ń hǓ
ƪ23.3
29.797
Punto 8.
kg/h (lb/h) de Aire Equivalente a 20°C (70°F) de vapor de agua (Ft
vapor de agua = 0.99) de la Figura 8 =
187
231 kg ń h ǒ473 lb ń hǓ
(0.999) (0.81)
Punto 10.
kg/h (lb/h) de Aire Equivalente a 20°C (70°F) de carga total = 150
+ 595 + 231 = 976 kg/h (1162 lb/h).
R 1 976 kPa 29.7 ǒ15.1 psia ń pulg HgǓ
32.9 kPa
R2 = 5.0
Del nomograma, R3 = 4.5
R3 corregido = 4.5 (o.999) (0.81) = 3.64 Kg/h (lb/h) de vapor de
agua motriz de la segunda etapa = (3.64) (976) = 3553 kg/h (7142
lb/h)
Flujo de vapor de agua motriz a las dos etapas = 3992 + 3553 =
7545 kg/h (15493 lb/h)
Añadiendo 10% de factor de seguridad: el vapor de agua motriz
requerido = 8300 kg/h (17042 lb/h)
Los requerimiento de agua de enfriamiento basada en flujo de
serie a través del inter y post–condensador:
Vapor de agua condensado en el inter–condensador es el vapor
de agua motriz más parte del vapor de agua de la carga.
Vapor de agua motriz de la primera etapa + 10% de factor de
seguridad = 4391
Carga de vapor de agua a la primera etapa = 795
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Carga de vapor de agua a la segunda etapa = –187
Total de vapor de agua condensado = 4999 kg/h (10524 lb/h)
Para 17°C (30°F) de aumento de temperatura en el intercondensador: 31.0 x 4999
= 154969 kg/h = 2583 dm3/min (663 gpm) (de Tabla 3)
Debido a que 4999 kg/h (10524 lb/h) es mayor que la cantidad de vapor
condensado en el post–condensador (3553 + 10%) este mismo 2583 dm3/min
(663 gpm) tendrá un aumento menor de 17°C (30°F) en el post–condensador.
8
NOMENCLATURA
Ca =
Capacidad de aire de diseño del eyector, kg/h (lb/h)
Fi =
Factor cuyo valor depende de las unidades usadas (Ver tabla al final
FM =
Relación de arrastre para un peso molecular promedio del gas diferente al de aire = 29
FM y Ft = Factores por los cuales el flujo de gas es dividido para obtener Aire
Equivalente a 20°C (70°F)
Fs =
Factor de conexión de presión del vapor de agua para presiones diferentes a 7000 kPa man. (100 psig).
FT =
Relación de arrastre para una temperatura de entrada diferente a
20°C (70°F).
M =
Peso molecular
Pm =
Presión del fluido motriz, kPa man. (Psig)
P1=
Presión de entrada, kPa abs (mm Hg o pulg Hg abs)
P2 =
Presión de descarga, kPa abs (Psia)
R1 =
Relación de expansión = Pm/P1
R2 =
Relación de presión = P2/P1
Te =
Tiempo para evacuar el sistema desde la presión atmosférica a la
presión de diseño del eyector, min.
V=
Volumen del sistema, espacio de vapor, m3 (pie3)
W=
Flujo másico, kg/h (lb/h)
Factores Cuyo Valor Depende de las Unidades Usadas
F15=
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
37
2.3
F16 =
(Tabla 3)
2208 kj / kg
950 BTU /Lb
F17 =
(Tabla 3)
4.186 kj / kg °C
1 BTU/Lb °F
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TABLA 1. PRESION DE VAPOR DE AGUA
PRESION DE VAPOR DE AGUA SATURADO EN KPa DE 0° A 100°C (*)
Temp.°C
(**)
0.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
6.0
7.0
8.0
9.0
0.0
.6103
.6562
.7052
.7573
.8128
.8719
.9347
1.002
1.072
1.148
10.0
1.228
1.313
1.403
1.498
1.599
1.706
1.819
1.939
2.065
2.199
20.0
2.340
2.489
2.646
2.812
2.987
3.171
3.365
3.570
3.785
4.011
30.0
4.249
4.499
4.762
2.812
5.327
5.631
5.950
6.285
6.635
7.002
40.0
7.387
7.790
8.212
5.037
9.115
9.597
10.10
10.63
11.18
11.75
50.0
12.35
12.98
13.63
8.653
15.02
15.76
16.53
17.33
18.17
19.04
60.0
19.94
20.88
21.86
14.31
23.93
25.03
26.17
27.36
28.59
29.86
70.0
31.19
32.56
33.98
35.46
36.99
38.57
40.21
41.91
43.67
45.49
80.0
47.38
49.33
51.35
53.43
55.59
57.82
60.12
62.50
64.96
67.50
90.0
70.12
72.82
75.61
78.49
81.46
84.52
87.68
90.94
94.29
97.75
100.0
101.3
105.0
108.8
112.6
116.7
120.8
125.0
129.4
133.9
138.5
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TABLA 2. DETERMINACION DE LA PRESION Y TEMPERATURA DE ENTRADA PARA
SER USADAS EN LOS CALCULOS DE CAPACIDAD
Equipos Inmediata Temperatura de Presión Total de Presión Parcial Presión Parcial
mente
Aguas Entrada
Entrada
de
Condensa- de No – condenArriba
de
la
bles
sables
Entrada del Eyector.
Proceso
De proceso
Presión de Proceso
menos caída de Presión en Tubería
de
3°C
(5°F)
por
encima de la temperatura de entrada
del agua de enfriamiento
Presión de Proceso
menos Pérdidas
Condensador
de
Superficie
(para
vapor de agua)
4.2°C (7.5°F) por
debajo de saturación del vapor de
agua a la presión de
entrada del condensador
Presión de Proceso
menos pérdidas en
tuberías
Condensador
de
Superficie (proceso)
4°C (7°F) mayor,
por encima de la
temperatura
de
entrada del agua de
enfriamiento
(a
menos que se disponga de datos más
precisos acerca del
comportamiento del
condensador
Condensadores
contacto Directo
Datos del Maxwell
Data Book Tabla 1
(usualmente los
condensables se
supone que estan
saturados a la temperatura
de
entrada del eyector si provienen de
un condensador)
Presión Total menos Presión Parcial
de los condensables.
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TABLA 3. CALCULOS DE REQUERIMIENTOS DE CARGA DE
COMPONENTES Y SERVICIOS
Punto
1
2
3
4
Cálculos de Carga de Componentes
Determine la presión de vapor de agua de la Tabla 1. Este valor
aplica solamente para la condición de vapor saturado, ejemplo
comúnmente después de un condensador. Si la corriente no está
saturada, como las cabeceras de columnas de destilación sin
precondensador, el Punto 1 puede ser recalculado del Punto 4.
Determine la presión de vapor de hidrocarburos condensables a
la temperatura de entrada.
Reste los Puntos 1 y 2 de la presión total de entrada para obtener
la presión parcial de los no condensables
kg/h (lb/h) de vapor de agua =
Punto 1 x
Punto 2
18 x kgńh (lbńh) de aire más otros no condensables
M promedio de aire más otros no condensables
kg/h (lb/h) vapor de hidrocarburos condensables =
x
5
6
Punto 2 x
A
Punto 3 M promedio de aire más otros no condensables
kg/h (lb/h) de aire equivalente a 20°C (70°F) de la carga del
componente aire =
kgńh (lbńh ) de carga de aire
Ftaire
7
8
kg/h (lb/h) de aire equivalente a 20°C (70°F) de los otros
componentes no condensables =
kg/h (lb/h) de otros no condensables Ft gas x FmM promedio de
otros no condensables =
Kg/h (lb/h) de aire equivalente a 20°C (70°F) de vapor de agua
+
Punto 4
F t (vapor de agua motriz) x F m de vapor de agua
+
Punto 4
F t (vapor de agua x 0.81
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kg/h (lb/h) de aire equivalente a 20°C (70°F) de vapores de
hidrocarburos condensables =
+
10
Indice volumen
Punto 5
F t gas x F m M promedio de vapores de hidrocarburos condensados
kg/h (lb/h) de aire equivalente a 20°C (70°F) de carga total de la
entrada del eyector =
= Punto 6 + Punto 7 + Punto 8 + Punto 9
CALCULOS PARA REQUERIMIENTOS DE VAPOR DE AGUA MOTRIZ Y AGUA
DE ENFRIAMIENTO
11
12
13
14
Obtenga Fs (factor de conexión de presión del vapor de agua) de
la Figura 8.
Obtenga la relación
kg (lb) de vapor de agua motriz
de la
kg (lb) de fluido arrastrado
Figura 9 ó 10
Obtenga el factor de conexión de contra presión de la Figura 12.
(Esto es para eyectores de una sola etapa solamente. Si se está
calculando los requerimientos de vapor de agua para eyector de
dos etapas con una contrapresión superior a 7 kPa man. (1 psig),
use el método descrito en la Figura 13).
kg/h (lb/h) de Vapor de Agua Motriz = Punto 10 x Punto 11 x Punto
12 x Punto 13.
CALCULOS DE REQUERIMIENTO DE CARGA DE COMPONENTES Y
SERVICIOS
15
Requerimientos de Agua de Enfriamiento (para condensación de
vapor de agua solamente)
F 16
F 17 (T 2 – T 1)
= 31 kg de agua/kg de vapor de agua, para 17°C de T en el agua
de enfriamiento (0.063 x lb/h de vapor de agua para 30°F de T en
el agua de enfriamiento).
F16 = 2208 kJ/kg (950 BTU/lb) es el calor de vaporización del
vapor de agua y F17 = 4.186 kJ/kg °C (1 BTU/Lb °F) es el calor
específico del agua. Permiten mayor requerimiento de agua de
enfriamiento para vapor de agua sobrecalentado.
+
Nota:
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Los requerimientos de agua de enfriamiento pueden ser reducidos dependiendo
del aumento total de temperatura del agua permitido:
S Para sistemas de eyectores de condensadores de vapor de agua de turbinas
– condensado en la descarga de la turbina es usado como medio enfriante para
el inter y post–condensador.
S Para sistemas de eyectores de columnas de destilación al vacío – uso del agua
de enfriamiento en serie a través del inter y luego al post–condensador puede
ser usado.
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Fig 1. VARIACIONES DE PRESION Y VELOCIDAD DENTRO DE UN EYECTOR DE
VAPOR DE AGUA MANEJANDO GAS (FLUJO CRITICO)
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Fig 2. COMPARACION DE LAS CARACTERISTICAS DE OPERACION DE UN EYECTOR
DE VACIO Y UN COMPRESOR TERMICO
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Fig 3. CURVA TIPICA DE COMPORTAMIENTO DE UN EYECTOR MOSTRANDO EL
EFECTO DE CAMBIOS EN EL PESO MOLECULAR (BASADO EN GAS SECO
SOLAMENTE)
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Fig 4. CURVA TIPICA DEL COMPORTAMIENTO DE UN EYECTOR MOSTRANDO EL
EFECTO DE CAMBIOS EN LA TEMPERATURA DE ENTRADA
DEL GAS (BASADO EN GAS SECO SOLAMENTE)
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Fig 5. RANGO DE EFICIENCIAS ALCANZABLES PARA EYECTORES
DE VAPOR DE AGUA MANEJANDO AIRE
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lb/h
Fig 6. EFECTOS DE INCREMENTOS EN LA PRESION DEL VAPOR DE AGUA SOBRE
LA CURVA CARACTERISTICAS DE EYECTORES
TIPICOS DE DOS ETAPAS
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Fig 7. VALORES MAXIMOS DE ENTRADA DE AIRE PARA SISTEMAS
COMERCIALMENTE HERMETICOS
MAXIMA ENTRADA DE AIRE
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Fig 8. FACTORES DE CORRECCION
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Fig 9. REQUERIMIENTOS DE VAPOR DE AGUA MOTRIZ PARA EYECTORES
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Fig 10. REQUERIMIENTOS DE VAPOR DE AGUA MOTRIZ PARA UN EYECTOR DE LA
2da ETAPA CON CONDENSADOR
25% (AIRE + GAS NO CONDENSABLE)
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Pulg Hg
KPa, abs
Fig 11. REQUERIMIENTOS DE AGUA DE ENFRIAMIENTO PARA
UN EYECTOR DE LA SEGUNDA ETAPA CON UN
INTERCONDENSADOR BAROMETRICO
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Fig 12. EFECTO DE LA PRESION DE DESCARGA ACTUAL
EN UN EYECTOR DE ETAPA SENCILLA
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Fig 13. CONSUMO DE VAPOR DE AGUA DE LOS EYECTORES
Entre al monograma con R1 y R2, traze una línea entre los dos y lea R3, los requerimientos
de vapor de agua del impulsor para comprimir 1 lb de vapor de agua. Este vapor debe ser
corregido por el peso molecular y la temperatura
vapor de agua del impulsor
R3 +
+ 1.55
vapor de agua saturado
De las curvas de correción para M y temperatura en la figura 8, fm = 0.81 y Ft = 1 para
vapor de agua para devolverse a aire equivalente a 20°C (70°F) multiplique por Fm y Ft
por tanto
R3 = corregido = 1.55 (0.81)
vapor de agua del impulsor
kg 20°C (70°F) aire equivalente
Requerimiento total de vapor de agua = 1.55 (0.81) 50 kg/h
= 63 kg/h vapor de vapor (124 lb/h)
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Indice
1 ALCANCES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 PRINCIPIOS BASICOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
4 DEFINICIONES GENERALES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4
5 TEMPERATURA DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
6
5.1
5.2
5.3
5.4
5.5
Generalidades . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Definiciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Temperatura de diseño de equipos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Temperatura de diseño de tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flexibilidad de tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
6
6
7
14
14
6 PRESION DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
18
6.1
6.2
6.3
6.4
6.5
Generalidades . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Definiciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Presión de diseño de equipos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Presión de diseño de tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Especificaciones de materiales de tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
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ALCANCES
Establecer lineamientos para fijar la temperatura y la presión de diseño de
recipientes a presión, tanques de almacenamiento, intercambiadores,
equipos.generales y tuberías para nuevas plantas o instalaciones. Definir en
forma consistente los variados términos relacionados con presión y termperatura
que se usan en el diseño y operación de plantas, con el fin de facilitar la
comunicación entre los diferentes ingenieros involucrados.
2
REFERENCIAS
Manual de Diseño de Procesos (MDP)
05–E–01
05–E–02
05–E–03
05–E–04
05–E–05
05–S–01
05–S–03
05–S–04
05–S–05
Intercambiadores de Calor: Principios Básicos
Intercambiadores de Calor: Procedimientos
Intercambiadores de Tubo y Carcaza
Intercambiadores de Calor: Procedimiento
Enfriadores de Aire
Intercambiadores de Calor: Procedimiento
Intercambiadores de Doble Tubo
Intercambiadores de Calor: Procedimiento
Servicios Criogénicos
de Diseño para
de Diseño para
de Diseño para
Tambores Separadores: Principios Básicos
Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores
Líquido–Vapor
Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores
Líquido–Líquido
Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores
Líquido–Líquido–Vapor
Manual de Ingeniería de Diseño (MID)
S Vol. 6 Equipos con Fuego
S Vol. 8 Intercambiadores de Calor
S
S
S
S
S
de Diseño para
Vol. 13–1 H–221
Materiales de Tuberías
Vol. 14 Equipos Rotativos
Vol. 19 Tanques
Vol. 21 Recipientes a Presión
Vol. 22 Seguridad en Diseño
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Otras Referencias
S API RP 520 Sizing, Selection and Installation of Pressure–Relieving Devices in
Refineries; Parts I and II
S API RP 521 Guide for Pressure–Relieving and Depressuring Systems
S API STD 605 Large–Diameter Carbon Steel Flanges
S API STD 620 Design and Construction of Large, Welded, Low–Pressure
Storage Tanks
S API STD 650 Welded Steel Tanks for Oil Storage
S API STD 2000 Venting Atmospheric and Low–Pressure Storage Tanks
S ANSI B16.1 Cast Iron Pipe Flanges and Flanged Fittings, Class 25, 125, 250,
and 800
S ANSI B16.5 Steel Pipe Flanges and Flanged Fittings
S ANSI B16.34 Steel Valves
S ASME B31.1 Power Piping (ANSI B31.1)
S ASME B31.3 Chemical Plant and Petroleum Refinery Piping (ANSI B31.3)
S ASME Code Boiler and Pressure Vessel Code:
S Section I, Power Boilers
S Section VIII, Pressure Vessels, Divisions 1 and 2
3
PRINCIPIOS BASICOS
La temperatura y la presión de diseño de un sistema afectan la seguridad, la
confiabilidad y la economía de la planta. La fijación de la temperatura y la presión
de diseño influencia o determina el material a utilizar, el espesor del componente,
la flexibilidad de la tubería, la disposición de las unidades, los soportes, el
aislamiento, la fabricación y las pruebas de los equipos y sistemas de tuberías a
ser instalados.
La temperatura y la presión de diseño deben ser establecidas de forma tal que
sean adecuadas para cubrir todas las condiciones de operación previsibles,
incluyendo arranque, parada, perturbaciones del proceso, incrementos
planificados en la severidad de operación, diferentes alimentaciones y productos,
y ciclos de regeneración, cuando aplica. En muchos diseños, es necesario agregar
un incremento de temperatura y presión a las condiciones normales de operación,
para cubrir las variaciones de operación.
Se deben especificar condiciones alternas de diseño para equipos y tuberías que
deban estar sujetos a temperaturas y presiones mayores que las condiciones
normales de diseño. Un ejemplo típico de esto es la situación de regeneración de
catalizador involucrada en procesos de lecho fijo. Aquí, el reactor y la tubería están
sujetos a una temperatura de operación alterna, superior a la temperatura de
operación normal, pero a una presión reducida. Diseños en base a lapsos cortos
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o intermedios de tiempo se pueden aplicar solamente a tuberías; para el caso de
recipientes a presión o intercambiadores de calor, se deben seguir los códigos y
prácticas de diseño apropiados.
En general, las condiciones de temperatura y presión de diseño para equipos de
planta (recipientes a presión, calderas, tanques, intercambiadores de calor,
columnas, reactores, etc.), así como las condiciones generales de diseño para
tubería son establecidas durante el desarrollo de la ingeniería básica, por
ingeniería de procesos, mientras que la selección del tipo específico de tubería a
utilizar se establece de acuerdo a las especificaciones de materiales de tubería
que rigen el proyecto, las cuales se basan en la clasificación de presión de las
bridas según el tipo de material seleccionado para el manejo de un determinado
fluído.
En lugar de definir condiciones de diseño separadas para cada uno de los equipos
y sistemas de tuberías considerados en un proyecto, normalmente es
recomendable definir sistemas que esten expuestos a las mismas condiciones y
protegidos por el mismo arreglo de alivio de presión, lo cual permite una definicón
común de las condiciones de diseño, resultando en un diseño coherente y de fácil
seguimiento durante las fases de ingeniería de detalles, fabricación, construcción
y prueba.
4
DEFINICIONES GENERALES
A continuación se definen algunos términos generales relacionados con el tema
de la presente práctica de diseño, para una mayor claridad del texto:
Fluido de servicio
Según el ASME B31.3, “Fluido de Servicio” es un término general aplicado al
diseño de sistemas de tuberías, relacionado con la consideración de la
combinación de las propiedades del fluido, las condiciones de operación y otros
factores que establecen las bases de diseño del sistema. La clasificación de los
servicios es la siguiente:
a. Fluido de servicio categoría D
Para clasificar un fluido en esta categoría, todos los renglones siguientes deben
aplicar:
a.1
El fluido considerado es no inflamable, no tóxico e inocuo para los tejidos
humanos.
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a.2
La presión manométrica de diseño no excede los 1030 kPa (150 psig),
y
a.3
La temperatura de diseño está entre –29 °C (–20 °F) y 186 °C (366 °F).
b. Fluido de servicio categoría M
Este es un servicio para el cual el potencial de exposición para las personas es
considerado significativo, en el cual, una sola exposición a muy pequeñas
cantidades de un fluido tóxico causada por fugas en el sistema, puede producir
daño serio e irreversible a las personas, ya sea por inhalación o contacto, aún
cuando se tomen medidas correctivas en forma inmediata.
c. Fluido de servicio de alta presión
Es un servicio para el cual el dueño del proyecto especifica un nivel de alta presión,
de acuerdo con el Capítulo IX del ASME B31.3, para el diseño y la construcción
de las tuberías.
d. Fluido de servicio normal
Este es el servicio de la mayor parte de los sistemas de tuberías cubiertos por el
ASME B31.3, los cuales no están sujetos a las reglas de los servicios descritos en
a, b y c, y que no están sujetos a condiciones cíclicas severas.
Fluido inflamable
Describe un fluido que en condiciones ambientales o bajo las condiciones de
operación previstas es un vapor o produce vapores que pueden iniciar una
combustión y continuar con la misma en presencia de aire. El término puede
aplicar, dependiendo de las condiciones de servicio, a fluidos definidos para otros
propósitos como inflamables o combustibles.
Tubería
Es un sistema que consta de tubos, bridas, pernos, empacaduras, válvulas,
accesorios, juntas de expansión, tensores, juntas giratorias, elementos para
soportar tuberías, y aparatos que sirven para mezclar, separar, amortiguar,
distribuir, medir y controlar el flujo.
El diseño, la fabricación y la construcción de sistemas de tuberías están regulados
por códigos, de acuerdo a su uso; los principales códigos aplicables son:
ASME/ANSI B31.1 Power Piping
ASME/ANSI B31.3 Chemical Plant and Petroleum Refinery Piping
Tratamiento térmico
Es el calentamiento uniforme de una estructura, tubería, o porción de la misma,
a una temperatura suficiente para aliviar la mayor parte de la tensión residual,
seguido por un enfriamiento uniforme, suficientemente lento para minimizar el
desarrollo de nuevas tensiones residuales.
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TEMPERATURA DE DISEÑO
5.1
Generalidades
La temperatura de diseño de equipos y sistemas de tuberías se define
generalmente como la temperatura correspondiente a la más severa condición de
temperatura y presión coincidentes, a la que va a estar sujeto el sistema.De igual
importancia en el diseño y las especificaciones mecánicas son la temperatura
mínima y, en algunos casos, otras temperaturas extremas que puedan ocurrir a
vacío o a bajas presiones de operación. Como todos estos niveles de temperatura
de diseño, mínima y de operación extrema, tienen una influencia significativa en
el diseño mecánico, en la selección del material, y en la economía de los sistemas
considerados, es necesario para los diseñadores considerar cada uno de ellos
cuando se especifican las condiciones de diseño. Considerando estos factores,
los diseñadores de proceso deben especificar la temperatura de diseño (que
representa el máximo límite de temperatura) y la temperatura crítica de exposición
(que representa el límite mínimo de temperatura) para todos los sistemas.
5.2
Definiciones
Temperatura de operación
Es la temperatura de fluido del proceso prevista para la operación normal.
Temperatura de operación máxima
Es la temperatura más alta del fluido del proceso prevista para las desviaciones
esperadas de la operación normal. Esto incluye arranque, despresurización,
parada, operaciones alternadas, requerimientos de control, flexibilidad
operacional y perturbaciones del proceso. La definición de esta temperatura debe
ser considerada individualmente, evaluando las causas que la determinan, y
cualquiera que sea el caso determinante, se debe establecer en los documentos
de diseño.
Temperatura de operación mínima
Es la temperatura más baja del fluido del proceso prevista para las desviaciones
esperadas de la operación normal. Esto incluye arranque, despresurización,
parada, operaciones alternadas, requerimientos de control, flexibilidad
operacional y perturbaciones del proceso. L a condición causante de la mínima
temperatura de operación debe ser establecida en los documentos de diseño.
Temperatura de diseño
Es la temperatura del metal que representa las condiciones coincidentes más
severas de presión y temperatura. Esta temperatura es utilizada para el diseño
mecánico de equipos y tuberías, incluyendo la selección de materiales.. Esta
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temperatura de diseño debe ser al menos 10°C (18°F) superior a la temperatura
de operación máxima, pero en ningún caso inferior que la máxima temperatura en
casos de emergencia, como falla de servicios, bloqueo de operación, falla de
instrumentos, etc.
La temperatura de diseño de equipos y sistemas protegidos por válvulas de alivio,
debe ser al menos la máxima temperatura coincidente con la presión de ajuste de
la válvula de alivio respectiva.
Temperatura crítica de exposición (TCE)
Es la mínima temperatura de metal a la cual un componente estará sujeto, para
una presión mayor al 25 por ciento de la presión de diseño. Esto normalmente
ocurre en los arranques y está basado en las condiciones mínimas del ambiente,
a menos que ocurra una temperatura de operación más baja. La TCE debe ser
al menos tan baja como la temperatura de operación mínima.
Temperatura mínima de prueba hidrostática
Es la temperatura más baja a ser utilizada para el agua en una prueba hidrostática.
Debería ser 6°C (11°F) más que la TCE para componentes con espesores iguales
o menores de 50 mm (2 pulg), y al menos 17°C (31°F) más que la TCE para
componentes con espesores mayores de 50 mm (2 pulg.).
5.3
Temperatura de diseño de equipos
La temperatura de diseño de los equipos a presión o a vacío se determina
estableciendo las condiciones más severas, simultáneas, de temperatura y
presión que ocurrirán en cualquier fase de las operaciones del proceso. Esta
temperatura se usa en el diseño mecánico para establecer los niveles de esfuerzo
de diseño y determinar los espesores mínimos del metal que se requieren para
satisfacer los códigos u otros criterios mecánicos.
5.3.1
Equipos a temperaturas mayores que el ambiente
El incremento de temperatura utilizado para cubrir las variaciones de operación
para temperaturas de diseño hasta 400°C (752°F) no tiene restricciones cuando
el material es acero. La relación entre el esfuerzo permisible y la temperatura de
diseño es lineal para el acero y el incremento de costo es aproximadamente lineal
dentro de este rango de temperatura. En este rango de temperatura se agrega
normalmente un incremento de 28°C (50°F) a la temperatura de operación a fin
de establecer la temperatura de diseño, cuando no se tiene una temperatura de
operación máxima superior a la de operación normal.
A temperaturas superiores a 400°C (752°F), el esfuerzo permisible disminuye
abruptamente y el costo aumenta rápidamente. Para estas temperaturas
superiores se deben considerar alternativas económicas como la del aislamiento
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interno de los equipos o aleaciones especiales de acero. Además, el costo de
algunos equipos o unidades se puede minimizar con una selección cuidadosa de
la presión y/o temperatura de diseño. Por ejemplo, la presión y la temperatura de
diseño no se deben fijar arbitrariamente a un nivel alto, tal que se requiera una
clase siguiente superior de tubería o un material más costoso.
A continuación se presentan algunos factores que afectan la determinación de la
temperatura de diseño para varios tipos de equipo, mencionando las prácticas
comunes para definir la misma:
Recipientes a presión
1. Aislamiento – Muchos recipientes tienen aislamiento térmico para
prevenir las pérdidas de calor, proteger el personal, o suministrar
protección contra incendios. Para recipientes aislados externamente, las
bridas de las boquillas normalmente no se aíslan, de modo tal que se
permite una reducción de 10% por debajo de la temperatura de diseño del
fluido para la temperatura de diseño del metal de esas bridas. Si las bridas
de las boquillas llevan aislante, la temperatura de diseño del metal es igual
a la temperatura de diseño del fluido.
Algunas veces los recipientes están provistos con aislamiento interno para
reducir la temperatura de diseño del metal a un valor inferior a la
temperatura de proceso. Para temperaturas muy altas (mayores que
538°C (1000°F)), este es un método seguro y confiable de confinar el fluido
de proceso caliente. Para temperaturas menores, algunas veces es
económico o técnicamente deseable utilizar revestimiento de aislamiento
interno. Este tipo de revestimiento se puede utilizar también para reducir
la corrosión de la pared al disminuir su temperatura.
La temperatura de diseño del metal para recipientes aislados internamente
se establece normalmente en 343°C (650°F). El aislante interno reduce la
temperatura de pared a valores aproximadamente entre 121°C (250°F) y
204°C (400°F), dependiendo de la temperatura del proceso, de la
condiciones ambientales y del aislamiento. Sin embargo, pueden existir
“puntos calientes” causados por el flujo de gases calientes a través de un
revestimiento de refractarios como resultado de la caída de presión en un
lecho catalítico o por deterioro de los mismos refractarios. Por lo tanto, la
temperatura de diseño del metal es usualmente especificada como 343°C
(650°F), para prevenir la eventualidad de los “puntos calientes”.
Para servicio de hidrógeno, el material debe ser capaz de soportar ataque
por hidrógeno a una temperatura por lo menos igual a la temperatura de
diseño del metal.
2. Servicios cíclicos – Los recipientes en servicios cíclicos requieren una
atención especial. El servicio cíclico incluye aquel servicio donde el número
de arranques y paradas, más otros ciclos grandes de presión y
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temperatura, excede los 1000 durante el tiempo de vida media de la unidad.
Las variaciones de presión y temperatura menores del 20% del valor de
diseño no son significativas. Las variaciones de temperatura en exceso de
± 83°C (± 150°F) en un intervalo de tiempo de un minuto o menos, pueden
ser significativas. El número de ciclos se debe basar en un servicio de vida
mínima de 20 años para equipos mayores.
Las unidades en servicio cíclico incluyen los procesos químicos con
operaciones por carga y las unidades de altas presiones (241,000 kPa man
(35,000 psig)) de polietileno. Los servicios cíclicos pueden incluir reactores
de lecho fijo, como hidrotratadores e hidrocraqueadores.
La mayor parte de las unidades de procesamiento de petróleo no están
sujetas a un número significativo de ciclos.
3. Otros gradientes térmicos – Los recipientes que están sujetos a un
gradiente térmico substancial como resultado de una repentina variación
de temperatura, caen dentro de la clasificación de servicio crítico y
requieren una consideración especial. Esta clase de recipientes incluye
aquellos reactores de lecho fijo que están sujetos a reacciones
exotérmicas. Normalmente se instalan aparatos de despresurización
manual con retorno automático para reducir la presión a medida que la
temperatura se incrementa. Esto usualmente requiere un estudio
analógico del sistema, asociado con cálculos de transferencia de calor para
establecer la temperatura del metal. Las combinaciones predominantes de
presión y temperatura se utilizan para diseñar el recipiente.
4. Regulaciones locales – Los recipientes diseñados para localidades
donde es obligatorio el código ASME, Sección VIII, División 1, pueden ser
diseñados para temperaturas de hasta 343°C (650°F) con un costo
agregado muy pequeño o sin costo adicional para el recipiente. Esto es
debido a que el esfuerzo de diseño, y por lo tanto el espesor, es constante
en el rango de 38°C (100°F) a 343°C (650°F) para acero al carbón y aceros
de baja aleación. Esto no se aplica estrictamente a recipientes diseñados
para condiciones de vacío. Sin embargo, el diferencial de costo para
recipientes en servicio de vacío es pequeño.
El espesor de pared y el costo de los recipientes varia para otros lugares
(donde la Sección VIII, División 1 no es obligatoria), porque la tensión de
diseño es una función de la temperatura en el rango de 38°C (100°F) a
343°C (650°F) y a rangos mayores. Esto también se aplica a tuberías,
porque la tensión de diseño es función de la temperatura desde 38°C
(100°F) en adelante según el “Código de Tuberías”, ASME B31.X.
Tanques de almacenaje
1. Tanques de almacenamiento atmosféricos – Estos tanques de
almacenamiento tienen una temperatura de diseño igual a la temperatura
máxima del fluido o la del ambiente, cualquiera que sea la mayor.
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2. Tanques de almacenamiento con refrigeración – La temperatura de
diseño de este tipo de tanque es igual o ligeramente menor (en 5°C (9°F)),
que la temperatura mínima de almacenamiento del producto.
3. Esferas de almacenamiento a presión – Las esferas de almacenamiento
a presión que no están enfriadas; se deben diseñar para una temperatura
igual a la máxima del fluido o la ambiental, a la presión del diseño.
Otras consideraciones sobre temperatura de diseño
Además de determinar la temperatura de diseño, los siguientes extremos de
temperatura y consideraciones de proceso pueden afectar el diseño de equipos
o la selección de material para el mismo.
1. Desplazamiento o limpieza con vapor – Los equipos y tuberías sujetos
a desplazamiento o limpieza con vapor, como en el caso de arranques o
paradas, deben tener la temperatura del vapor incluida en las
Especificaciones de Diseño. Las tuberías y recipientes se deben diseñar
para la dilatación térmica resultante del desplazamiento con vapor.
2. Traceado de calentamiento – Los equipos o tuberías con trazas de vapor
o con encamisado de vapor o con cualquier otra forma de calentamiento
con vapor deben ser diseñados tomando en consideración una disminución
grave en el flujo del lado de proceso. La temperatura puede afectar el
diseño de los equipos o la flexibilidad de las tuberías.
3. Agua de enfriamiento – Una falla de agua de enfriamiento puede también
ser causa de temperaturas anormalmente altas en equipos o tuberías.
4. Descoquificación – Los equipos asociados con las corrientes de proceso
que deben ser descoquificadas son expuestos normalmente a
temperaturas verdaderamente altas y a presiones bajas. Estos extremos
de temperatura pueden o no determinar la temperatura de diseño debido
al bajo nivel de presión. Sin embargo, la temperatura de descoquificación,
la duración y la frecuencia se deben indicar en las Especificaciones de
Diseño, de modo tal que el diseño mecánico de tuberías y recipientes tome
en cuenta esta consideración.
5. Soluciones alcalinas y aminas – Los equipos y tuberías que contienen
soluciones alcalinas, tal como la soda cáustica, o aminas pueden requerir
tratamientos térmicos posteriores a la soldadura, dependiendo de la
composición y la temperatura.
6. Materiales no–ferrosos – Temperaturas de diseño mayores de +38°C
(100°F) para materiales no ferrosos como aluminio y aluminio–bronce
deben ser seleccionadas con cuidado, porque la resistencia del material
decrece rápidamente con el aumento de la temperatura. Los materiales de
bajo punto de fusión como el aluminio, cobre y bronce, generalmente
requieren pruebas contra el fuego para prevenir fallas causadas por la
exposición al fuego.
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5.3.2
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Equipos en servicios criogénicos y de baja temperatura
Los materiales utilizados a temperaturas iguales o inferiores a +49°C (120°F)
deben poseer la resistencia adecuada para prevenir fracturas catastróficas en los
equipos por fragilidad del material. La resistencia de los materiales se asegura a
través de la especificación de los requerimientos de impacto mínimo que son
verificados por las pruebas de impacto de los materiales. Los requerimiemtos de
impacto se basan en la temperatura crítica de exposición (TCE), por lo tanto,
además de establecer la temperatura de diseño, el diseñador debe también
determinar la temperatura crítica de exposición (TCE) para los equipos.
La temperatura crítica de exposición es la temperatura mínima del metal a la cual
un componente estará sujeto a una presión mayor que el 25 por ciento de la
presión de diseño. La TCE toma en cuenta los siguientes factores:
1. Temperatura de diseño del proceso (si se tiene más de una temperatura o
de un rango, se usará el valor más pequeño).
2. Condiciones de arranque, parada, despresurización o de perturbaciones
del proceso que pueden causar temperaturas de metal anormalmente
bajas.
3. La más baja temperatura atmosférica promedio de un día, especificada
para el arranque y parada de planta. Si no está especificada, se deberá
tomar la más baja temperatura atmosférica de un día para la localización
de la planta.
4. La temperatura de prueba hidrostática (temperatura del metal durante la
prueba) puede predominar sobre la TCE como se explica en los párrafos
que siguen.
La TCE no siempre es igual a la temperatura mínima del ambiente y puede en la
práctica ser superior en equipos que se calientan antes de la presurización o ser
menor en equipos de baja temperatura o criogénicos.
Se debe notar que las especificaciones de la prueba hidrostática deben requerir
que la temperatura del metal durante la prueba sea 6°C (11°F) más alta que la TCE
para componentes con espesores iguales o menores a 50 mm (2 pulg) y 17°C
(31°F) más alta que la TCE para componentes con espesores mayores de 50 mm
(2 pulg). En algunos casos, puede ser necesario calentar el agua de la prueba para
cumplir con este requerimiento. Si el calentamiento del agua no es práctico,
entonces la TCE se debe ajustar de manera tal que sea 6°C (11°F) ó 17°C (31°F),
según lo necesario, por debajo de la temperatura del metal durante la prueba
hidrostática con agua no calentada. Para los tanques de almacenamiento
atmosférico, la temperatura crítica de exposición es determinada por la menor de
las más bajas temperaturas atmosféricas promedio de un día, o por la temperatura
del metal durante la prueba hidrostática.
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Criterios y consideraciones para establecer la TCE
1. Tipo de equipo – La temperatura de diseño para equipos criogénicos y de
baja temperatura (menor que la ambiente) es igual a la temperatura de
operación mínima. El incremento de temperatura entre la temperatura de
operación normal y la de diseño puede variar desde pocos grados, para un
tanque de almacenamiento con enfriamiento, hasta 14°C (25°F) o más
para un nuevo proceso de baja temperatura. Los diseños criogénicos (por
debajo de –101°C (–150°F)) requieren el uso de materiales con resistencia
adecuada a temperaturas criogénicas. Los materiales típicos son el acero
inoxidable, el aluminio o materiales con 5 a 9% de níquel, los cuales tienen
una resistencia adecuada hasta –165°C (–265°F).
2. Economía – Los requerimientos de resistencia generalmente llevan al
punto óptimo de costo de material a temperaturas por debajo de +60 (140),
+49 (120), +16 (61), 0 (32), –29 (–20), –49 (–56) y –101°C (–150°F). Estos
puntos óptimos existen por las diferentes especificaciones de materiales
requeridos para proveer resistencia. Las temperaturas enumeradas son
representativas y en la realidad varían dependiendo de las numerosas
variedades de materiales. Los requerimientos de impacto para todos los
equipos (excepto tanques de almacenamiento) y tuberías se presentan en
los códigos “ASME, Boiler and Pressure Vessel Code, Section VII” y “ASME
B31.X”. La temperatura de diseño tiene un efecto muy pequeño sobre el
espesor a temperaturas por debajo de +49°C (120°F).
3. Temperatura ambiente – Cuando las temperaturas de operación mínimas
están por encima de la temperatura ambiente mínima, “la más baja
temperatura promedio de un día”, establecida por la localización del
proyecto, debería ser usada como la temperatura de diseño mínima a
menos que se establezca el uso de una temperatura más alta. Los
manuales de operación deberían especificar la temperatura de operación
mínima, si ésta es mayor que la más baja temperatura promedio de un día,
y debería incluir limitaciones de operación requeridas para evitar
temperaturas más bajas que las mínimas de diseño.
En general, para climas calientes es económicamente aceptable utilizar la
temperatura más baja promedio de un día (de 16°C (61°F) a 21°C (70°F)),
como la temperatura crítica de exposición. A medida que la temperatura
más baja promedio de un día cae por debajo de +16°C (61°F) y
particularmente debajo de 0°C (32°F), es progresivamente más costoso
obtener materiales con la resistencia requerida. Por lo tanto, en esta región
de temperatura, se requiere un criterio muy cuidadoso para establecer la
temperatura crítica de exposición.
4. Aislamiento – Equipos y tuberías con aislamiento interno deben ser
considerados separadamente. Estos incluyen reactores de hidrogenación
con refractarios, reformadores secundarios, coquificadores fluidizados y
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craqueadores catalíticos fluidizados. Para estos equipos y tuberías, la
temperatura más baja promedio de un día debería ser usada como la más
baja temperatura de metal, a menos que los estudios demuestren lo
contrario.
5. Ensuciamiento – En algunos casos, el ensuciamiento de
intercambiadores de calor o los problemas de control de flujos anormales
pueden modificar suficientemente la transferencia de calor, reduciendo las
temperaturas de los equipos normalmente calientes. Estos fenómenos
deberían ser considerados durante la fase de diseño.
6. Autoenfriamiento – Los equipos y tuberías que pueden estar afectados
por bajas temperaturas resultantes de autoenfriamiento deberían ser
diseñados para temperaturas de autoenfriamiento, bajo las siguientes
circunstancias:
a.
La falla o mal manejo de una sola válvula automática puede causar
despresurización de los equipos.
b.
El mal manejo de una sola válvula manual puede resultar en
despresurización.
No es necesario tomar en cuenta el autoenfriamiento para los puntos a y
b arriba mencionados, si la válvula es lo suficientemente pequeña para que
la despresurización sea lenta (más de 15 minutos) y si se colocan alarmas
adecuadas para avisar al operador sobre la reducción de presión.
Las tuberías de descarga y los equipos asociados localizados aguas abajo
de válvulas de seguridad que descargen líquidos de vaporización
instantánea, deben ser adecuados para manejar las bajas temperaturas
resultantes.
Las temperaturas de autoenfriamiento deben aparecer en las
Especificaciones de Diseño.
7. Enfriamiento brusco – El enfriamiento brusco presenta una situación de
diseño especial para el caso de tuberías y equipos. Esta condición está
usualmente asociada a equipos de descarga de alivio y de seguridad en
plantas de gas o unidades de proceso a baja temperatura. Cuando la
temperatura de diseño (después del enfriamiento del líquido) es menor que
–29°C (–20°F), y la diferencia de temperatura de enfriamiento excede los
56°C (101°F), el equipo y/o la tubería deben cumplir con los requerimientos
de enfriamiento brusco recomendados en las normas y códigos de uso
común. La temperatura mínima de diseño debe aparecer en las
Especificaciones de Diseño para equipos sujetos a enfriamiento brusco.
8. Pruebas hidrostáticas – La temperatura de prueba hidrostática no es
importante para el diseñador excepto para los casos de tanques y esferas
de almacenamiento. Para éstos, la temperatura del agua de prueba debe
ser especificada, ya que el propietario suministra el agua. Para otros
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equipos, el fabricante debe considerar la temperatura de la prueba durante
el diseño detallado del equipo.
5.4
Temperatura de diseño de tuberías
La temperatura de diseño para tuberías debe ser establecida en conjunción con
la presión de diseño para determinar la clase de tubería a ser utilizada, según se
trata en la Sección 6.5 de esta Práctica de Diseño.
En general, las consideraciones explicadas anteriormente para la determinación
de la temperatura de diseño y de la temperatura crítica de exposición para
equipos, aplican en igual forma para las tuberías.
Las temperaturas de diseño del metal para tuberías se establecen como sigue:
1. Para componentes de tuberías con aislante externo, la temperatura de
diseño del metal debe ser la temperatura máxima del fluido contenido en
la tubería.
2. Para componentes de tuberías sin aislante (externamente) y sin
recubrimiento (internamente), la temperatura de diseño del metal debe
ser la máxima temperatura del fluido contenido en la tubería, reducida en
los siguientes porcentajes:
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
Componente
Tubería, accesorios para soldar
y válvulas
Bridas de línea y accesorios
con bridas
DT, % de T
5
10
Los diseños usarán más frecuentemente un 10% de reducción, tal como se
aplica a bridas de tuberías sin aislante. Las otras reducciones permisibles
se aplicarán con mucha menor frecuencia. Si las reducciones se toman
para los fluidos de categoría M, las reducciones requieren ser avaladas por
cálculos de transferencia de calor confirmados por pruebas, o por medidas
experimentales
Con el creciente interés en la conservación de la energía, más y más bridas
son aisladas para ahorrar calor. Si se está considerando un aislamiento
externo para una brida, se debe establecer el rango de presión y
temperatura de diseño del fluido para asegurar que sea adecuado aislarla.
3. Para tuberías con recubrimiento y aislamiento interno, la temperatura de
diseño del metal para cada componente se debe basar en la experiencia
de diseños anteriores o en temperaturas calculadas teóricamente.
5.5
Flexibilidad de tuberías
En la práctica corriente las Especificaciones del Diseño de un proyecto no
suministran las temperaturas de diseño para las tuberías de proceso. En su lugar,
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tales temperaturas son establecidas por la organización que realiza la ingeniería,
basada en la interpretación de las Especificaciones de Diseño que recibe. Este
procedimiento es fundamentalmente diferente al que se utiliza para la mayoría de
los otros equipos, donde la temperatura de diseño es especificada por un
ingeniero de diseño familiarizado con el proceso/operación en el cual esta basada
la temperatura. Por lo tanto, es necesario establecer unas comunicaciones claras
entre el ingeniero de diseño y el diseñador de detalles de tuberías. Los
lineamientos de contenido presentados a continuación muestran la información
que el ingeniero de diseño debe suministrar para permitir al diseñador de detalles
de tuberías establecer el diferencial máximo de temperatura en la tubería y, en
consecuencia, diseñar un sistema adecuadamente flexible.
1. Operación
planificada
–
(Incluye
producción
estabilizada,
desplazamiento con vapor, arranque, parada y operaciones alternas).
a.
Producción estabilizada – Las situaciones no usuales deben ser
identificadas. Se deben definir las bases para fijar la temperatura de diseño del
fluido en la tubería y el mecanismo para establecer la temperatura del fluido
a partir de los equipos conectados a la tubería; es decir, explicar cualquier
diferencia no clara entre lo que debería ser la temperatura de la tubería y el
valor numérico en sí de la temperatura del equipo. Por ejemplo, La temperatura
de diseño de un equipo podría ser especificada como 343°C (650°F)(aunque
la temperatura real del metal puede ser 121°C (250°F)), porque el recipiente
se diseña para una localidad donde es obligatorio usar la Sección VIII del
Código ASME. Con esta información y el conocimiento de la dirección de flujo,
el diseñador de detalle de tubería puede establecer una temperatura de diseño
para flexibilidad de la misma. La flexibilidad de las tuberías de los compresores
es particularmente crítica y la temperatura debe ser especificada por el
ingeniero de diseño, utilizando las consideraciones expuestas más abajo.
b.
Operaciones de desplazamiento con vapor – El arranque y la parada
utilizan normalmente desplazamiento con vapor. Para estos casos se requiere
la siguiente información:
(1) Temperatura del vapor utilizado (varias temperaturas y circuitos
de vapor pueden estar involucrados).
(2) Identificación de las líneas sujetas a desplazamiento con vapor
que operen normalmente por debajo de la temperatura del vapor de
desplazamiento.
(3) Plano de identificación de servicios o líneas para las cuales el
desplazamiento con vapor se prohibe (avisar al propietario donde
no se puede aplicar desplazamiento con vapor); por ejemplo, avisar
donde los costos pueden ser excesivos para suministrar flexibilidad
(líneas largas que transportan hidrocarburos fuera de las
instalaciones) o donde el aislamiento no es adecuado para manejar
las temperaturas del vapor.
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c.
d.
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Secuencias de arranque o parada que imponen en las tuberías diferenciales
de temperatura mayores que las correspondientes a condiciones estables de
producción. Por ejemplo, la circulación de un aceite caliente para calentar una
torre a través de circuitos seleccionados, dejando fríos otros circuitos, provoca
un estiramiento de los circuitos fríos a causa de la dilatación de la torre.
Operaciones alternas, tales como regeneración, descoquificación, etc. Se
deben suministrar los diagramas de flujo simplificados y notas en los planos
de flujo indicando lo siguiente:
(1) Todos los circuitos (primarios) de producción planificada y los
patrones de flujo.
(2) Todos los circuitos secundarios de servicios planificados y los
patrones de flujo.
(3) Las líneas que se encuentran en la modalidad de no–flujo
(bloqueadas) en cada caso.
(4) Las temperaturas de los equipos involucrados en cada operación.
2. Operaciones no planificadas – Son las situaciones anormales,
incluyendo mal manejo de la operación, el mal funcionamiento de los
equipos u otros eventos que no están planificados, pero que están
previstos a tal punto que las temperaturas involucradas fueron
consideradas cuando se estableció la temperatura de diseño para la
flexibilidad térmica de las tuberías y los equipos de conexión. Son ejemplos
de estas operaciones los siguientes:
a.
Pérdida de flujo del medio de enfriamiento
b.
Interrupción del flujo de proceso durante calentamiento con el
sistema de trazas de vapor en servicio
c.
Reacción exotérmica fuera de control
Para cada una de estas situaciones anormales previsibles, se deben
suministrar la temperatura de metal y la frecuencia de aparición previstas
(número de ocurrencias por año) para las mismas.
3. Consideraciones para frecuencias de operaciones cíclicas –
Considerando un período de 20 años, el número de ciclos de temperatura
significativos debe ser indicado para el tiempo de vida de la planta, si ellos
exceden el valor de 7000 (es decir, alrededor de uno por día durante 20
años). Un ciclo significativo es aquel donde el cambio de temperatura es
igual o mayor que el 50 por ciento del cambio máximo de temperatura.
4. Sistemas de tuberías para compresores – El diseño de los sistemas de
tuberías relativamente frías para compresores, puede ser afectado
significativamente por pequeñas diferencias en los rangos de
temperaturas. Esto es debido a que el diseño de estas tuberías esta
limitado por las cargas que pueden ser impuestas al compresor sin
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causarle problemas. Las tuberías de gran diámetro (600 mm (24 pulg)) son
particularmente críticas. En un sistema de tuberías de compresores
usualmente se requieren soportes y empotramientos especiales, de
manera tal que las cargas sobre las boquillas no excedan las cargas
permisibles. Al mismo tiempo, el limitado espacio disponible para los
circuitos de expansión localizados alrededor del compresor, complican el
problema. En consecuencia, la temperatura de metal para flexibilidad de
tuberías de compresores debe incluir solamente el incremento de
temperatura necesario para cubrir las condiciones de operación, sin ser
excesivamente conservador, y debe estar indicada en las Especificaciones
de Diseño.
Las líneas de succión de los compresores que se calientan con trazados
externos deben ser diseñadas para ser lo suficientemente flexibles para
una temperatura de metal que refleje la condición de no flujo, con los
trazados externos en funcionamiento. Esta temperatura de metal puede
ser significativamente más baja que la temperatura de los trazados
externos.
5. Tuberías de carga y descarga para tanques – La disposición de la tubería
y la expansión térmica asociada, particularmente para líneas de gran
diámetro, no deben imponer cargas excesivas en la boquillas de los
tanques. La tubería entre un tanque y su dique de contención se debe
colocar y soportar convenientemente a fin de minimizar el movimiento de
la tubería durante el llenado, el vaciado y el asentamiento del tanque. Para
los efectos de expansión térmica, el rango de diferencia máxima de
temperatura utilizado en el análisis de flexibilidad debe considerar 49°C
(120°F) como el valor de temperatura superior, si la temperatura máxima
de operación del fluido es inferior a 49°C (120°F). Esta es considerada la
máxima temperatura del metal resultante de la radiación solar cuando no
hay flujo en la línea.
6. Líneas fuera de los límites de las unidades de proceso – Para estas
líneas se puede usar, a condiciones anormales, el doble del rango de
esfuerzo permitido por el Código de Tubería, siempre y cuando:
a.
La temperatura del fluido a condiciones anormales está por debajo
de la temperatura de autoignición y de 260°C (500°F).
b.
Las condiciones anormales no ocurran más de 5 veces al año.
c.
El rango de esfuerzo permisible deba ser calculado solamente para
las condiciones anormales. No se debe tomar crédito por los
esfuerzos longitudinales prolongados que sean menores que los
permisibles en el Código de Tubería.
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PRESION DE DISEÑO
6.1
Generalidades
La presión de diseño es la máxima presión interna o externa utilizada para
determinar el espesor mínimo de tuberías y recipientes y otros equipos. Para
condiciones de vacío parcial o total, la presión externa es la máxima diferencia
entre la atmosférica y la presión en el interior del recipiente o tubería.
La presión de diseño especificada para equipos y tuberías esta normalmente
basada en la presión de operación máxima, más la diferencia de presión entre la
presión máxima de operación y la presión fijada en el sistema de alivio de presión
(AP). Esta diferencia de presión es requerida para prevenir la apertura prematura
de una válvula de alivio de seguridad o la falla prematura de un disco de ruptura.
La presión de diseño de un recipiente se especifica normalmente en el tope del
mismo.
Al establecer la presión máxima de operación, se deben considerar las variaciones
de presión originadas por cambios en la presión de vapor, densidad, cambio en
la alimentación, cambios en los puntos de corte de los productos, cabezal estático
debido al nivel de líquido o sólido, caída de presión en el sistema y presión de
bloqueo de bombas o compresores. También se debe suministrar un margen
adecuado entre la presión de operación y la presión establecida para la válvula de
seguridad (normalmente igual a lapresión de diseño), a objeto de prevenir la
abertura frecuente de la válvula de seguridad.
La presión de diseño generalmente se selecciona como el mayor valor numérico
de los siguientes casos: (a) 110% de la presión máxima de operación, o (b) la
presión de operación más 172 kPa man (25 psig). Esta regla se aplica cuando se
utiliza una válvula de alivio de seguridad convencional. Hay varias excepciones a
esta regla, que se explicarán más adelante.
6.2
Definiciones
Presión de operación
Es la presión a la cual los equipos o tuberías están normalmente expuestos
durante la operación de los mismos.
Presión de operación máxima
Es la máxima presión prevista en el sistema debida a desviaciones de la operación
normal. Esto incluye arranques, paradas, operaciones alternadas, requerimientos
de control, flexibilidad de operación y perturbaciones del proceso.
La máxima presión de operación debe ser al menos 5% mayor que la presión de
operación.
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Presión de operación mínima (Vacío)
La presión de operación mínima es la presión sub–atmosférica más baja que
puede tener el sistema, basada en las condiciones esperadas de la operación,
incluyendo arranque y parada.
Los recipientes sometidos a condiciones de presión sub–atmosférica, deben ser
diseñados para vacío total.
Presión de diseño
Es la presión máxima, interna o externa, a ser utilizada para determinar el espesor
mínimo de tuberías, recipientes u otros equipos. Para condiciones de vacío parcial
o total, la presión externa es la máxima diferencia de presión entre la atmosférica
y la presión interna existente en los equipos. De no ser especificado de otra forma,
la presión de diseño es la que se específica en el tope del recipiente.
Presión de trabajo máxima permisible (PTMP)
Es la máxima presión manométrica permisible en el tope de un recipiente colocado
en su posición de operación, a una temperatura establecida. Esta presión se basa
en cálculos que usan el espesor nominal, excluyendo la tolerancia por corrosión
y excluyendo el espesor requerido para satisfacer cargas diferentes a las de
presión para cada elemento de un recipiente. La PTMP no se determina
normalmente para recipientes nuevos, pero se usa en recipientes que van a ser
redimensionados o en estudios relacionados con usos alternos del equipo.
Presión de bloqueo (“stalling”)
Es la presión a la descarga de una bomba centrífuga o un compresor centrífugo,
con la presión de succión en el máximo valor posible y el sistema de descarga
cerrado.
Presión de prueba hidrostática
Es la presión manométrica aplicada al equipo o tubería durante la prueba
hidrostática. La mínima presión requerida y la máxima presión permisible para la
prueba dependen del código aplicado.
Presión de ajuste
Es la presión manométrica a la entrada de una válvula de alivio, a la cual la válvula
es ajustada para abrir. Para nuevos proyectos, generalmente la presión de ajuste
es igual a la presión de diseño del equipo instalado en el sistema protegido por la
válvula de alivio.
Sobre–Presión
Es el incremento de presión sobre la presión de ajuste de una válvula de alivio
durante la descarga de la misma, y se expresa como un porcentaje de la presión
de ajuste.
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Acumulación
Es el incremento de presión sobre la presión de trabajo máxima permisible (PTMP)
de un equipo o sistema de tubería durante la descarga de la válvula de alivio
correspondiente, y se expresa como un porcentaje de la PTMP.
Presión de alivio
Es la suma de la presión de ajuste de una válvula de alivio y el incremento real de
presión que ocurre durante la descarga de la misma.
Contra–Presión
Es la presión en el lado de descarga de una válvula de alivio en posición cerrada.
6.3
6.3.1
Presión de diseño de equipos
Equipos a presión
Recipientes
Para la determinación de la presión de diseño de recipientes a presión, se deben
tener en cuenta los siguientes factores:
Presión Mínima de Diseño – Generalmente se utiliza una presión mínima de
diseño de 110 kPa man. (16 psig), a menos que existan fuertes incentivos para
decidir lo contrario. Recipientes a presión con una presión de diseño igual o menor
que 103 kPa man. (15 psig) caen fuera de los alcances obligatorios del Código
ASME. En algunas circunstancias, es deseable por consideraciones económicas
y de fabricación, especificar presiones de diseño menores de 110 kPa man. (16
psig). Este tipo de equipos se encuentra en las unidades de fertilizantes,
desparafinadoras, de tratamiento de agua y en sistemas de gases de combustión.
Cabezal estático – El ingeniero de diseño debe también considerar el cabezal
estático que puede estar presente en un recipiente. Este cabezal no está
automáticamente cubierto en el diseño de detalles del recipiente por el contratista
o fabricante, para las condiciones de operación. Los códigos requieren que se
incluya en el diseño una presión adicional debido al cabezal estático causado por
el contenido normal de líquido. Si el nivel líquido máximo es especificado de
manera clara, el contratista lo tomará en cuenta. Para recipientes horizontales o
recipientes a alta presión, el efecto de cabezal estático adicional durante la
operación es despreciable.
Los requerimientos de diseño para cabezales estáticos deben ser incluidos en las
Especificaciones de Diseño de torres de extracción de líquidos, de reactores de
lecho de sólidos fluidizados, de torres de enfriamiento súbito o de cualquier otro
recipiente vertical que puede operar lleno con líquidos o sólidos. Un recipiente de
almacenamiento o un silo tal como una tolva para catalizador, también deben ser
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diseñados tomando en cuenta el cabezal estático. Se debe poner una nota en las
Especificaciones de Diseño que explique que el recipiente debe ser diseñado para
el cabezal estático resultante de un nivel dado de material; también se debe indicar
su densidad.
Para recipientes no llenos de líquido – Para el caso de recipientes conteniendo
vapor y líquido, si no están normalmente llenos de líquido, se recomienda usar los
siguientes valores para la presión de diseño:
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁ
Presión de operación máxima (POM)
Bajo 1700 kPa (247 psig)
Entre 1700 y 4000 kPa (247 y 580 psig)
Entre 4000 y 8000 kPa (580 y 1,160 psig)
Sobre 80 Barg (1,160 psig)
Presión de diseño
POM + 170 kPa
110 % de POM
POM + 400 kPa
105 % de POM
Para equipos operando por debajo de 100 kPa (15 psig), se debe considerar el
punto relacionado con la presión mínima de diseño.
Para recipientes llenos de líquido – Para el caso de recipientes llenos de líquido,
la presión de diseño debe ser al menos la presión de bloqueo de la bomba que
carga el recipiente, si el mismo puede ser bloqueado mientras el sistema de
alimentación permanece operando.
Recipientes verticales con flujo ascendente – Además del cabezal estático, la
caída de presión del sistema con flujo ascendente también puede influenciar el
diseño de los elementos localizados por debajo del tope del recipiente. El cálculo
del espesor de pared de las secciones inferiores del recipiente debe tomar en
cuenta los aportes apropiados del cabezal estático y la caída de presión del
sistema agregada a la presión del diseño. Por lo tanto, el diseñador debe
suministrar la presión de diseño en el tope del recipiente, el cabezal estático para
el nivel más alto de líquido, y la caída de presión del sistema desde el fondo hasta
el tope del recipiente, en las Especificaciones de Diseño relacionadas con los
planos del recipiente. Se supone que la caída de presión del sistema varia
linealmente, a menos que se especifique lo contrario.
Alivio de presión – Este tópico se analiza en los documentos
PDVSA–MDP–08–SA–01 / 02 / 03 / 04 y 05. En dichos documentos también se
analizan las relaciones entre la presión de diseño y la presión fijada en los sistemas
de alivio de presión. Adicionalmente, se describen los aparatos comunmente
usados para aliviar la presión, tales como válvulas de alivio térmico, discos de
ruptura, venteos de explosión, circuitos con sello de líquido y válvulas de
rompimiento de vacío.
Economía
Existen algunas reglas generales que pueden ser utilizadas para establecer un
diseño económico de recipientes.
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El diseño del fondo de una torre puede ser gobernado por condiciones diferentes
de las del proceso. A veces, los vientos y cargas de prueba hidrostática (y,
ocasionalmente, cargas por movimiento telúrico) gobernarán sobre el cálculo de
espesor de pared en el fondo de torres muy altas (generalmente por encima de
los 30.5 m (100 pies)). El espesor requerido solamente por presión no debe ser
utilizado para estudios económicos, si la torre posee una altura mayor de 30.5 m
(100 pies). Existen también programas de computación que suministran
estimados de costos precisos para estos recipientes.
El diseño de un tambor estará normalmente gobernado por la presión interna, sea
esta positiva o una presión de vacío, si así se impone. No obstante, un tambor
horizontal largo requerirá refuerzos en los soportes o un espesor de pared mayor
que el requerido por presión. Esto es particularmente cierto para diseños a
presiones muy bajas.
Minimizar el costo de un recipiente no necesariamente significa optimizar el costo
unitario. Se deben también tomar en cuenta factores como los costos de bienes
raíces, fundaciones y tuberías.
Cuando la presión de diseño es superior a 1030 kPa man. (150 psig), el costo del
recipiente generalmente se mantendrá mínimo si el diámetro se reduce. Sin
embargo, los recipientes con internos (exceptuando platos de cartuchos) deberían
tener, preferentemente, un diámetro mínimo de 0.9 m (3 pies) a fin de facilitar el
acceso al recipiente. Los recipientes verticales con alturas mayores de 30.5 m
(100 pies) o una relación de L/D mayor de18 pueden no ser más económicos a
pesar de que el diámetro esta minimizado en 0.9 m (3 pies). Esto sucede porque
el viento, las pruebas hidrostáticas o los movimientos telúricos comenzarán
probablemente a gobernar el diseño. Se debería reconocer que los
requerimientos de proceso pueden superar y frecuentemente superan las
consideraciones arriba expuestas.
Baja presión
Para sistemas con presiones bajas (menos de 1720 kPa man (250 psig)) y
operación estable, el margen entre la presión de operación y la presión de diseño
puede ser reducido. Para estos sistemas, la presión de diseño puede ser el mayor
valor entre la presión de operación máxima más el 10%, o la presión de operación
más 103 KPa man (15 psig).
El uso de válvulas pilotos puede permitir la utilización de menores diferenciales de
presión entre la presión de operación y la presión de diseño. Véase los
documentos PDVSA–MDP–08–SA–01 / 02 / 03 / 04 / 05.
Un sistema de presión autolimitante puede tener también un diferencial de presión
más pequeño. Un ejemplo de este sistema sería uno que opere a 41kpa man (6
psig), con la presión producida por un ventilador. Si el ventilador puede generar
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una presión máxima de 62 kPa man. (9 psig), ésta podría ser la presión de diseño
del sistema. Este tipo de sistemas se encuentra en algunas plantas de fertilizantes.
Intercambiadores de calor
Las presiones de diseño son especificadas separadamente para la carcaza y los
tubos, en la manera usual que para la mayoría de los equipos. Sin embargo,
cuando la presión de diseño del lado de alta presión es mayor que 1.5 veces la del
lado de baja presión, pueden existir requerimientos especiales, por lo cual,
usualmente se especifican los intercambiadores considerando la regla de 1/1.5.
Véase al respecto los documentos PDVSA–MDP–08–SA–01 / 02 / 03 / 04 / 05.
Tambores de descarga de livianos y tambores de sello de mechurrios
Véase los documentos PDVSA–MDP–08–SA–01 / 02 / 03 / 04 / 05.
6.3.2
Equipos a vacío
Los recipientes sujetos a vacío parcial o total (presión sub–atmosférica), se deben
diseñar para vacío total. Si se prevé un vacío para cualquier condición de
operación, éste debe ser especificado como una condición de diseño. Son
excepciones a esta regla los fraccionadores primarios de gran tamaño como las
destiladoras atmosféricas, los fraccionadores de craqueo catalítico, los
fraccionadores de las plantas de coque y los fraccionadores de las plantas de
craqueo con vapor. La experiencia ha mostrado que, con un estricto seguimiento
de los procedimientos de operación, los operadores pueden prevenir la formación
de vacío para los pocos casos en los que se pueda generar. Las pérdidas de calor
introducido o el enfriamiento de algunos sistemas, como en el caso de una torre
fraccionadora llena con fracciones de rangos de ebullición muy pequeños, pueden
resultar en condiciones de vacío en los recipientes, tambores y tuberías. Véase
los documentos PDVSA–MDP–08–SA–01 / 02 / 03 / 04 / 05. Una operación
defectuosa de algún sistema de compresores puede dar resultados similares.
Estos puntos deben ser considerados al establecer las necesidades para diseñar
equipos al vacío.
Generalmente, los recipientes y los equipos no se diseñan para el vacío que se
desarrolla cuando se desaloja el agua de éstos con el sistema de venteo cerrado,
como puede suceder después de la inundación con agua o de la prueba
hidrostática de tales equipos o recipientes. Se confía en el control del operador
para prevenir el vacío debido a esta causa.
Para líneas de conexión entre tanques y bombas, localizadas fuera de los límites
de batería, y de diámetros mayores de 600 mm (24 pulg), se puede requerir el uso
de líneas rompe–vacío conectadas al tanque a fin de prevenir el colapso de la
línea. Un colapso sería el resultado de un vacío que se puede generar si la válvula
de bloqueo en el tanque es inadvertidamente cerrada mientras que la bomba está
funcionando.
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Economía
Existen algunas reglas generales que pueden ser utilizadas para establecer un
diseño económico de recipientes a vacío.
El diseño de recipientes o tuberías de gran diámetro para condiciones de vacío
usualmente representa un balance económico. Es decir, ¿el equipo debe ser
diseñado para vacío total? o, alternativamente, se deben analizar preguntas
como: ¿debe la unidad ser diseñada y operada para el caso en que el vacío no
ocurra?. Si los espesores para vacío y para presión interna son necesarios para
un análisis económico de este tipo, refiérase al “ASME Boiler and Pressure Vessel
Code”, Sección VIII, División 1, o consulte con la Mechanical Engineering Services
Section.
6.4
Presión de diseño de tuberías
La presión de diseño para tuberías debe ser consistente con la presión de diseño
para los recipientes y equipos a los cuales se conectan, y cumplir con los
siguientes aspectos:
Tuberías protegidas por aparatos de alivio de presión (AP) – En este caso, la
presión de diseño debe ser igual a la presión de ajuste establecida para el aparato
de alivio de presión (AP) que protege al sistema, más el cabezal estático cuando
aplique.
Tuberías no protegidas por aparatos AP – La presión de diseño para cualquier
sección de tubería no protegida por un aparato AP debe ser igual a la presión
máxima que se puede desarrollar como resultado de una falla de una válvula de
control, del bloqueo de una bomba, o del cierre inadvertido de una válvula, más
el cabezal estático.
Para tuberías sujetas a presión por bloqueo de bombas centrífugas y no
protegidas por un aparato AP, un estimado aceptable de presión de diseño es el
valor numérico mayor entre los siguientes:
1. Presión de succión normal de la bomba más 120% del diferencial de
presión normal de la bomba.
2. Presión de succión máxima de la bomba más el diferencial de presión
normal de la bomba.
En algunas circunstancias, puede ser necesario diseñar utilizando la presión de
succión máxima de la bomba más el 120% del diferencial de presión normal de la
bomba (caso más conservador). Un ejemplo donde esto se aplica es en el caso
de falla del reflujo de tope (”pumparound”) de un fraccionador, debido a error de
operación.
Una presión de diseño menor que la determinada en base a las reglas anteriores
es aceptable, si la bomba real adquirida tiene una presión diferencial de bloqueo
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(válvulas de entrada y salida de la bomba cerradas) menor que 120% de la presión
diferencial normal. Si la presión diferencial de bloqueo excede el 120% de la
presión diferencial normal, la presión de diseño determinada según las reglas
propuesta es aceptable, si satisface las bases de lapsos cortos de tiempo o de
lapsos de tiempo intermedio del Código de Tuberías (Vea “Líneas Especiales”,
más adelante).
Para el caso de una sola bomba, la válvula de succión debe tener una limitación
de presión–temperatura igual a la de la línea de succión, siempre y cuando la
bomba sea la única fuente de presión en la línea de descarga. Si existe otra fuente
de presión igual o mayor, en la línea de descarga, la válvula de succión de la
bomba y todos los componentes entre esa válvula y la bomba deben tener las
mismas limitaciones de presión–temperatura que la línea de descarga.
Para bombas en paralelo, las válvulas de succión y la tubería aguas abajo de las
bombas deben tener unas limitaciones de presión–temperatura que sean
aceptables al menos para el 75% de la presión de descarga de diseño, a la
temperatura de diseño.
Las válvulas de doble bloqueo y la tubería entre las válvulas deben ser diseñadas
para la más severa clasificación de tubería en ambos lados de la instalación de la
válvula de doble bloqueo.
La presión de diseño para tuberías que operan a 103 kPa man. (15 psig) o menos,
debe ser por lo menos igual a la presión de operación más 14 kPa man. (2 psig),
pero no menor de 110 kPa man. (16 psig).
Líneas especiales
Generalidades – A veces puede ser deseable clasificar algunas tuberías como
especiales. Las líneas especiales pueden operar con un incremento de 33% ó 20%
en el nivel de presión o del esfuerzo permisible, para variaciones cortas y poco
frecuentes de la presión y/o la temperatura de operación normal. Si la duración de
las variaciones es mayor que la permitida por el “Código de Tuberías” para la base
de lapsos de tiempos cortos o intermedios (descritos más abajo), se deben usar
las combinaciones de presión y temperatura más severas, a fin de desarrollar
condiciones de diseño adecuadas para un proyecto de larga duración.
Existen varias restricciones relacionadas con las bases a lapsos de tiempos cortos
y lapsos de tiempos intermedios:
Primero, estas bases no se pueden usar para servicio de fluidos de categoría M
(ver definiciones generales) o para tuberías de hierro colado.
Segundo, si un aparato de alivio de presión protege la tubería, la presión de ajuste
fijada para el aparato de AP no debe exceder la de diseño de la tubería para lapsos
de tiempos largos.
Tercero, las presiones que exceden los niveles normales de limitaciones de
presión–temperatura para las válvulas, a veces causan pérdidas de la
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hermeticidad en los asientos de las mismas, o una operación difícil, por lo cual se
debe revisar este aspecto del diseño.
Para lapsos de tiempos cortos, y sujeto a la aprobación del dueño del proyecto,
se permite incrementar el límite de presión o el esfuerzo permisible a la
temperatura escogida, en un 33%, siempre y cuando las variaciones no excedan
las 10 horas en cualquier lapso de tiempo o el total de 100 horas por año.
Para lapsos de tiempos intermedios, se permite incrementar el límite de presión
o el esfuerzo permisible a la temperatura escogida, en un 20%, siempre y cuando
las variaciones no excedan las 50 horas en cualquier lapso de tiempo o el total de
500 horas por año.
Este tipo de condición está usualmente asociada con una situación de emergencia
o condiciones de operación alternas. Se permiten incrementos en la presión o el
esfuerzo para tiempos cortos e intermedios, con las siguientes salvedades:
1. Las condiciones de lapsos de tiempo cortos deben considerar todos los
posibles incrementos simultáneos en temperatura y presión.
2. Las condiciones de diseño del sistema deben tener las mismas
especificaciones que las condiciones de diseño de tuberías de larga
duración. Estas condiciones no deben normalmente ser excedidas.
3. Cualquier alteración es responsabilidad del diseñador y/o del operador, por
lo cual se requiere aprobación por parte del dueño del proyecto.
Requerimientos mínimos para líneas especiales – Cuando es preciso designar
las líneas como especiales se deben seguir, como mínimo, los siguientes pasos:
1. Hacer una lista en la cual se identifiquen como “Líneas especiales” todas
las tuberías para las que se consideran condiciones de lapsos de tiempos
cortos/intermedios. La lista debe incluir una tabulación de cada grupo de
condiciones de lapsos de tiempos largos o cortos/intermedios que deben
ser tomados en cuenta por el diseñador de tuberías.
2. Especificar las condiciones de diseño para la planta que sean consistentes
con las condiciones de diseño de las tuberías de larga duración y asegurar
que estas condiciones son identificables y controlables en el cuarto de
control.
3. Instruir a los operadores, usando los manuales de operación, sobre las
condiciones de diseño (determinadas en los pasos anteriores) que no
deben ser excedidas durante la operación normal. Es responsabilidad de
la operadora de las instalaciones monitorizar las líneas especiales para
asegurar que no se excedan los límites de lapsos de tiempo del “Código de
Tubería”.
Servicios para fluidos especiales (categoría D y categoría M)
En la Edición vigente del ASME/ANSI B31.1 (1992) y del B31.3 (1993) (“Código
de Tubería”), se presentan dos categorías de servicio de fluido, la categoría D y
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la categoría M (ver sección 4, definiciones generales), a las cuales se aplican
consideraciones especiales de diseño y/o fabricación, adicionales a las aplicadas
a la gran mayoría de las tuberías que son normalmente cubiertas por la norma. De
estas categorías de servicio, sólo el servicio de fluido categoría M tiene un
particular significado para el ingeniero de diseño. Un servicio de fluido categoría
M es un servicio de fluido tóxico, en el que la exposición a cantidades muy
pequeñas en el ambiente pueden producir daños serios e irreversibles a las
personas, ya sea al respirar o al tener contacto físico con el fluido, aún cuando se
tomen prontas medidas correctivas.
Un porcentaje extremadamente pequeño de las tuberías de planta de proceso
cubiertas por el ANSI B31.3 estará en el servicio de fluido categoría M. El
porcentaje de tuberías en esta categoría, es aproximadamente el mismo de los
recipientes a presión en la Sección VIII del ASME, que se consideran en servicio
letal, ya que las tuberías de servicio de fluido categoría M usualmente se conectan
a recipientes en servicio letal. Ejemplos de sustancias que son consideradas como
categoría M/letales son el ácido hidrocianúrico, el cloruro de carbonilo, el
cianógeno, el gas mostaza y el bromuro de xilil. Para propósitos de diseño, los
ácidos, los fenoles, el cloro, el amoníaco, los gases naturales o manufacturados,
y los gases de petróleo licuados (como propano, butano, butadieno) y los vapores
de cualquier otro producto de petróleo no deben ser clasificados como categoría
M/letal. Las corrientes de proceso que contienen sulfuro de hidrógeno,
metilciclopentadienil tricarbonil de manganeso (MTM) y tetraetilo de plomo (TEP),
normalmente no se consideran pertenecientes al servicio de categoría M/letal,
debido a las consideraciones de exposición y a la manera como estas corrientes
son manejadas en una unidad de proceso, las cuales incluyen vestiduras
especiales y sistemas de respiración apropiados para el caso de escapes de
material.
6.5
Especificaciones de materiales de tuberías
Como se mencionó anteriormente, la temperatura y la presión de diseño de las
tuberías son determinadas por el contratista de ingeniería en base a la información
suministrada por el dueño del proyecto en sus bases y especificaciones de diseño.
El diseño de tuberías es desarrollado conjuntamente por las disciplinas de
procesos (o proyectos) y mecánica (tuberías), mediante el desarrollo de las listas
de líneas, las cuales, además de la información relacionada con la operación de
las mismas, presenta la información de diseño (presiónes y temperaturas de
diseño por código, para los casos de perturbaciones y para la prueba de presión,
sea ésta hidrostática, neumática o de servicio). Las condiciones de diseño deben
ser determinadas según los lineamientos presentados en las secciones
anteriores.
Una vez disponible la información de diseño para las líneas, sean estas de
procesos o de servicios industriales o de instalaciones auxiliares, se procede a la
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determinación de la clase de tubería (tipo de tubería correspondiente a un nivel
nominal de presión permisible en el sistema) a ser utilizada, según la
especificación de ingeniería de PDVSA, H–221 Materiales de tuberías.
Determinada la clase de tubería a ser utilizada, la selección de todos los
componentes del sistema (tubos, válvulas, accesorios, bridas, conexiones de
drenaje y venteo, arreglos de conexiones de instrumentación, etc.) queda
determinada por esta clasificación, sin necesidad de realizar cálculos de diseño
para determinación de espesores o esfuerzos en los materiales; los únicos
cálculos requeridos corresponden a la flexibilidad de los sistemas para los casos
donde se requiera.
La clasificación de tuberías de PDVSA se basa en los códigos y normas ANSI,
ASME y ASTM correspondientes para los diferentes materiales y componentes de
los sistemas de tubería, especialmente en los códigos ASME/ANSI B.31.1,
Tubería de vapor, y ASME/ANSI B31.3, Tubería para plantas químicas y refinerías
de petróleo. La información básica requerida para determinar la clase de tubería
es la siguiente:
1. Material (fluido) contenido en la línea, con sus condiciones de operación.
2. Presión de diseño por el ”código de tubería”.
3. Temperatura de diseño coincidente con la presión de diseño.
Con la anterior información, se busca en la especificación H–221 el índice de
servicios, en el cual, dados el fluido manejado y las condiciones de diseño, se
determina la clase a ser utilizada (existen 66 clases en la especificación). Con esta
clase, se busca la tabulación correspondiente, la cual muestra el tipo de servicio
(fluidos), los límites de presión/temperatura, la corrosión permitida, el espesor,
material y tipo de fabricación de los tubos, niples, bridas, accesorios,
empacaduras, tipos de valvulas a usar, juntas y conexiones de venteo, drenaje e
instrumentos, y una serie de notas relacionadas con el diseño de sistemas y
componentes para la clase seleccionada.
Queda a criterio del diseñador determinar la clasificación apropiada de la tubería
correspondiente a las condiciones de diseño de presión y temperatura requeridas
para el sistema de tubería en estudio. La clase de presión primaria establecida por
el diseñador usualmente se específica para cada línea en las Especificaciones de
Diseño.
En situaciones especiales, algunos tamaños de tubería pueden no estar cubiertos
por una clase de tubería aceptada, debido al gran tamaño o a las condiciones
extremas de temperatura y presión a las cuales están sometidos. Para éstos
casos, la presión y la temperatura de diseño son requeridas en las
Especificaciones emitidas para el diseño mecánico.
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TITULO
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REV.
FECHA
APROB.
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INTRODUCCION
APROBADA
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DESCRIPCION
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PAG. REV.
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APROB. APROB.
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Indice
1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2.1
2.2
2.3
2.4
2.5
Principios Básicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo en Fase Líquida . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo en Fase Gaseosa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo Bifásico Líquido–Vapor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo Bifásico Líquido–Sólido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2
2
2
3
3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
5 CONSIDERACIONES DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
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OBJETIVO
El objetivo de la introducción es presentar la forma como está estructurado el
volumen “Flujo de Fluidos” para facilitar las labores del ingeniero de proceso en
la localización de la información requerida en el área de flujo de fluidos.
2
ALCANCE
Cubre los capítulos involucrados con “Flujo de Fluidos”, los cuales son los
siguientes:
2.1
Principios Básicos
Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–FF–02
y describe los
conceptos involucrados con el flujo de fluidos, las consideraciones generales que
deben tenerse presentes en el diseño de tuberías, incluyendo sus accesorios y los
elementos requeridos por el proceso, tales como: orificios, válvulas de bloqueo,
válvulas de control, etc. y un listado de los programas de computación disponibles
en la industria para realizar cálculos relacionados con fluidos. También se incluye
un procedimiento de diseño para calcular el espesor de paredes de tuberías
sujetas a presión tanto interna como externa.
2.2
Flujo en Fase Líquida
Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–FF–03
y describe las
consideraciones básicas, los principios y los procedimientos para el cálculo de la
caída de presión a través de tuberías y accesorios por las cuales circulan líquidos
Newtonianos y No–newtonianos. También se incluye un listado de los programas
de computación disponibles en la industria para realizar cálculos relacionados con
este tipo de flujo.
2.3
Flujo en Fase Gaseosa
Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–FF–04
y describe las
consideraciones básicas, los principios y los procedimientos para el cálculo de la
caída de presión a través de tuberías y accesorios por las cuales circulan gases
o vapores. También se incluye un listado de los programas de computación
disponibles en la industria para realizar cálculos relacionados con este tipo de flujo.
2.4
Flujo Bifásico Líquido–Vapor
Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–FF–05
y describe las
consideraciones básicas, los principios y los procedimientos para el cálculo de la
caída de presión a través de tuberías y accesorios por las cuales circulan flujos
bifásicos líquidos/vapor isotérmicos y no isotérmicos que no excedan 63 Kw/m2
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o 20.000 Btu/h–pie2. También se incluye un listado de los programas de
computación disponibles en la industria para realizar cálculos relacionados con
este tipo de flujo.
Para los flujos que involucren transferencias de calor mayores de 20.000
“HORNOS” y
Btu/h–pie2 véanse los volúmenes PDVSA–MDP–05–F–00
PDVSA–MDP–05–E–00 “INTERCAMBIADORES DE CALOR”.
2.5
Flujo Bifásico Líquido–Sólido
Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–FF–06 y describe los
regímenes básicos de flujos que se pueden encontrar en el transporte de lechadas
(slurry) a través de tuberías y se presentan las técnicas para estimar el régimen
de flujo que existe bajo determinadas condiciones, de forma tal que las
condiciones se puedan modificar, si es necesario, para obtener el régimen de flujo
deseado.
Se suministran también los métodos de cálculos para determinar la velocidad
crítica de sedimentación en tuberías horizontales y la caída de presión como una
función del régimen de flujo y de las características de la lechada cuando no se
disponen de datos experimentales. También se incluyen los criterios de diseño
para velocidad mínima de transporte y las consideraciones especiales de diseño
para optimar el régimen de flujo, erosión, ensuciamiento, sedimentación y
taponamiento.
Este capítulo quedará pendiente para futura edición del Manual de Diseño de
Proceso
3
REFERENCIAS
Las referencias se indican en cada uno de los capítulos tratados.
4
DEFINICIONES
Las definiciones se presentan en PDVSA–MDP–02–FF–02 “PRINCIPIOS
BASICOS”
5
CONSIDERACIONES DE DISEÑO
Las consideraciones de diseño serán tratadas en cada uno de los capítulos que
forman parte del volumen de Flujo de Fluidos.
6
NOMENCLATURA
No aplica en esta sección.
7
APENDICE
No aplica en esta sección.
PDVSA
MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
FLUJO DE FLUIDOS
PDVSA N°
TITULO
MDP–02–FF–02
0
FEB.96
REV.
FECHA
APROB.
PDVSA, 1983
PRINCIPIOS BASICOS
APROBADA
28
DESCRIPCION
FECHA FEB.96
PAG. REV.
APROB.
F.R.
APROB. APROB.
FECHA FEB.96
ESPECIALISTAS
MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
PDVSA
FLUJO DE FLUIDOS
PRINCIPIOS BASICOS
PDVSA MDP–02–FF–02
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FEB.96
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Indice
1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
3.1
3.2
3.3
3.4
3.5
Manual de Diseño de Procesos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Manual de Ingeniería de Diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Prácticas de Diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Normas Nacionales (USA) e Internacionales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Otras Referencias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
3
3
3
4
4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4
4.1
4.2
4.3
4.4
4.5
4.6
4.7
4.8
4.9
4.10
4.11
4.12
4.13
4.14
4.15
4.16
4.17
4.18
4.19
4.20
4.21
4.22
4.23
4.24
4.25
4.26
Fluidos Newtonianos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Fluidos no–Newtonianos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo Compresible . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo Incompresible . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo Laminar o Viscoso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo en Transición . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo Turbulento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Líneas de Corriente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Factor de Fricción Fanning . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Número de Reynolds . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Teorema de Bernuolli . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Radio Hidráulico Equivalente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Diámetro Hidráulico Equivalente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Longitud Equivalente (de una válvula o accesorio) . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Coeficiente de Resistencia K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Coeficiente de Resistencia de Línea N . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Rugosidad Relativa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Velocidad Crítica o Sónica (Flujo obstruido) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Golpe de Ariete por Agua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Golpe de Ariete por Vapor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Lechada (“Slurry”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Lechadas Compactadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Lechadas Diluidas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Velocidad Crítica de Sedimentación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Velocidad Mínima de Transporte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Viscosidad Relativa de la Lechada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4
4
4
4
4
5
5
5
5
5
5
6
6
6
6
6
6
6
6
7
7
7
7
7
7
7
5 CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . .
8
5.1
Dimensionamiento de Líneas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
8
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FLUJO DE FLUIDOS
PRINCIPIOS BASICOS
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0
FEB.96
Página 2
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5.2
5.3
5.4
5.5
5.6
5.7
5.8
Indice manual
Indice volumen
Indice norma
Selección de la Clase de Tuberías (Schedule) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Vibración de Tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flexibilidad de Tubería . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Consideraciones Mecánicas Adicionales para Tubería . . . . . . . . . . . . . . .
Golpe de Ariete por Agua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Golpe de Ariete por Vapor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Líneas para Agua de Reposición de Calderas en Generadores
de Vapor In Situ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Requerimientos de Válvulas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Tuberías y Válvulas para Agua en Enfriadores y Condensadores . . . . . .
Erosión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Emulsiones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Aislamiento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Espesor de Pared . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
11
12
12
15
15
15
15
6 PROGRAMAS DE COMPUTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
17
7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
18
5.9
5.10
5.11
5.12
5.13
5.14
9
9
10
11
11
11
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PRINCIPIOS BASICOS
PDVSA MDP–02–FF–02
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1
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OBJETIVO
El objetivo de este capítulo es proporcionar los fundamentos teóricos que permitan
una óptima comprensión de la terminología relacionada con el área del flujo de
fluidos.
2
ALCANCE
En este capítulo se presentan las definiciones y los principios básicos involucrados
con el flujo de fluidos a través de tuberías y sus equipos relacionados tales como
orificios, válvulas y accesorios. Se presenta ademas el cálculo de espesor de
pared para tuberías sujetas a presión interna como guía general de diseño.
3
REFERENCIAS
3.1
Manual de Diseño de Procesos
PDVSA–MDP–02–FF–03
PDVSA–MDP–03–S–03
PDVSA–MDP–08–SA–02
PDVSA–MDP–08–SA–05
3.2
Manual de Ingeniería de Diseño
Vol. 06
Vol. 13
Vol. 13
3.3
“Equipos
con
Fuego”
Especificación
de
Ingeniería
PDVSA–B–201–PR “Calentadores de Fuego Directo”. (1988)
Tomo II “Tuberías y Oleoductos” Especificación de Ingeniería
PDVSA–HA–211–POT “Válvulas y Materiales para Oleoductos”.
(1993)
Tomo III “Tuberías y Oleoductos” Especificación de Ingeniería
PDVSA–90617.1.040 “Selección de Válvulas”. (1994)
Prácticas de Diseño
Vol. VIII Sec. 8D
Vol. IX Sec. 15D
Vol. IX Sec. 16
3.4
“Flujo en Fase Líquido”. (1996)
“Separadores Líquido – Vapor” (1995)
“Consideraciones de Contingencia y
Determinación de los Flujos de Alivio” (1995)
“Instalación de Válvulas de Alivio de Presión”
(1995)
“Hornos de Craqueo con Vapor”. (1978)
“Sistemas de Disposición”. (1981)
“Aislamiento Térmico”. (1981)
Normas Nacionales (USA) e Internacionales
ANSI B31.3,
Petroleum Refinery Piping (1993)
ANSI B36.10M Welded and Seamless Wrought Steel Pipe
API 5L
Specifications for Line Pipe (1995)
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ISO DIS 3183 Oil and Natural Gas Industries, Steel Line Pipe (1980)
3.5
Otras Referencias
1.
2.
3.
4
PERRY and CHILTON’s Chemical Engineer’s Handbook, 6th Ed., Section 5,
“Fluid and Particle Mechanics.”
Crane Technical Paper No. 410, “Flow of Fluids through Valves, Fittings and
Pipe”, 1988
Taylor Forge Catalog, 571, 3rd Edition, 1961.
DEFINICIONES
Las definiciones generales para este capítulo se presentan a continuación:
4.1
Fluidos Newtonianos
Son fluidos en los cuales la viscosidad es independiente del esfuerzo cortante y
del tiempo. La mayoría de los líquidos y todos los gases pertenecen a este grupo.
4.2
Fluidos no–Newtonianos
Son líquidos en los cuales la viscosidad depende del esfuerzo cortante o del
tiempo. Como ejemplo están las lechadas (“slurries”), emulsiones y la mayoría de
líquidos con viscosidad mayor de 20 Pa.s (20000 cP) a baja tasa de esfuerzo
cortante (menor que 10 seg–1)
4.3
Flujo Compresible
El flujo se considera compresible cuando la caída de presión debida al paso de un
gas por un sistema es lo suficientemente grande, en comparación con la presión
de entrada, para ocacionar una disminución del 10% o más en la densidad del gas.
4.4
Flujo Incompresible
El flujo se considera incompresible si la sustancia en movimiento es un liquido, o
si se trata de un gas cuya densidad cambia de valor en el sistema en un valor no
mayor al 10%.
4.5
Flujo Laminar o Viscoso
El flujo laminar ocurre cuando las películas adyacentes del fluido se mueven unas
relativas a las otras sin mezclas a nivel macroscópico. En flujo laminar, el esfuerzo
viscoso, el cual es causado por intercambio de momento molecular entre las
películas del fluido, es de influencia predominante en el establecimiento del flujo
de fluidos. Este tipo de flujo ocurre en líneas cuando Re<2000.
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4.6
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Flujo en Transición
Es el régimen de flujo que se encuentra entre laminar y turbulento. En este régimen
las fluctuaciones de velocidad pueden o no estar presentes. Este tipo de flujo
ocurre en las tuberías cuando el 2000<Re<4000.
4.7
Flujo Turbulento
El flujo turbulento ocurre cuando existe un mezclado microscópico tanto
perpendicular como en dirección del flujo principal. El flujo turbulento está
caracterizado por partículas que tienen movimientos fluctuantes y trayectorias
irregulares. Este tipo de flujo ocurre cuando fuerzas inerciales tienen influencia
predominante en el establecimiento del flujo de fluidos. Este tipo de flujo ocurre en
las tuberías cuando el Re>4000.
4.8
Líneas de Corriente
Son curvas imaginarias dibujadas a través de un fluido en movimiento y que
indican la dirección de éste en los diversos puntos del flujo de fluidos. La tangente
en un punto de la curva representa la dirección instantánea de la velocidad de las
partículas fluidas en dicho punto.
4.9
Factor de Fricción Fanning
Es un factor empírico en la ecuación de Fanning para caídas de presión en
tuberías rectas. Este factor es función del número de Reynolds y la rugosidad
relativa a la pared e/d. Para una determinada clase de material la rugosidad es
relativamente independiente del diámetro de la línea, así que en el diagrama de
f vs. Re, d frecuentemente se reemplaza por e/d como un parámetro.
El factor de fricción de Fanning no debe ser confundido con el factor de fricción
Darcy el cual es cuatro veces más grande.
4.10
Número de Reynolds
Es un número adimensional el cual expresa la relación de la fuerza inercial y la
fuerza viscosa en el flujo de fluido.
4.11
Teorema de Bernuolli
Es una forma de expresar la aplicación de la ley de la conservación de la energía
al flujo de fluidos en una tubería. La energía total en un punto cualquiera por
encima de un plano horizontal arbitrario fijado como referencia, es igual a la suma
de la altura geométrica, la altura debida a la presión y la altura debida a la
velocidad.
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4.12
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Radio Hidráulico Equivalente
Es la relación que existe entre el área de la sección transversal del ducto por donde
circula el fluido y la longitud del perímetro mojado; se utiliza cuando la sección
transversal del ducto no es circular.
4.13
Diámetro Hidráulico Equivalente
Es cuatro (4) veces el radio hidráulico equivalente.
4.14
Longitud Equivalente (de una válvula o accesorio)
Es la longitud de tubería recta que daría la misma caída de presión que una válvula
o un accesorio del mismo diámetro nominal bajo las mismas condiciones.
4.15
Coeficiente de Resistencia K
Es un coeficiente empírico en la ecuación de pérdida por fricción para válvulas y
accesorios. Este expresa el número de cabezales de velocidad que se pierden por
fricción. El coeficiente es normalmente una función del diámetro nominal.
4.16
Coeficiente de Resistencia de Línea N
Es análogo al coeficiente de resistencia, K, pero aplicado a la fricción en tuberías
rectas.
4.17
Rugosidad Relativa
Es la relación entre la rugosidad absoluta de la pared de la tubería y el diámetro
interno d, en unidades consistentes.
4.18
Velocidad Crítica o Sónica (Flujo obstruido)
Es la máxima velocidad que un gas o mezcla de gas–líquido puede alcanzar en
un ducto a determinada presión corriente arriba (excepto en ciertas boquillas
convergentes y divergentes), no importa cuan baja sea la presión de descarga.
Para gases esta máxima velocidad es igual a la velocidad del sonido a las
condiciones locales.
4.19
Golpe de Ariete por Agua
El golpe de ariete por agua es la descarga dinámica de presión que resulta de las
rápidas transformaciones de la energía cinética en un fluido a presión cuando el
flujo se detiene repentinamente. El cierre repentino de una válvula puede causar
golpe de ariete por agua. Los golpes de ariete por presión pueden ser lo
suficientemente grandes para romper la carcaza de la bomba o reventar las
tuberías, por lo tanto, esto debe ser considerado en el diseño de tuberías.
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4.20
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Golpe de Ariete por Vapor
Es la excesiva vibración de la línea que ocurre debido a las burbujas de vapor
formadas en una corriente fría de líquido.
4.21
Lechada (“Slurry”)
Lechada es una mezcla de líquido con partículas de sólidos.
4.22
Lechadas Compactadas
Las lechadas compactadas son lechadas con concentraciones de sólidos lo
suficientemente altas para que las partículas (o grupos en caso de floculación)
estén en contacto. Lechadas altamente floculadas pueden formar lechadas
compactadas a fracciones volumétricas tan bajas como 0.05, en contraste se
requieren los valores mayores que 0.60 para que empaques al azar de esferas no
interactivas formen lechadas compactas.
4.23
Lechadas Diluidas
Las lechadas diluidas son lechadas en las cuales las partículas no están en
contacto. Las lechadas diluidas ocurrirán normalmente en sistemas altamente
floculados a fracciones volumétricas menores que 0.05 y en empaques al azar de
esferas no interactivas a fracciones volumétricas aproximadamente menores que
aproximadamente 0.60.
4.24
Velocidad Crítica de Sedimentación
La velocidad crítica de sedimentación es la velocidad lineal más baja en la tubería
en la cual no se acumularán sólidos en el fondo. A velocidades por debajo de las
criticas, se acumularán sólidos en el fondo de la tubería hasta que la velocidad
lineal de flujo en la porción abierta de la tubería es equivalente a su velocidad
crítica de sedimentación correspondiente.
La velocidad requerida para arrastrar partículas sedimentadas en una tubería es
siempre mayor que la velocidad crítica de sedimentación para tuberías
horizontales. La velocidad de arrastre puede ser dos o tres veces más alta que la
velocidad crítica de sedimentación.
4.25
Velocidad Mínima de Transporte
La velocidad mínima de transporte es la velocidad de diseño incorporando un
factor de seguridad para asegurar que no ocurrirá sedimentación.
4.26
Viscosidad Relativa de la Lechada
La viscosidad relativa de la lechada es la relación de la viscosidad de la lechada
y la viscosidad del líquido solo, a una determinada presión y temperatura.
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CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO
Las consideraciones básicas de diseño son las siguientes:
5.1
Dimensionamiento de Líneas
A menos que se le fije en base a consideraciones de proceso o de seguridad, el
tamaño de las líneas esta determinado por la longitud de la línea y la caída de
presión admisible. La caída de presión admisible puede ser influenciada por
muchos factores incluyendo los requerimientos de proceso, económicos,
seguridad y límites de ruido y vibración.
El diámetro óptimo de las líneas está determinado por el balance entre la inversión
de líneas y tuberías contra la inversión de la bomba o compresor y el costo de
operación del accionador. Todas las líneas de alto costo deben ser consideradas
individualmente y se debe calcular el caso de mínima inversión para las líneas y
equipos de bombeo. Ejemplos de líneas costosas son las siguientes:
1.
Líneas de aleaciones
2.
Líneas con diámetro mayor de 300 mm (12 pulg).
3.
Líneas fuera de límite de planta, p.e. líneas más largas de 300 m (1000 pie).
4.
Líneas de acero al carbono dentro de planta conteniendo un gran número de
válvulas y accesorios.
Un ejemplo particular puede ser (p.e. líneas pequeñas en servicio de presiones
extremadamente altas) donde debe ser considerado el uso de tubos (“tubing”) en
lugar de tubería ya que para el tubo (“tubing”) puede ser especificado el diámetro
interno y el espesor de la pared.
La Tabla 2 de PDVSA–MDP–02–FF–03 da algunas guías de las caídas de presión
óptimas en líneas de acero al carbono. Esta lista ha sido preparada tomando como
base líneas promedios en el rango de 200 m (600 pie) o menos. Estos valores
deben ser considerados como una guía y pueden ser modificadas por razones
económicas. Por ejemplo, la línea de transferencia de un hidrocraqueador al
separador de alta presión puede ser dimensionada para caídas de presión de 80
a 90 kPa/100 m (3.5 a 4 psi/100 pie), para minimizar el tamaño de las líneas con
aleaciones.
El dimensionamiento de válvulas es también afectado por la economía. Lo típico
es usar una válvula de menor diámetro que la línea en líneas de 250 mm (10 pulg)
o mayor diámetro.
El tipo de accesorios a usar también será afectado por la economía. Un accesorio
que produzca un ligero incremento en la caída de presión puede ser
suficientemente más bajo en costo como para lograr un ahorro general neto. Un
ejemplo es la selección entre un codo de radio corto (bajo costo) y codos de radio
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largo (alto costo) en sistemas de tubería de alta presión. En aquellos casos donde
la elección del tipo de accesorio no es obvia, debe hacerse un estudio económico
o debe hacerse una nota en la Especificación de Diseño sugiriendo que la
compañía contratista haga tal estudio.
Algunas líneas deben ser dimensionadas en base a las consideraciones de
proceso. Ejemplos de este tipo de línea son los cabezales de compresores, las
líneas de transferencia de hornos, las líneas de Dowtherm, y las líneas alrededor
de los equipos de vacío.
Algunas líneas se dimensionan en base a consideraciones de seguridad. Por
ejemplo, líneas de entrada y salida de las válvulas de seguridad, líneas de los
sistemas de descarga. Ver PDVSA MDP–08–SA–05 para bases de diseño y
métodos de cálculo.
El diseño de drenaje de líquido y cabezales de recepción (Pulldown headers) que
reciben material de diferentes fuentes con un rango de presión y temperatura se
presenta en Vol. IX Sec. 15D.
5.2
Selección de la Clase de Tuberías (Schedule)
Para seleccionar una clase de una tubería, se debe conocer el diámetro de la línea
(interno y externo) y el expesor de la pared (Vea Tabla 1). El diámetro interno de
la tubería se calcula según se indicó en Dimensionamiento de Líneas. Para
tuberías de 300 mm (12 pulg) o menos, el diámetro interno de la línea corresponde
estrechamente al tamaño nomimal. Para diámetros mayores, el diámetro nominal
corresponde al diámetro externo.
El mínimo espesor de pared para cualquier tubería sujeta a presiones externas e
internas es una función del esfuerzo permitido por el material de la tubería, del
diámetro de la misma, de la presión de diseño y de las ratas de erosión y corrosión.
Además, el mínimo espesor de una tubería sujeta a presiones externas es una
función de la longitud de la sección de la línea, pues tiene influencia sobre la
resistencia a colapso de la tubería. Finalmente, el mínimo espesor de pared para
cualquier tubería debe incluir una tolerancia adecuada de fabricación.
En el punto 5.14 se dan técnicas para el cálculo del espesor mínimo de pared para
tuberías sujetas a presiones externas e internas.
5.3
Vibración de Tuberías
La actual tendencia a unidades y equipos más grandes incrementa el potencial de
problemas de vibración compleja. En particular, sistemas con tuberías de gas con
válvulas de control han experimentado problemas de fallas por fatiga donde existió
excesiva turbulencia y alta energía acústica. Las fuerzas turbulentas excitan
algunos modos complejos de vibración en la tubería: estas vibraciones resultan
en tensiones que sobrepasan el límite de tolerancia de los materiales y por
consiguiente ocurren las fallas por fatiga.
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Los problemas de este tipo deberían ser considerados al comienzo en la etapa de
diseño de la planta. No hay disponibles guías explicitas para tales problemas, pero
con datos limitados de las experiencias de las compañías afiliadas se han
desarrollado ciertas guías para asistir al diseñador en el reconocimiento de
problemas potenciales. Los casos en los cuales se requiere comprobar el nivel de
ruido creado por problemas de vibración en corrientes de gas son las siguientes:
Válvulas donde:
1.
El tamaño de la línea corriente abajo es de 400 mm (16 pulg) o mayor, el
caudal de flujo másico es mayor de 25 kg/s (200000 lb/h), o la relación de
presión corriente arriba a corriente abajo de la válvula es mayor que 3.
2.
El tamaño de la línea corriente abajo está entre de 200 mm (8 pulg) y 400 mm
(16 pulg), la velocidad de la línea corriente abajo es mayor de 50% de la
sónica y la relación de presión corriente arriba a corriente abajo de la válvula
es mayor que 3.
3.
El tamaño de línea corriente abajo es menor que 200 mm (8 pulg) pero que
pueden alargarse hasta líneas de 200 mm (8 pulg) o mas grandes, la
velocidad en la línea corriente abajo es mayor que 50% de la Sónica y la
relación de presión corriente arriba–corriente abajo de la válvula es mayor
que 3.
Conexiones en T donde el tamaño de la línea es 400 mm (16 pulg), el caudal de
flujo másico es mayor que 25 kg/s (200000 lb/h) y existen condiciones de velocidad
sónica a la salida de la conexión en T.
5.4
Flexibilidad de Tubería
La mayoría de los sistemas de tubería son restringidos contra el libre movimiento
térmico de los recipientes, intercambiadores, compresores, bombas y otros
equipos que son interconectados por las tuberías. Este movimiento térmico debe
ser absorbido dentro de este sistema a través de lazos o juntas de expansión, los
cuales son usados para dar flexibilidad al sistema de tubería. El uso de las juntas
de expansión lleva a incrementar las longitudes de las tuberías y deberá ser
considerado en los cálculos de flujos. La flexibilidad de la tubería, para proveer el
movimiento térmico, debe ser adecuada para cumplir dos propósitos:
Mantener las reacciones de las tuberías conectada a equipos
(intercambiadores de plato, bombas, compresores, etc.) dentro de los límites
aceptables.
Mantener el esfuerzo flexor en la tubería misma dentro de un rango tal que sean
evitadas las fallas directas o fallas por fatigas y las fugas en uniones.
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5.5
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Consideraciones Mecánicas Adicionales para Tubería
Para consideraciones mecánicas involucradas en el diseño y disposición de
tuberías, ver ANSI Std.B31.3, Petroleum Refinery Piping, publicado por la
Sociedad Americana de Ingenieros Mecánicos. Vea también la última emisión de
cada uno de las siguientes volumenes del Manual de Ingeniería de Diseño:
PDVSA–B–201–PR.
5.6
Golpe de Ariete por Agua
Para prevenir los golpes de ariete por agua, el tiempo que se tarda en cerrar las
válvulas instaladas en tuberías de un diámetro hasta 600 mm (24 pulg) debe
exceder de 15 segundos. Para diámetros de tuberías de 600 mm (24 pulg) o
mayor, este tiempo debe ser mínimo 30 segundos.
El contratista deberá verificar, usando los cálculos apropiados, (por ejemplo, las
Cartas de Allievi) que el incremento de presión debido al cierre de la válvula no
sobrepresionará o dañará la línea. Los operadores de válvulas del tipo pistón
neumático deberán ser evitados, porque ellos pueden causar golpes de ariete por
agua debido al rápido cierre de las válvulas.
5.7
Golpe de Ariete por Vapor
La inyección de vapores condensables (p.e. vapor de agua) a líquidos deberá ser
hecho a través de distribuidores para prevenir las vibraciones excesivas debido
al colapso de grandes burbujas de vapor. La mínima caída de presión a través de
los distribuidores deberá ser 3.4 kPa (0.5 psi). En Vol. VIII Secc. 8D se da el diseño
típico de un distribuidor para inyección de vapor a una corriente de hidrocarburos.
también se puede inyectar vapor a través de un Venturi; p.e. inyección de vapor
para pruebas hidrostáticas de recipientes a presión. La mezcla de vapor y agua
fría en el inyector condensaría el vapor, incrementando la temperatura del agua
y minimizando las vibraciones en la línea.
5.8
Líneas para Agua de Reposición de Calderas en Generadores de
Vapor In Situ
Para tambores horizontales de vapor de agua, es una práctica normal inyectar
agua de reposición por debajo del nivel de líquido del tambor de vapor. Para
tambores de vapor verticales en los cuales el agua de reposición es saturada, ésta
puede ser inyectada en la línea de alimentación a la caldera, en la línea de retorno
de líquido, o en el espacio de vapor del mismo tambor de vapor. Para tambores
verticales en los cuales el agua de reposición no es saturada, es bueno que se
inyecte por debajo del nivel de líquido del tambor de vapor.
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5.9
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Requerimientos de Válvulas
Las condiciones que siguen, el uso, el diseño y la inspección de válvulas son
cubiertos en cada uno de las siguientes volumenes del Manual de Ingeniería de
Diseño: PDVSA–HA–211–POT y PDVSA–90617.1.040
5.10
Tuberías y Válvulas para Agua en Enfriadores y Condensadores
Requerimientos de Tuberías – La descarga del agua de enfriadores y
condensadores depende de consideraciones sobre la posible contaminación del
agua. Ej.: Si la presión del agua en la corriente principal es más alta o más baja
que la presión del hidrocarburo. En el caso de condensadores elevados, el cabezal
estático del agua debe ser restado de la presión del agua.
Cuando la presión del agua en la corriente principal es mayor que la presión del
hidrocarburo, el agua es enviada al sistema de aguas limpias. Si la presión del
agua es menor que la presión del hidrocarburo, el agua es distribuida de la
siguiente manera:
1.
Al tambor separador de agua cuando la presión del vapor de hidrocarburo
es mayor que 109 kPa Abs. (15 psia) a 40°C (100°F) y seguidamente va a
la alcantarilla de agua limpia. (El uso de tambores separadores de agua es
cubierto en detalle en PDVSA–MDP–08–S–03.
2.
Directamente a la alcantarilla de agua limpia en el caso de hidrocarburos más
pesados.
Se deben proveer algunos medios para desviar temporalmente aguas limpias de
alcantarilla al sistema de tratamiento de aguas con hidrocarburo, como precaución
contra altos contenidos de hidrocarburos resultantes de las fugas de enfriadores
de procesos. En sistemas de recirculación, esto puede ser hecho con facilidad en
una torre de enfriamiento y no se requiere de una capacidad de desvío especial.
Sin embargo un gran desvío de las corrientes de agua de enfriamiento no
recicladas puede sobrecargar hidráulicamente el sistema de tratamiento. Por lo
tanto, deben tomarse consideraciones para suministrar la capacidad de desviar
los efluentes a un estanque de retención y/o lago artificial para reducir el flujo al
sistema de tratamiento, o si la calidad es satisfactoria, al cuerpo receptor de agua.
En algunos casos, puede ser práctico el uso de estanques retenedores de aguas
de lluvia como almacenamiento de agua temporal para efluentes contaminados.
Requerimientos de válvulas
Se deben seguir las siguientes instrucciones:
1.
La válvula de estrangulamiento (Ej. globo o mariposa) es instalada en un sólo
lado, a menos que el condensador o enfriador deban ser removidos de
servicio (para limpieza, reparación, etc.) mientras el resto de la unidad
continúa operando.
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2.
Si el enfriador o condensador debe ser removido en operación, se debe
colocar una válvula de bloqueo en el lado opuesto a la válvula de
estrangulamiento.
3.
Cuando la presión del hidrocarburo es mayor que el 150% de la presión de
diseño del lado del agua, refiérase a PDVSA–MDP–08–SA–02 para un
discusión de sobrepresión en el lado de baja presión de intercambiadores de
calor como resultado de la rotura de uno de sus tubos. Esto puede requerir
una válvula de alivio de presión en las tuberías del intercambiador o una
válvula abierta de cuerpo sellado en la salida del agua.
4.
Para enfriadores y condensadores elevados en los cuales el efluente de
agua es descargado a la alcantarilla, la válvula de estrangulamiento debe
estar en la línea del efluente para prevenir el arrastre de vacío en el lado del
agua del intercambiador. De otro modo, puede haber problemas de corrosión
causados por desorción de oxígeno. Esto no aplica para agua en
recirculación, ya que el cabezal estático debido a la elevación de la torre de
enfriamiento impedirá el arrastre de vacío en el lado del agua.
El diagrama siguiente ilustra varios casos de válvulas para sistemas de agua que
se pueden encontrar y la localización de la válvula reguladora para cada caso.
Note que en el Caso I y III la localización de esta válvula en la línea del efluente
de agua satisface el punto 4. En los casos II, III y V, son instaladas válvulas de
retención en las líneas de agua de entrada de los intercambiadores para prevenir
la fuga de hidrocarburos hacia la corriente de agua.
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TUBERIA Y VALVULAS DE LA LINEA DE AGUA DE ENFRIADORES Y
CONDENSADORES UN PASO A TRAVES DEL SISTEMA (DRENAJE)
SISTEMA DE RECIRCULACION DE AGUA (TORRE DE ENFRIAMIENTO)
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5.11
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Erosión
El diseñador debería estar enterado de las condiciones siguientes que pueden
incrementar la erosión e imponer límites de velocidad en el diseño:
Ambiente corrosivo donde los productos de corrosión forman una costra de
sólidos desmenuzables.
Metal blando (Ej.: plomo o cobre)
Presencia de sólidos abrasivos en el fluido de proceso.
Gran número de accesorios de tuberías con el consecuente alto nivel de
turbulencia.
5.12
Emulsiones
La reología de emulsiones ha recibido menos atención que la reología de
dispersiones coloidales porque las emulsiones son sistemas mucho más difíciles
de estudiar. La viscosidad de una emulsión es siempre mayor que la de la fase
continua e incrementará con un incremento proporcional de la fase dispersa.
Típicamente, si la concentración de una de las fases de una emulsión es pequeña
(p.e. menos que 0.2 m3/m3 (pie3/pie3) (20% en volumen)), esta será la fase
dispersa. Cuando las concentraciones de ambas fases son aproximadamente
iguales, es imposible predecir cual será la fase dispersa, pero esto puede ser
determinada experimentalmente.
Pequeñas gotas, no excediendo unos pocos micrómetros en diámetro,
generalmente se deforman aún a altas ratas de esfuerzo cortante. Con frecuencia
se puede deducir información con respecto al comportamiento del flujo de éstas
gotas por analogía con los datos de lechadas (slurries) homogéneas de tamaño
comparable. Para gotas grandes la interpretación de los datos es más difícil, por
la deformación de las gotas.
La viscosidad de emulsiones puede ser determinada usando un viscosímetro, o
ésta puede ser calculada basándose en los datos de caídas de presión en las
tuberías. Típicamente, para emulsiones no Newtonianas, los datos de viscosidad
o caída de presión deben ser obtenidos a las ratas de esfuerzo cortante que serán
encontradas a las condiciones de diseño de operación.
5.13
Aislamiento
Ver Vol. IX Sec. 16 de las Prácticas de Diseño
5.14
Espesor de Pared
Los siguientes métodos de diseño y ecuaciones deben ser usados junto con el
material dado bajo “Consideraciones Básicas de Diseño”.
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Espesor de Pared para Tuberías Sujetas a Presión Interna
El espesor de la pared, tn, de una línea sujeta a presión interna viene dado por la
siguiente expresión:
tn w
tm
+ t ) c
0.875
0.875
(1)
donde t es dado por la ecuación 2:
t+
PD o
F1 S E
(2)
ÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁ
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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
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ÁÁÁ
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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁ
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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁ
ÁÁÁ
Á
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁ
tn
=
tm
=
t
c
=
=
P
Do
S
E
=
=
=
=
F1 =
Espesor de pared, (Tabla 1)
Mínimo espesor de pared que satisface los
requerimientos de presión más las permisibilidades
de la profundidad de rosca, la corrosión y la erosión.
La mayoría de las especificaciones permiten al
constructor un 12.5% de tolerancia dimensional en
el espesor de la pared. Por lo tanto, antes de escoger
el espesor de la pared (Ver Tabla 1) debe dividirse tm
por 0.875.
Mínimo espesor a la presión de diseño.
Corrosión total permisible, erosión y profundidad de
rosca.
Presión interna de diseño
diámetro externo de tubería
Esfuerzo permitido.
Factor longitudinal de Soldadura de ANSI B31.3,
Tabla 302.4.3. Para tubería sin costura E = 1.0.
Factor que depende de las unidades usadas
En
unidades
métricas
mm
mm
En
unidades
inglesas
pulg
pulg
mm
mm
pulg
pulg
kPa man.
mm
MPa
psig
pulg
psi
2000
2
La Ecuación 2 da un resultado ligeramente conservativo y es adecuado para el
cálculo de flujo de fluido. Un método más riguroso para cálculo o espesor de pared
basado en los requerimientos mecánicos es dado en ANSI B31.3.
Espesor de Pared para Tuberías Sujetas a Presión Externa
Para calcular el espesor de la pared requerido para cualquier tubería sujeta a
presión externa, determine “t” por el procedimiento dado en ANSI B31.3.
Entonces, calcule “tn” y seleccione el espesor de la pared de la tubería como se
describió anteriormente.
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PROGRAMAS DE COMPUTACION
A continuación se presentan los programas de computación disponibles para el
momento en la industria:
INPLANT versión 3.1, SIMSCI Latinoamericana, C.A.: Simulador que permite
diseñar, evaluar y/u optimizar instalaciones de flujo de fluidos en procesos
industriales. Puede utilizarse para dimensionar líneas, determinar la potencia de
bombas y compresores, predecir temperaturas, presiones, velocidades y flujos.
Permite el cálculo de tuberías con accesorios y cálculos en una fase o en multifase.
Las siguientes filiales disponen del mismo:
– CORPOVEN (Caracas y Puerto la Cruz)
– LAGOVEN (Occidente y Amuay)
– MARAVEN (Occidente)
PIPEPHASE versión 7, SIMSCI Latinoamericana, C.A.: Simulador de redes de
flujo de fluidos en estado estacionario o transciente, que permite diseñar, evaluar
y/u optimizar sistemas complejos de flujo de fluidos a nivel de producción.
Las siguientes filiales disponen del mismo:
– CORPOVEN (Oriente)
– LAGOVEN (Oriente y Occidente)
– MARAVEN (Occidente)
THE CRANE COMPANION versión 2.0, Crane: Versión computarizada del
Technical Paper No. 410 “Flow of Fluids trough Valves Fittings and Pipe”.
Programa que permite diseñar, evaluar y resolver sistemas de flujo de fluidos a
través de tuberías, tubos y válvulas; así como evaluar sistemas que contengan
bombas centrifugas y bombas de desplazamiento positivo.
Las siguientes filiales disponen del mismo:
– INTEVEP
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NOMENCLATURA
(Excluye la Tabla 1, la cual es auto explicativa, la unidad entre parénesis es
la mas usada para la variable en el sistema ingles).
ÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁ
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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁ
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
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ÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
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ÁÁÁÁ
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ÁÁÁÁ
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
ÁÁÁÁ
ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ
c
=
Do
deq
E
F1
=
=
=
=
f
k
Leq
N
P
Re
S
t
tm
=
=
=
=
=
=
=
=
=
tn
e
=
=
Tolerancia total de corrosión, erosión y profundidad de rosca, mm
(pulg)
Diámetro externo de tubería, mm (pulg)
Diámetro hidráulico equivalente, mm (pulg)
Factor de eficiencia de Soldadura, adimensional
Factor que depende de las unidades usadas (2000 en unidades
métricas y 2 en unidades inglesas).
Factor de fricción de Fanning, adimensional
Coeficiente de resistencia (Ver Definiciones)
Longitud equivalente de tubería o accesorio, m (pulg)
Coeficiente de resistencia de tubería (Ver Definiciones)
Presión interna de diseño, kPa manométricos (psig)
Número de Reynolds, adimensional
Esfuerzo permitido, MPa (psi)
Mínimo espesor requerido por presión interna o externa, mm (pulg)
Mínimo espesor de pared Satisfaciendo los requerimientos de
presión más erosión, corrosión y profundidad de rosca permitidas,
mm (pulg)
Espesor de pared nominal de tubería, mm (pulg)
Rugosidad absoluta, mm (pulg)
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TABLA 1. * PROPIEDADES DE DISEÑO DE TUBERIAS
Los datos tabulados abajo se usan generalmente en el diseño
de tubería. Muchos de los espesores que tradicionalmente se
incluyen en este tipo de tablas se han omitido debido a que
se han hecho obsoleto por el desuso y por no estar cubiertos
por ningún estándar.
Los diámetros y espesores listados aquí son cubiertos por las
siguientes normas estándares.
1. American Standard ANSI B36.10
2. American Petroleum Institute Standard API 5L
Taylor Forge Electric Fusion Welded Pipe produce
una amplia variedad de aplicaciones para diámetros
y espesores los cuales no tienen designación
estándar.
Todos los datos están computados de las
dimensiones nominales listadas y el efecto de
tolerancia de manufacturación no es tomado
en cuenta. Los valores son computados de las
siguientes ecuaciones:
Radio de giro R +
ǸD 2 ) d 2
4
Momento de inercia : I + R2 A
Módulo de la sección : Z +
I
0, 5 D
* Tabla extraida de las Prácticas de Diseño, Vol. 8 Secc. 14. “Flujo de Fluidos”. (1979)
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NOTAS PARA LA TABLA 1:
Las siguientes notas se aplican a esta versión de la Tabla 1:
1. Los números en negrilla están en pulgadas. Los números restantes representan el valor nominal
equivalente en mm. Estos no tienen status oficial en USA, pero están de acuerdo con los diámetros
nominales propuestos por la British Steel Corporation para tamaños hasta 900 mm (36 pulg)
inclusive.
2. Los números en negrilla están en pulgadas. Los números restantes son los valores equivalentes
en mm, computados con una precisión de 0.1 mm (0.0039 pulg) para tuberías de diámetro nominal
hasta 400 mm (16 pulg) y con una precisión de 1 mm para diámetros más grandes. El diámetro
externo indicado (ambos en mm y pulg) para tuberías de diámetro hasta 400 mm (16 pulg) inclusive,
están de acuerdo con los dados por British Steel Corporation, también como Metric Table 6.1 of API
5L. Para diámetros nominales de tuberías de 300 mm (12 pulg) y mayores, los diámetros exteriores
indicados (ambos en mm y pulg) están de acuerdo con los valores en ISO Draft International
Standard (DIS) 3183.
3. Multiplique el valor tabulado por 25.4 para obtener el valor en mm.
4. Multiplique el valor tabulado por 1.488 para obtener masa de metal en kg/m de tubería.
5. Multiplique el valor tabulado por 1.488 para obtener masa de agua en kg/m de tubería.
6. Multiplique el valor tabulado por 0.3048 para obtener áreas en m2/m de tubería.
7. Multiplique el valor tabulado por 6.452 x 10–4 para obtener áreas de flujo en m2.
8. Multiplique el valor tabulado por 6.452 para obtener áreas de metal en cm2.
9. Multiplique el valor tabulado por 41.62 para obtener momento de inercia en cm4.
10. Multiplique el valor tabulado por 16.39 para obtener el módulo de la sección en cm3.
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TITULO
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DESCRIPCION
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Indice
1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3.1
3.2
3.3
Manual de Diseño de Proceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Prácticas de Diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Otras Referencias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2
2
4 CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
4.1
4.2
4.3
4.4
4.5
4.6
4.7
4.8
4.9
4.10
Consideraciones Generales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Principios de Cálculos de Caída de Presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Líquidos No–Newtonianos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Tuberías Rectas Horizontales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Efecto de Accesorios . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Expansiones y Contracciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Tuberías No–Horizontales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Combinación y División de Corrientes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Orificios, Boquillas y Venturis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Distribuidor Tipo Tubo Perforado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
3
4
5
6
7
7
7
7
8
5 PROCEDIMIENTOS DE CALCULO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
9
5.1
5.2
Caída de Presión a Través de los Componentes Simples de Tuberías .
Cálculos de Caída de Presión Integrada para Sistemas de Tuberías . . .
9
20
6 PROBLEMAS TIPICOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
22
7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
30
8 PROGRAMAS DE COMPUTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
33
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OBJETIVO
El objetivo de este capítulo es proporcionar las herramientas de cálculo que
permiten determinar la caída de presión a tráves de tuberías y equipos cuando el
flujo es en fase líquida.
2
ALCANCE
Este capítulo presenta los métodos para determinar la caída de presión a través
de tuberías y equipos relacionados para líquidos Newtonianos y no Newtonianos.
Para otras consideraciones de diseño diferentes a caídas de presión, ver
“Consideraciones Básicas de Diseño” en el capítulo PDVSA MDP–02–FF–02.
3
REFERENCIAS
3.1
Manual de Diseño de Proceso
PDVSA–MDP–04–CF–09
PDVSA–MDP–02–FF–02
PDVSA–MDP–02–K–01
3.2
“Partes Internas de una Torre” (1996)
“Principios Básicos” (1996)
“Compresores” (1996)
Prácticas de Diseño
Vol. I Sec. 1
“Consideraciones Económicas de Diseño” (1978)
Vol. VIII Sec. 12 “Instrumentación” (1978)
3.3
Otras Referencias
1.
PERRY, R.H., C.H. CHILTON, Chemical Engineers’ Handbook, 6th ed.,
Section 5, Fluid and Particle Dynamics, McGraw–Hill, New York (1984).
2.
Crane Co. Technical Paper No. 410, “Flow of Fluids through Valves, Fittings
and Pipe,” 1989.
3.
L.L. SIMPSON, “Process Piping: Functional Design,” Chem. Eng., 76 No. 8,
(Deskbook Issue) 167–181, (April 14, 1969).
4.
R.L. BOWEN, “Scale–up for Non–Newtonian Fluid Flow,” Chem. Eng., June
12, 1961, p. 243; Aug. 21, 1961, p. 119; Sept. 4, 1961, p. 131.
5.
Fluid Meters, Their Theory and Application,” ASME Report, 6th Ed., (1971).
6.
Greskovich, E.J. and J.T. O’BARA, “Perforated–Pipe Distributors,” I. & E.C.
Process Design and Dev. 7 (4) 593–595 (1968).
7.
F.A. ZENZ. “Minimize Manifold Pressure Drop,” Hydrocarbon Proc. & Petr.
Ref. 41 (12) 125–130 (1962).
8.
“Cameron Hydraulic Data”, 15th Ed. G.V. Shaw and A.W. Loomis editors,
Ingersoll–Rand Co., New York (1981).
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CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO
Las consideraciones que se discuten a continuación sientan las bases para los
procedimientos de cálculos que se indican posteriormente en este capítulo.
4.1
Consideraciones Generales
En la mayoría de los diseños de tuberías, el requerimiento primordial consiste en
encontrar el diámetro interno que permitirá cierto flujo requerido a una presión
dada. Esto usualmente involucra un procedimiento de tanteo. Se selecciona un
diámetro y se calcula la caída de presión para el flujo requerido. Si la caída de
presión calculada es demasiado grande, se toma un diámetro mayor para
continuar con el cálculo. Si la caída de presión es más pequeña que la necesaria,
se selecciona un diámetro más pequeño.
En la Tabla 1 se muestran caídas de presión típicas que se pueden usar en el
dimensionamiento de tuberías. En el caso de materiales de construcción
costosos, sería deseable encontrar el tamaño óptimo de línea mediante un análisis
económico (Ver la Sección 1, de las Prácticas de Diseño, Consideraciones
Económicas del Diseño).
4.2
Principios de Cálculos de Caída de Presión
La ecuación básica para el cálculo de caída de presión para líquidos en tuberías
y accesorios es la ecuación de Bernoulli generalizada, la cual asume densidad
constante:
–
F 2 DP
+
ρ
Cambio
de presión
T D (V )
2
2g c
)
Cambio
de energía
cinética
g DZ
gc
) F
Cambio
de altura
(1)
Pérdida
por
fricción
donde:
En unidaes
métricas
F
=
En unidades
inglesas
Fricción o pérdida de cabezal
kPa.m3/kg
pie.lbf/lbm
pie/s2
g
=
Aceleración de la gravedad
m/s2
gc
=
Constante dimensional
DP
=
Cambio de presión
1x10 3 kg
KPa.m.s 2
kPa
32.174 lb.pie
lbf.s 2
psi = lbf/pulg2
V
=
Velocidad del fluido
m/s
pie/s
Dz
=
Elevación
m
pie
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En unidaes
métricas
ρ
=
Densidad
T
=
Constante dependiente del perfil de
velocidad (T= 1.1 para flujo
turbulento, T= 2.0 para flujo
laminar)
F2
=
Factor que depende de las unidades
usadas
Indice norma
En unidades
inglesas
Kg/m3
lb/pie 3
1
144
Todas las ecuaciones presentadas en este capítulo son derivadas de esta
ecuación. La importancia relativa de los términos en la ecuación varía de
aplicación a aplicación. Para tuberías horizontales de diámetro constante, es
importante solamente el término de fricción colocado a la derecha de la ecuación
(1). Para tuberías verticales o inclinadas se debe incluir el término de elevación y
para cambios en la sección transversal el término de energía cinética.
Para líquidos se puede, en general, asumir viscosidad y densidad constante. Los
líquidos no–Newtonianos son una excepción de esta regla y se discuten más
adelante. Otra excepción la constituye el flujo no isotérmico debido a intercambio
de calor o a producción o consumo de calor en el líquido por reacción química o
a pérdida por fricción.
En los casos en que el flujo se puede suponer isotérmico a través de la sección
transversal, pero no isotérmico a lo largo de la longitud de la tubería, la caída de
presión puede ser determinada dividiendo la tubería en un número de tramos y
calculando la caída de presión en cada sección. Cuando el flujo no se puede
suponer isotérmico a través de la sección transversal de la tubería y la viscosidad
depende fuertemente de la temperatura, debe usarse un método especial de
cálculo.
4.3
Líquidos No–Newtonianos
Los fluidos en los cuales la viscosidad es dependiente de la tasa de esfuerzo o del
tiempo son llamados no–Newtonianos. Los siguientes fluidos pueden pertenecer
a esta categoría:
Emulsiones densas
Suspensiones densas
Soluciones de polímeros
Polímeros fundidos
Fluidos con viscosidad mayor de 20 Pa.s (20000 cP)
Para estos fluidos no es aplicable la ecuación regular de flujo de líquidos.
La mayoría de los fluidos no–Newtonianos pertenecen a una de las siguientes
clases:
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Plásticos Bingham: Se requiere un mínimo de esfuerzo cortante para que haya
flujo.
Ejemplos: Pastas y suspensiones finas
Fluidos Seudoplásticos: La viscosidad disminuye con el aumento de esfuerzo
cortante.
Ejemplos: Soluciones de polímeros y polímeros disueltos, suspensiones y
emulsiones.
Fluido Dilatante: La viscosidad incrementa con el aumento de esfuerzo
cortante.
Estos son menos comunes que los Plásticos Bingham y los fluidos seudo
plásticos.
La viscosidad también puede ser dependiente del tiempo.
Fluido Tixotrópico: La viscosidad disminuye con el tiempo después de la
aplicación de un esfuerzo cortante constante.
Fluido Reopéctico: La viscosidad incrementa con el tiempo después de la
aplicación de un esfuerzo cortante constante.
Fluido Viscoelástico: Líquidos que parcialmente retornan a su forma original
cuando son liberados de un esfuerzo cortante.
Debido al complicado comportamiento reológico de los fluidos no–Newtonianos,
no es posible dar una simple ecuación general de diseño válida para las caídas
de presión. En general, las propiedades reológicas tendrán que ser determinadas
en el laboratorio para un rango apropiado de esfuerzo cortante. Estos datos
pueden ser las constantes usadas en el método gráfico de la referencia (4). Este
método está basado en los datos obtenidos en un tubo capilar viscómetro o en la
línea actual, es aplicable tanto para flujo turbulento como para laminar.
4.4
Tuberías Rectas Horizontales
La caída de presión en tuberías rectas horizontales de diámetro constante es
causada mayormente por fricción y puede ser calculada mediante la ecuación de
fricción Fanning. El factor experimental en esta ecuación, llamado factor de
fricción Fanning, f, es una función del número de Reynolds y la rugosidad relativa
de la pared de la tubería (Ec. 4). Para un determinado tipo de material, la rugosidad
es relativamente independiente del diámetro de tubería; por lo tanto, el factor de
fricción puede ser expresado como una función del número de Reynolds y del
diámetro de tubería. Para flujo laminar (Re < 2000), el factor de fricción es función
sólo del número de Reynolds (Ec.4a).
La región de transición cae entre valores de número de Reynolds comprendidos
entre 2000 y 4000. Aquí el flujo puede ser tanto laminar como turbulento,
dependiendo de factores tales como el cambio de la sección transversal o la
presencia de válvulas, accesorios u obstrucciones en las tuberías. En este
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régimen, el factor de fricción es difícil de determinar y cae en algún lugar entre los
límites para flujo laminar y turbulento. Sin embargo, para la mayoría de las
aplicaciones con tubería comercial, el fluido tiende a ser turbulento y debe usarse
el valor más alto de factor de fricción.
La precisión de la ecuación de fricción Fanning es 15% para tubos (“tubing”)
lisos y 10% para tubería de acero comercial. El ensuciamiento puede reducir el
área de sección transversal o incrementar la rugosidad de la pared de la tubería
con el tiempo. Por esta razón, cuando se calculan las caídas de presión, se debe
dar holgura para el ensuciamiento.
La mayoría de los estudios del efecto del ensuciamiento en la caída de presión han
sido para tuberías con agua. Para tales tuberías en lugar de la correlación de
Fanning, la correlación empírica que se ha usado ampliamente es la conocida
como Hazen–Williams. La correlación contiene un coeficiente conocido como
factor H–W “C”, el cual es usado para tomar en cuenta la condición de superficie
y ensuciamiento. El libro “Cameron Hydraulic Data”, publicado por la Compañía
Ingersoll–Rand compila las tablas de pérdidas de cabezal versus diámetro de
tubería y caudal de flujo junto con los factores “C” recomendados para varios tipos
de servicio.
4.5
Efecto de Accesorios
Los codos, conexiones en “T”, válvulas, orificios y otras restricciones causan
caídas de presión adicionales en una tubería. Los accesorios que tienen el mismo
diámetro nominal que la tubería pueden ser tomados en cuenta en términos de
longitud equivalente de tubería recta. Esta longitud equivalente puede ser
calculada a partir de los coeficientes de los accesorios (Figs. 5. y 6. y la Ec. 17).
La longitud equivalente es entonces sumada a la longitud real de la tubería y la
suma es usada en la ecuación de Fanning para predecir la caída de presión total.
Se debe admitir durante el diseño que el coeficiente de resistencia real de codos,
conexiones en “T” y válvulas puede desviarse de los valores presentados en las
Figuras 5A y 5B en más o menos un 25%.
También, el uso de longitudes equivalentes o coeficientes de resistencia es, como
se ha publicado, esencialmente una correlación aproximada de un problema
complejo. Si la caída de presión es un factor crítico por seguridad, economía u
otras consideraciones.
Cuando no se dispone del detalle de la tubería se pueden usar las siguientes guías
para estimar longitudes equivalente:
Líneas dentro de Planta – La longitud real de tubería puede ser estimada a partir
del plano de distribución, alturas de torres, etc. La longitud equivalente de los
accesorios en las tuberías dentro de planta suman entre 200% y 500% de la
longitud real. De acuerdo a esto un factor multiplicador entre 3.0 y 6.0 se puede
aplicar para estimar la longitud de tubería recta.
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Líneas fuera de Planta – Para líneas fuera de planta, la longitud de tubería recta
aproximada puede ser estimada del plano de distribución. Debido a que los
accesorios en líneas fuera de planta tienen usualmente una longitud equivalente
comprendida entre 20% y 80% de la longitud real, se puede aplicar un factor
multiplicador entre 1.2 y 1.8 para estimar longitudes de tuberías rectas.
4.6
Expansiones y Contracciones
La caída de presión por cambios en la sección transversal tales como salida y
entrada de recipientes de proceso, reductores y difusores incluye dos
componentes: uno por fricción y otro por cambio de energía cinética. Los cálculos
de pérdida por fricción son basados en el diámetro de la tubería más pequeña sin
obstrucción.
Para tuberías que terminan en un área de gran sección transversal tales como
recipientes de proceso, la caída de presión por fricción es igual al incremento en
presión causado por el cambio de energía cinética. Como resultado, el cambio
neto de presión debido al cambio de la sección transversal es cero.
Para una contracción muy gradual, la caída de presión por fricción es calculada
en base a una sección recta de tubería con un diámetro interno igual a la sección
transversal más angosta de la contracción.
Para el cálculo de caída de presión de tuberías que contengan accesorios y
cambios de sección transversal, la línea primero se divide en secciones de
diámetro nominal constante. Se calcula la caída de presión por fricción de cada
cambio de sección transversal en longitud equivalente en referencia a la tubería
de menor diámetro de la sección en cuestión. La caída de presión debido a los
distintos cambios de energía cinética en la línea es determinada calculando el
cambio global de energía cinética entre la entrada y la salida de la línea.
4.7
Tuberías No–Horizontales
En caso de tuberías no–horizontales, el término de elevación debe sumarse al
cambio de presión calculado por las pérdidas por fricción y energía cinética,
usando la ecución 6.
4.8
Combinación y División de Corrientes
Cuando una corriente es dividida en dos o más subcorrientes, hay pérdidas por
fricción y cambio de presión debido al cambio de energía cinética. Lo mismo se
aplica a la combinación de corrientes. Para conexiones en “T” el cambio total de
presión está dado por la ecuación 8. Para conexiones en “Y” y para distribuidores,
ver referencia 7.
4.9
Orificios, Boquillas y Venturis
Para orificios, boquillas y Venturis se pueden distinguir dos caídas de presión:
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Caída de Presión del Flujo – Esta es la caída de presión usada en relación con
las medidas del flujo, la cual no incluye la presión recuperada corriente abajo de
la contracción. Para orificios y boquillas esta medida de presión es medida a través
de las tomas de las bridas; para Venturis, entre una toma corriente arriba y una
toma en la sección transversal más angosta. Los coeficientes de flujo presentados
en las Figuras 7. y 8. relacionan esta caídas de presión.
La Caída de Presión Total es la caída de presión entre un punto corriente arriba
de la restricción y un punto corriente abajo que está a una distancia varias veces
el diámetro de la tubería. Esta caída de presión es más pequeña que la caída de
presión de las tomas de las bridas debido a la recuperación de presión (es decir,
conversión de momento a presión) corriente abajo de la restricción. La caída de
presión total se puede obtener multiplicando la caída de presión entre las tomas
de las bridas por el factor de recuperación de presión (Fig. 10.). Para determinar
la caída de presión a lo largo de una línea que contiene un orificio, boquilla o
Venturi, se debe usar la caída de presión total.
Para una información más detallada sobre los aspectos de medidores de flujo
(orificios, boquillas y Venturis), ver referencia 5 ó la Sección 12, de las Prácticas
de Diseño, Instrumentación.
4.10
Distribuidor Tipo Tubo Perforado
En la mayoría de los casos, los distribuidores de tubo perforados pueden ser
diseñados mediante el procedimiento corto dado en PDVSA–MDP–04–CF–09.
Sin embargo, alguna distribución no uniforme de líquidos puede ocurrir
dependiendo de la relación de la caída de presión a través de los orificios del
distribuidor y la caída de presión a lo largo de la tubería. Si la fuerza inercial es
predominante (por encima de las pérdidas por fricción) en la tubería, el flujo a
través de los orificios incrementará en la dirección del extremo cerrado. Si las
pérdidas por fricción a lo largo de la tubería es más importante (que la fuerza
inercial) ocurrirá el caso opuesto. Cuando una perturbación corriente arriba, tal
como la producida por un codo, se sobrepone en un caso donde la fuerza inercial
es predominante, el flujo a través de los orificios cerca de la entrada del distribuidor
y cerca del extremo cerrado puede ser más grande que en el medio.
El grado de maldistribución en un distribuidor líquido puede ser estimado mediante
la ecuación 15. Donde se requiere menos del 5% de maldistribución, se debe usar
el procedimiento dado en este capítulo. En este procedimiento la caída de presión
a través de los orificios es fijada en diez veces la energía cinética a la entrada por
unidad de volumen, Ek, o la caída de presión a través del distribuidor de tubo,
(DP)p.
Para seleccionar el diámetro y el número de los orificios se deben seguir las
siguientes guías:
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El diámetro mínimo de los orificios ]13 mm (1/2 pulg), para evitar taponamiento
y limitar el número de orificios a un valor razonable. En servicios muy limpios
se pueden considerar orificios más pequeños, pero en servicios severamente
sucios, 13 mm (1/2 pulg) puede ser demasiado pequeño.
Diámetro máximo de los orificios = 0.2 veces el diámetro del distribuidor.
La relación de diámetro del orificio do a diámetro interno de la tubería debe ser
entre 0.15 y 0.20 cuando se usa el criterio (DP)o = 10 Ek. Si es necesario usar
do/d1 < 0.10, entonces se usa (DP)o = 100 Ek.
La mínima distancia (borde a borde) entre los orificios adyacentes debe ser
aproximadamente igual al diámetro del orificio para proveer suficiente tubería
recta.
Dentro de las limitaciones en los requerimientos arriba indicados, es preferible
un mayor número de orificios pequeños que un pequeño número de orificios
grandes.
Si se usan ranuras en lugar de orificios, el ancho de las ranuras debe ser mínimo
13 mm (1/2 pulg).
Para asegurar una óptima distribución, se deben considerar las condiciones de
flujo corriente arriba y corriente abajo. Las condiciones corriente arriba del
distribuidor son controladas por las tuberías fuera de la unidad. En general, esto
pretende minimizar el número y la severidad de los giros agudos, contradicciones
bruscas o las expansiones justo delante del distribuidor. Las condiciones corriente
abajo del distribuidor dependen de la geometría de losinternos corriente abajo, los
cuales son usualmente diseñados para mantener una distribución uniforme para
un buen contacto.
5
PROCEDIMIENTOS DE CALCULO
Los siguientes métodos de diseño, ecuaciones y guías se deben usar junto con
el material dado bajo “Consideraciones Básicas de Diseño”. La primera sección
presenta procedimientos para calcular caídas de presión en componentes simples
de tuberías. La segunda sección debería ser usada para cálculos de caídas de
presión en sistemas de flujo que contienen más de un componente de tubería.
5.1
Caída de Presión a Través de los Componentes Simples de
Tuberías
Use los procedimientos indicados a continuación para calcular caídas de presión
a través de componentes simples de tuberías, tales como, tuberías rectas, codos,
válvulas, orificios, etc.
Tubería Recta – Para tubería recta de acero comercial, encuentre la caída de
presión usando el procedimiento indicado a continuación. (Para conductos no
circulares, calcule el diámetro hidráulico equivalente mediante la ecuación 2).
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La caída de presión por unidad de longitud puede ser calculada opcionalmente,
mediante las figuras 3 ó 4. Sin embargo, se recomienda calcularla por el
procedimiento que se describe a continuación, para evitar errores de cálculo
ǒ
Ǔ
d eq + 4 Area de sección transversal
perímetro mojado
Paso 1.
en unidades
consistentes
(2)
Para un determinado diámetro y caudal de flujo, calcule el número
Reynolds, Re, mediante la siguiente ecuación:
Re +
D Vρ
d Vρ
m + F3 m
+ F4
Qρ
dm
+ F5 W
md
(3a)
(3b)
(3c)
donde:
En
unidades
métricas
En
unidades
inglesas
D
=
Diámetro interno de la tubería o diámetro hidráulico
equivalente
m
pie
d
=
Diámetro interno de la tubería o diámetro hidráulico
equivalente
mm
pulg
Q
=
Caudal de flujo volumétrico
dm3/s
gpm
Re
=
Número de Reynolds
V
=
Velocidad
m/s
pie/s
W
=
Caudal de flujo másico
kg/s
lbm/h
kg/m3
lbm/pie3
Adimensional Adimensional
ρ
=
Densidad
m
=
Viscosidad dinámica
Pa.s
cP
h
=
Viscosidad dinámica
Pa.s (m= h)
lbm/pie.s
123.9
F3
=
Factor que depende de las unidades usadas
10–3
F4
=
Factor que depende de las unidades usadas
1.27
50.6
F5
=
Factor que depende de las unidades usadas
1.27x10 –3
6.31
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Paso 2.
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Calcule el factor de fricción (f) mediante las siguientes ecuaciones
para Re < 2000 (flujo laminar)
f + 16
Re
(4a)
para Re > 4000 (flujo turbulento)
ȱ
ȡ
f +ȧ–3.6 logȧǒ6.9Ǔ
Ȣ Re
Ȳ
)
ǒeńd
Ǔ
3, 7
–2
ȣȳ
ȧȧ
Ȥȴ
1.11
(4b)
Si el valor de Re está comprendido entre 2000 y 4000 (flujo en transición), se
recomienda utilizar la ecuación 4b para determinar el valor del factor de fricción.
Los valores de e/d se obtienen de la Figura 1.
El factor de fricción (f) también se puede obtener de forma gráfica utilizando los
diagramas de Moody, Figura 2.
Paso 3.
Calcule la caída de presión por fricción mediante la siguiente
ecuación:
ρV 2
(DP) f + F 6 4fL
2
D
(5a)
+ F7
fLV 2ρ
d
(5b)
+ F8
fLQ 2ρ
d5
(5c)
2
+ F 9 fLW5
ρd
(5d)
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Indice norma
donde:
En
unidades
métricas
En
unidades
inglesas
kPa
psi
m
pie
(DP)f
=
Caída de presión por fricción
L
=
Longitud de la tubería
F6
=
Factor que depende de las unidades usadas
10–3
2.16x10 –4
F7
=
Factor que depende de las unidades usadas
2
5.18x10–3
F8
=
Factor que depende de las unidades usadas
3.24x10 6
8.63x10 –4
F9
=
Factor que depende de las unidades usadas
3.24x10 12
13.4x10 –6
Paso 4.
En caso de que la tubería no sea horizontal, calcule la caída de
presión debido al cambio en la elevación mediante la siguiente
ecuación:
ρg
(DP) e + F 6 g (z 1–z 2)
c
(6a)
+ F 10 ρ (z 2–z 1)
(6b)
donde:
En
unidades
métricas
En
unidades
inglesas
kPa
psi
(DP)e
=
Caída de presión debido al cambio de elevación
z1, z2
=
Elevación al comienzo y al final de la tubería
m
pie
F10
=
Factor que depende de las unidades usadas
9.81x10 –3
1/144
Paso 5.
Obtenga la caída de presión total sumando la caída de presión por
fricción debido al cambio de elevación, (DP)e.
Codos – Use el siguiente procedimiento:
Paso 1.
Obtenga el coeficiente de resistencia K en la Figura 5B.
Para tuberías de diámetro interno mayor de 250 mm (10 pulg), use el coeficiente
de resistencia a tuberías de 250 mm (10 pulg) de diámetro interno. Si el número
de Reynolds es tal que el flujo no está en la región de completa turbulencia (f es
constante), el valor de K debería ser multiplicado por la relación:
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f (al número de Reynolds calculado)
f (en rango de completa turbulencia)
Paso 2.
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(4)
Calcule la caída de presión por fricción mediante la siguiente
ecuación:
(DP) f + F 6
KρV 2
2g c
(7a)
+ F 11 (KρV 2)
(7b)
KρQ 2
d4
(7c)
KW 2
ρd 4
(7d)
+ F 12
+ F 13
ƪ ƫ
donde:
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
F11
=
Factor que depende de las unidades usadas
5x10 –4
1.08x10 –4
F12
=
Factor que depende de las unidades usadas
810
1.8x10 –5
F13
=
Factor que depende de las unidades usadas
8.1x10 8
0.28x10 –6
Paso 3.
Paso 4.
Para codos largos no horizontales, sume la caída de presión por
cambio de elevación calculada de la ecuación 6.
Para codos de 90, la curva para Le/d en el fondo de la Figura 5B
se puede usar para tuberías de diámetro mayor a 350 mm (14
pulg). Si la minimización de caída de presión es crítica y el diseño
está basado en el uso de codos estándar o curvaturas suaves con
muchos segmentos, se debe tomar en cuenta durante el diseño
y construcción para que no se instalen codos estándar con pocos
segmentos.
Para Conexiones en “T” use la ecuación 7 y los coeficientes de resistencia de la
Figura 5B. Para conexiones en “T” en las que las corrientes son divergentes o
convergentes la caída de presión se debe calcular mediante las ecuaciones
tomadas de la referencia 7 y mencionados a continuación:
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1. FLUJO DIVERGENTE
1
2
(DP) 1–2 + F 11 ρ (1.36 V 22 – 0.64 V 21 – 0.72 V1 V 2)
(8a)
(DP) 1–3 + F 11 ρ (1.8 V 23 – 0.368 V 1 V3)
(8b)
(DP) 3–1 + F 11 ρ (1.8 V 21 – 0.368 V 1 V3 )
(8c)
3
1
2
3
1
2
3
2. FLUJO CONVERGENTE
1
2
ƪ
(DP) 1–2 + F 11 ρ 2 V 22 – 0.05 V 21 – 2 V2 ( 0.205 V 3
Q3
Q
) V1 1 )
Q2
Q2
ƫ
(8d)
3
1
2
ƪ
(DP) 1–3 + F 11 ρ 2 V 23 – 0.4 V 21 – 0.41 V3 ( V 1
Q1
Q
) V2 2 )
Q3
Q3
ƫ
(8e)
3
1
2
ƪ
(DP) 1–3 + F 11 ρ 2 V 21 – 0.4 V 23 – 2 V1 ( 0.205 V 3
Q3
Q
) V2 2 )
Q1
Q1
ƫ
(8f)
3
EN UNIDADES
METRICAS
F11 = FACTOR QUE DEPENDE DE LAS UNIDADES USADAS
5.0 x 10–4
EN UNIDADES
INGLESAS
1.08 x 10–4
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Indice norma
Las ecuaciones (8a–f) toman en cuenta las caídas de presión por fricción y las
caídas de presión por cambio de energía cinética. Algunas veces se usa en estas
ecuaciones un factor multiplicador de 1.25 el cual toma en consideración los
efectos de entrada y salida cuando la longitud a la entrada de la línea principal es
corta. Para conexiones en “Y” se pueden derivar ecuaciones similares a las
ecuaciones (8a–f) con el método presentado en la Referencia 7. También vea la
Referencia 7 para caídas de presión en distribuidores.
Válvulas – Obtenga el coeficiente de resistencia K usando los valores de L/D en
la Tabla 2 y la Figura 5.A. Utilice el mismo procedimiento que se usó para los codos.
La Figura 9. se puede usar para determinar el coeficiente de flujo Cv a partir de
K.
Orificios – Para calcular la caída de presión medida a través de las tomas de las
bridas, use la siguiente ecuación:
P + F 12
+ F 13
ƪ ƫ
ρQ 2
C 2 d 4o
ƪ
W2
C 2 rd 4o
(9a)
ƫ
(9b)
donde:
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
C
=
Coeficiente de flujo, (Figura 7.)
adim.
adim.
do
=
Diámetro de orificio
mm
pulg
Para obtener la caída de presión total (incluyendo la presión recuperada corriente
abajo del orificio), multiplique P de la ecuación 9 por el factor de presión, r, de la
Figura 10.
Boquillas – Use el mismo procedimiento que para orificios, excepto para el
cálculo del coeficiente de flujo el cual se obtiene de la Figura 8.
Venturis – Para el cálculo de la caída de presión tal como se midió a través de las
tomas del Venturi (uno corriente arriba y uno corriente abajo en la sección
transversal más angosta) use la ecuación 9 con el siguiente coeficiente de flujo:
C+
0.98
Ǹ 1 – (d o ń d 1)4
(10)
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Indice volumen
Indice norma
donde:
di
=
Diámetro interno de la tubería corriente arriba
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
mm
pulg
Para obtener la caída de presión total, multiplique P de la ecuación 9 por el factor
de recuperación de presión de la Figura 10.
Contracciones y Expansiones – Use el siguiente procedimiento:
Paso 1.
Obtenga el coeficiente de resistencia apropiado, K en la Figura 6.
Paso 2.
Calcule la caída de presión por fricción a partir de las siguientes
ecuaciones:
(DP) f + F 6 K
ǒ Ǔ
ρV2
2gc
+ F 11 (K r Q 2)
+ F 12
+ F 13
ǒ Ǔ
ǒ Ǔ
(7a)
(7b)
K rQ 2
Pd 4
(7c)
K W2
ρd 4
(7d)
donde:
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
d
=
Diámetro interno o diámetro hidráulico
equivalente de la tubería de menor diámetro
mm
pulg
V
=
Velocidad de la tubería de diámetro más
pequeño
m/s
pie/s
Calcule la caída de presión por fricción en una contracción gradual como si fuera
una tubería con diámetro igual al diámetro más pequeño de la contracción.
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Paso 3.
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Indice volumen
Indice norma
Calcule la caída de presión por cambio de energía cinética del flujo
mediante por las siguientes ecuaciones:
(DP) k + F 6
ρ
(V 2 –V 2)
2g c 2 1
(11a)
+ F 11 ρ (V 22 –V 21)
(11b)
ȱ
ȳ
+ F 12 ρQ 2 ȧ 14 – 14ȧ
Ȳd2 d1ȴ
(11c)
2ȱ
ȳ
+ F 13 Wρ ȧ 14 – 14ȧ
Ȳd2 d1ȴ
(11d)
ƪ ƫ
donde:
d1, d2
=
V1, V2 =
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
Diámetros internos corriente arriba y corriente
abajo o diámetro hidráulico equivalente
mm
pulg
Velocidades corriente arriba y corriente abajo
m/s
pie/s
Paso 4.
Para contracciones y expansiones progresivas no horizontales,
calcule la caída de presión por el cambio de elevación mediante
la ecuación 6.
Paso 5.
Calcule la caída de presión total sumando las caídas de presión
obtenidas de las ecuaciones 6, 7 y 11.
Distribuidores de Tubo Perforado – Use el procedimiento siguiente para diseñar
distribuidores de tubo perforado con diferencias de distribución inferiores al 5%
(Ver Ec.15).
Paso 1.
Para el primer tanteo, fije el diámetro de tubería del distribuidor d,
igual a la línea de entrada.
Paso 2.
Calcule el número de Reynolds (Rei) de la corriente de entrada
mediante la ecuación 3.
Obtenga el factor de fricción, f, por las ecuaciones 4.
Paso 3.
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Paso 4.
Indice volumen
Indice norma
Calcule la energía cinética por unidad de volumen de la corriente
de entrada Ek en kPa haciendo uso de las siguientes ecuaciones:
Ek + F 6 T
r V 21
(12a)
2g c
+ F 11 (T ρ V 21)
+ F 12
+ F 13
(12b)
ƪT ρ ƫ
ƪT ƫ
Q2
(12c)
d4
W2
ρd 4
(12d)
donde:
T
= Factor de corrección de velocidad, adimensional, (use T= 1.1 para flujo
turbulento y T= 2.0 para flujo laminar.)
Paso 5.
Calcule el cambio de presión (DP)p a lo largo de la tubería debido
a fricción y recuperación de momento mediante la siguiente
ecuación:
(DP) p + F 6
+
ǒ
ǒ
Ǔ ȡȧȢ
F14 f L J
–T
d
Ǔ
F 14 f L J
–1 E k
d
r V 21ȣ
2g c ȧ
Ȥ
(13a)
(13b)
donde:
J
=
Factor adimensional de la Figura 2A
(Use J = 0.35 para el primer tanteo)
F14
=
Factor que depende de las unidades
usadas
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
4 x 103
48
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Paso 6.
Paso 7.
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Indice volumen
Indice norma
Obtenga la caída de presión requerida (DP)o a través de los
orificios de salida multiplicando el valor más grande entre Ek y
(DP)p por 10. Si el valor calculado de (DP)o es menor de 1.75 kPa
(0.25 psi), iguale (DP)o a 1.75 kPa (0.25 psi).
Calcule el área requerida total de salida de los orificios a partir de
las siguientes ecuaciones:
A o + F 15 Q
C
+ F 16 x
Ǹ(DPρ )
(14a)
o
W
C Ǹρ (DP) o
(14b)
donde:
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
Ao
=
Area de orificio total requerida
mm2
pulg 2
F15
=
Factor que depende de las unidades usadas
22.3
3.32 x 10–3
F16
=
Factor que depende de las unidades usadas
22.3 x 103
0.415 x 10–3
Para el primer tanteo, tome el coeficiente de flujo C igual a 0.60.
Paso 8.
Seleccione un diámetro y el número de orificio para obtener el
valor deseado de Ao, basado en las guías presentadas bajo
“Consideraciones Básicas de Diseño”.
Paso 9.
Calcule Rei/n, donde n es el número de orificios del distribuidor.
Si Rei/n < 4000, obtenga un nuevo coeficiente en la Figura 7.,
tomando Re en esta figura igual a Rei/n.
Paso 10.
Usando el número de orificios calculados, encuentre el factor J en
la Figura 10. y compare éste con el valor asumido de 0.35. Si este
valor de J afecta el valor de (DP)o en más del 10%, sustituya el
valor corregido de J en la ecuación 13 y repita los pasos 5 al 10.
La maldistribución en un distribuidor de tubería se puede calcular mediante la
siguiente ecuación:
Ǹ
ȱ
Ȳ
% Maldistribución + 100ȧ
(DP) o– (DP) p ȳ
–1ȧ
(DP) o
ȴ
(15)
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5.2
Indice manual
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Indice norma
Cálculos de Caída de Presión Integrada para Sistemas de Tuberías
Use el procedimiento abajo indicado para calcular la caída de presión en cualquier
sistema de flujo conteniendo más de un componente de tubería.
Paso 1. Flujo Constante y Secciones de Diámetro Nominal – Divida el sistema
en cuestión en secciones con caudal de flujo constante y diámetro nominal
constante. Aplique los Pasos 2 al 6 a cada una de las secciones.
Paso 2. Diámetro Hidráulico Equivalente – Para cualquier tramo de sección
transversal no circular, calcule el diámetro hidráulico equivalente, deq, de la
ecuación 2.
Paso 3. Número de Reynolds – (no necesario para un estimado aproximado)
Obtenga el número de Reynolds, Re, para cada sección a partir de la ecuación
3.
Paso 4. Factor de Fricción – Obtenga el factor de fricción por las ecuaciones 4,
o por la Figura 2.
Paso 5. Longitud Equivalente de Accesorios – Si no están disponibles los
detalles de las tuberías, asuma para las líneas fuera de planta que la longitud
equivalente de accesorios cae entre 20 y 80% de la longitud real de la línea y para
las líneas dentro de la planta entre 200 y 500%. Estime la longitud de la tubería
del plano de distribución, alturas de torres, etc.
Cuando se conocen los accesorios o se pueden estimar, encuentre su longitud
equivalente, Leq, de la siguiente ecuación:
L eq +
ƪ ƫȍ
d
F 14 f
K
(16)
donde:
Leq = Longitud equivalente de todos los accesorios, m (pie en unidades inglesas)
K = Suma de los coeficientes de resistencia de todos los accesorios,
adimensional
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Indice norma
El coeficiente de resistencia, K, de codos, conexiones en “T” y válvulas se
encuentran en la Figura 5. como una función del diámetro nominal de tubería. Para
accesorios de diámetro interno mayor que 250 mm (10 pulg), use el coeficiente de
resistencia para accesorios de 250 mm (10 pulg) de diámetro interno en la Figura
5B.
La K de las contracciones y expansiones se encuentra en la Figura 6., basadas
en el diámetro menor de la tubería donde están incluidas éstas.
Para orificios, boquillas y Venturis, K debe ser calculada a partir de la siguiente
ecuación:
K+
ƪ ƫƪ
r
C2
d1
do
ƫ
4
(17)
donde:
r = Factor de recuperación de presión (Fig. 10.), adimensional
Para orificios y boquillas obtenga C de la Figura 7. u 8.
Para Venturi:
C+
0.98
Ǹ 1 – (d o ń d 1)4
(18)
Paso 6. Caída de Presión por Fricción, (DP)f – Calcule la caída de presión por
fricción en cada sección del sistema a partir de la ecuación (5) pero use para L la
suma de las longitudes reales de las líneas y las longitudes equivalentes de todos
los accesorios. Para las tuberías de acero comercial la caída de presión se puede
obtener en forma directa utilizando las figuras 3 ó 4, multiplicando la caída de
presión en kPa por metro, por la suma de las longitudes reales de las tuberías y
las longitudes equivalentes de todos los accesorios en m.
Paso 7. Cambio Global de Energía Cinética, (DP)k – Para cada sección de flujo
constante, verifique las secciones transversales de flujo al comienzo y al final. Si
no son iguales, calcule el cambio de presión (DP)k provocado por el cambio de la
energía cinética de la ecuación 11. Note que (DP)k puede ser positivo o negativo.
Paso 8. Cambio Global de Elevación (DP)e – Para cada sección de flujo
constante, verifique la elevación al comienzo y al final. Si no es igual, calcule el
cambio de presión resultante (DP)e de la ecuación 6. Note que (DP)e puede ser
positivo o negativo.
Paso 9. Caída de Presión Total por Sección de Flujo Constante – Encuentre
la caída de presión total en cada sección de flujo constante a partir de la siguiente
ecuación:
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Indice volumen
ȍ (DP)f + (DP)k + (DP)e
(DP)t =
Indice norma
(19)
donde:
(DP)t
=
ȍ (DP)f =
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
Caída de presión total
kPa
psi
Suma de las caídas por presión por fricción en
todas las secciones de diámetro nominal
constante
kPa
psi
Paso 10. Corrientes Convergentes – Para conexiones en “T”, calcule la caída
de presión a partir de las ecuaciones (8a–f). Para conexiones en “Y” o
distribuidores, vea la referencia 7.
La caída de presión de todo el sistema se obtiene de la combinación de las caídas
de presión en las distintas corrientes convergentes con las caídas de presión a
través de las distintas secciones de flujo constante calculadas en el Paso 9.
6
PROBLEMAS TIPICOS
Problema 1 – Cálculo Integrado de Caída de Presión
Datos:
Se presenta el siguiente sistema de flujo, con un caudal de flujo
constante a través del sistema de tubería (Acero Comercial),
desde el recipiente de proceso a la bomba.
Caudal de flujo del líquido =
Q = 12.5 dm3/s (200 gpm)
Densidad de líquido
=
ρ = 800 kg/m3 (50 lb/pie3)
Viscosidad del líquido
=
m = 0.3 x 10–3 Pa.s (0.3 cP)
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Encontrar:
La
bomba
presión
Indice volumen
de
succión
Indice norma
de
la
Solución:
Paso 1. Divida el sistema en tres secciones de diámetro nominal constante.
a.
La sección I incluye el recipiente.
b.
La sección II incluye la contracción del fondo del recipiente, la línea de 75 mm
(3 pulg) y el difusor.
c.
La sección III incluye la línea de 100 mm (4 pulg), desde el difusor hasta la
bomba.
Los pasos 2 al 6, donde se apliquen, se llevarán a cabo en cada una de las tres
secciones para encontrar las caídas de presión por fricción.
Sección I –
Debido a la baja velocidad en el recipiente, la caída de presión por
fricción puede ser despreciada.
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Sección II
Paso 2. La tubería es circular.
Paso 3. PDVSA–MDP–02–FF–02, Tabla 1 : Diámetro interno de tubería
d = 77.9 mm (3.068 pulg). Número de Reynolds (Ec.3)
Re +
F4 Q ρ
+ 1.27 12.5 800
dm
77.9 0.3 10 –3
+ 543000
Paso 4. De la figura 1 e/d = 0.0006. Calcule el factor de fricción f (Ec. 4b)
–2
ȱ
ȡ6.9 eńd 1.11ȣȳ
Ǔ ȧȧ
f +ȧ–3.6 logȧ
)ǒ
3.7
Re
Ȣ
Ȥȴ
Ȳ
ȱ
+ȧ–3.6 log
Ȳ
ǒ
ǒ
6, 9
) 0.0006
543000
3.7
Ǔ
1.11
Ǔ
–2
ȳ
ȧ
ȴ
f + 0.00459
Paso 5. Primero determine los diferentes coeficientes de resistencia:
a.
Coeficiente de resistencia de la contracción del fondo del recipiente: K = 0.5
(Figura 6)
b.
Coeficiente de resistencia para válvulas de compuerta:
L/D = 13 (Tabla 2), por consiguiente K = 0.25 (Fig. 5.A).
c.
Coeficiente de resistencia para el codo de 90: K = 0.25 (Fig. 5B).
d.
El orificio tiene un diámetro do de 50.8 mm (2 pulg); por lo tanto:
do
+ 50.8 + 0.64
77.9
d1
El coeficiente de flujo del orificio: C = 0.67 (Fig. 7.B).
Factor de recuperación; r = 0.58 (Fig. 10.).
Utilice la ecuación 17 para calcular el coeficiente de resistencia del orificio:
ƪ ƫƪ
K + r2
C
d1
do
ƫ ƪ
4
(0.58)
+
(0.67) 2
ƫ
ƫƪ77.9
50.8
4
+ 7.15
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e.
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Coeficiente de resistencia del difusor: K = 0.2 (Fig. 6).
Suma de los coeficientes de resistencia: SK = 0.5 + 0.25 + 0.25 +
7.15 + 0.2 = 8.35
Obtenga la longitud equivalente de válvulas y otros accesorios de la ecuación
16:
77.9
8.35 + 35.35 m (116 pie)
L eq + d SK +
F 14f
(4) x 103(0.0046)
Paso 6. Suma de la longitud real de la tubería y longitudes equivalentes de todos
los accesorios:
L = 12 + 35.35 = 47.35 (156 pie)
Determine la caída de presión por fricción (DP)f (Ec. 5)
2
F 8 f L Q2 ρ
3.24 10 6 0.00459 47.35 (12.5) 8000
(DP) f +
+
d5
(77.9) 5
(DP) f + 32.67 kPa (4.74 psi)
Sección III
Paso 2. La tubería es circular.
Paso 3. PDVSA–MDP–02–FF–02. Tabla 1. Diámetro interno de tubería d=102.3
mm (4.026 pulg). Número de Reynolds (Ec. 3)
Re +
F4 Q ρ
+ 1.27 12.5 800
dm
102.3 0.3 10 –3
R e + 413800
Ahora se procede con el resto de los pasos del procedimiento:
Paso 4. De la figura 1 e/d 0.0006. Calcule el factor de fricción f (Ec. 4b)
–2
ȱ
ȡ6.9 eńd 1.11ȣȳ
Ǔ ȧȧ
f +ȧ–3.6 logȧ
)ǒ
3.7
Re
Ȣ
Ȥȴ
Ȳ
ȱ
+ȧ–3.6 log
Ȳ
ǒ
ǒ
6, 9
) 0.0005
413800
3.7
Ǔ
1.11
Ǔ
–2
ȳ
ȧ
ȴ
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f + 0.00497
Paso 5. La Sección III no contiene accesorios
Paso 6. Longitud real de la tubería en la Sección III, L= 3m (10 pie)
Determine la caída de presión por fricción (DP)f (Ec. 5)
(DP) f +
2
F 8 f L Q2 ρ
3.24 10 6 0.00497 3 (12.5) 8000
+
d5
(102.3) 5
(DP) f + 0.51 kPa (0.074 psi)
Paso 7.
Asuma que el diámetro del recipiente es muy grande comparado
con el diámetro de la tubería.
La ecuación 11 da el cambio global de presión debido a la energía cinética:
ȱ
ȳ
(DP) k + F 12 ρQ2ȧ 14 – 14ȧ
Ȳd2 d1ȴ
+ 810 800 (12.5) 2
Paso 8.
ƪ
ƫ
1
–0 + 0.92 kPa (0.14 psi)
(102.3) 4
El cambio de presión por elevación es dado por la ecuación 6b:
(DP) e + F 9 ρ (z2 – z 1)
+ 9.81 10 –3 (800) (0–6) + –47.10 kPa (–6.8 psi)
Paso 9.
La caída de presión total se puede calcular con la ecuación 18
(DP) t + (DP) f ) (DP) k ) (DP) e
+ (0 ) 33.1 ) 0.48) ) 0.92 – 47.10
+ –12.6 kPa (1.83 psi)
Por lo tanto, la presión de succión de la bomba es:
P = 345 –(–12.6) = 357.6 kPa manométricos (51.86 psig)
Respuesta: P = 358 kPa man.(52 psig)
Problema 2 Distribuidor de Tubo Perforado
Datos:
Una línea de reflujo (Acero Comercial) de 300 mm (12 pulg) de
diámetro interno transporta 125 dm3/s (2000 gpm) de una
corriente de hidrocarburo con una densidad de 650 kg/m3 (40
lb/pie3) y una viscosidad de 0.8 10–3 Pa.s (0.8 cP).
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Determine:
Indice volumen
Indice norma
Para un distribuidor de tubo perforado de 2.5 m (8 pie), el diámetro
de la tubería, el número y el tamaño de los orificios para garantizar
una buena distribución.
Solución:
Paso 1.
Para el primer tanteo, fije el diámetro del distribuidor igual al
diámetro de la línea:
L = 300 mm (12 pulg) ID
Paso 2.
Obtenga el número de Reynolds de la ecuación 3b.
Re +
+
Paso 3.
F4 Q r
dm
(1.27) (125) (650)
+ 430, 000
(300) (0.8 x 10 –3)
El factor de fricción en una tubería de acero de 300 mm de
diámetro interno a Rei = 430000 y e/d (Fig. 1) = 16.7 10–5 por la
ecuación 4
–2
ȱ
ȡ6.9 eńd 1.11ȣȳ
Ǔ ȧȧ
f +ȧ–3.6 logȧ
)ǒ
3.7
Re
Ȣ
Ȥȴ
Ȳ
–2
1.11
ȱ
–5
ȡ
ȣȳ
6, 9
16.7
10
Ǔ
+ȧ–3.6 logȧ
)ǒ
ȧȧ
3.7
Ȣ430000
Ȥȴ
Ȳ
f + 0.0039
Paso 4.
Energía cinética por unidad de volumen de la corriente de entrada
de la ecuación12c.
2
E k + F 12 T ρ Q
d4
+ (810) (1.1) (650)
ƪ
ƫ
(125) 2
+ 1.12 kPa (0.162 psi)
(300) 4
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Paso 5.
Indice volumen
Indice norma
Para primer tanteo, use J = 0.35 en la ecuación 13b.
ƪ
(DP) p +
+
ƫ
F 14 f L J
–1 E k
d
ƪ
4x10 3 (0.0039) (2.5)
ƪ(1.1)0.35(300) ƫ–1ƫ (1.12)
+ –1.07 kPa (–0.155 psi)
Paso 6.
Caída de presión requerida a través de los orificios:
(DP)o = (10)(1.07) = 10.7 kPa (1.55 psi)
Resulta mayor que 1.75 kPa (0.25 psi). Por lo tanto, tome 10.7 kPa (1.55 psi).
Paso 7.
Obtenga el área total requerida de los orificios a partir de la
ecuación 14a:
A o + F 15 Q
C
Ǹ (DP)ρ
ƪ
+ 22.3 125
0.60
o
650 + 36209 mm 2 (56.12 pulg 2)
ƫ Ǹ10.7
Paso 8.
a.
Seleccione el diámetro de los orificios siguiendo los pasos desde
“a” hasta “e” Consideraciones Básicas de Diseño para
distribuidores de tubo perforado:
Mínimo diámetro de orificio do = 13 mm (0.5 pulg)
b.
Máximo diámetro de orificio do = (0.2)(di) = (0.2)(300) = 60 mm (2.4 pulg)
c.
do preferido entre (0.15)(di) = (0.15)(300) = 45 mm (1.8 pulg) y máximo do =
50 mm (2.4 pulg), por lo tanto, 45 mm (1.8 pulg) do 60 mm (2.4 pulg)
d.
Encuentre el número máximo de orificios de 45 mm (1.8 pulg)
3
n + 2.5 x 10 + 27.8 [ 28 orificios
(2) (45)
Encuentre el número máximo de orificios de 60 mm (2.4 pulg):
3
n + 2.5 x 10 + 20.83 [ 21 orificios
(2) (60)
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e.
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Pruebe con orificios de 48 mm (1 7/8 pulg).
área por orificio = p (482) = 1810 mm2 (2.8 pulg2)
4
Número de orificios = 36209 = 20.1 21 orificios
1810
Paso 9.
Verifique el criterio del número de Reynolds
Re i
430000
n + 21 + 20500 u 4000
Dado que Rei/n > 4000, esta solución es aceptable.
Paso 10.
Verifique el valor de J usado en el Paso 1: De la Figura 11. para
21 orificios, J = 0.357.
La sustitución 0.357 en lugar de 0.35 en la Ec. (13) tendría poco efecto sobre
(DP)p. Ek es todavía más grande que (DP)p y aún controla. El cálculo no tiene que
ser repetido.
Respuesta: Use una tubería de 300 mm (12 pulg) con
21 orificios de 48 mm (1 7/8 pulg) de diámetro
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7
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Indice volumen
Indice norma
NOMENCLATURA
(La unidad entre paréntesis es la usada en el sistema inglés de unidades
para cada variable)
Ao
=
Area total de orificios requerida en distribuidores de tubo perforado, mm2
(pulg2)
C
=
Coeficiente de flujo para orificios, boquillas y Venturis, adimensional
Cv
=
Coeficiente de flujo para válvulas (Figura 10.)
D
=
Diámetro interno de tubería o diámetro hidráulico equivalente, m (pie)
d
=
Diámetro interno de tubería o diámetro hidráulico equivalente, mm (pulg)
Ek
=
Energía cinética por unidad de volumen, kPa (psi)
F
=
Fricción o cabezal de fricción, kPa m3/kg (pie.lbf/lbm)
Fi
=
Factores que dependen de las unidades usadas. Ver lista al final.
f
=
Factor de fricción de Fanning, adimensional (Figuras 1. y 2.)
g
=
Aceleración de la gravedad, m/s2 (pie/s2)
J
=
Factor para calcular pérdidas de cabezal a lo largo de un distribuidor de tubo
perforado, adimensional
K
=
Coeficiente de resistencia de válvulas, accesorios y cambios de sección
transversal, adimensional
L
=
Longitud de tubería, longitud real más longitud equivalente de accesorios
Leq
=
Longitud equivalente de tuberías o accesorios, m (pie)
n
=
Número de orificios en distribuidores de tubo perforado
P
=
Presión, kPa absolutos (psia)
DP
=
Caída de presión, kPa (psi)
Q
=
Flujo volumétrico a condiciones, dm3/s (gpm)
r
=
Factor de recuperación de presión de orificios, boquillas y Venturi,
adimensional (Fig. 9.)
Re
=
Número de Reynolds, adimensional
V
=
Velocidad lineal del fluido, promedio sobre la sección transversal, m/s (pie/s)
Vi
=
Promedio de velocidad de entrada en un distribuidor de tubo perforado, m/s
(pie/s)
W
=
Flujo másico, kg/s (lbm/h)
z
=
Elevación, m (pie)
a
=
Factor de corrección de velocidad para cálculo de energía cinética (T = 1.1
para flujo turbulento; T = 2.0 para flujo laminar)
e
=
Rugosidad de la tubería
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h
=
Viscosidad Pa.s (lbm/pie.s)
q
=
Angulo de divergencia del difusor, grados
m
=
Viscosidad, Pa.s (cP)
ρ
=
Densidad, kg/m3 (lbm/pie3)
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Indice norma
Subíndices (a menos que se indique de otra forma)
e
=
Por cambio de elevación
eq
=
Equivalente (para diámetro hidráulico equivalente)
f
=
Fuerza, fricción
i
=
Entrada
k
=
Cinética
l
=
Línea
m
=
Masa
o
=
Orificio
p
=
Tubería de distribución
t
=
Total
1
=
Localización o condición corriente arriba
2
=
Localización o condición corriente abajo
Factores que dependen de las unidades usadas
F2
=
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
Ec.(1)
1
144
123.9
F3
=
Ec.(3a)
10–3
F4
=
Ec.(3b)
1.27
50
6.31
F5
=
Ec.(3c)
1.27x103
F6
=
Ec.(5a),(6a),(7a),(11a),(12a),(13a)
10–3
2.16x10–4
F7
=
Ec.(5b)
2
5.18x10–3
F8
=
Ec.(5c)
3.24x106
8.63x10–4
F9
=
Ec.(5d)
3.24x1012
13.4x10–6
F10
=
Ec.(6b)
9.81x10–3
1/144
F11
=
Ec.(7b),(8a–f),(11b),(12b)
5x10–4
1.08x10–4
F12
=
Ec.(7c),(9a),(11c),(12c)
810
1.8x10–5
F13
=
Ec.(7d),(9b),(11a),(12d)
8.1x108
0.28x10–6
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En unidades
métricas
En unidades
inglesas
F14
=
Ec.(13a),(13b),(16)
4x103
48
F15
=
Ec.(14a)
22.3
3.32x10–3
F16
=
Ec.(14b)
22.3x103
0.415x10–3
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PROGRAMAS DE COMPUTACION
A continuación se presentan los programas de computación disponibles para el
momento en la industria:
INPLANT versión 3.1 (SIMSCI Latinoamerica C.A.): Simulador que permite
diseñar, evaluar y/u optimizar instalaciones de flujo de fluidos en proceso
industriales. Puede utilizarse para dimensionar líneas, determinar la potencia de
bombas y compresores, predecir temperaturas, presiones velocidades y flujos.
Permite el cálculo de tuberías con accesorios y cálculos en una fase o multifase.
Las siguientes filiales disponen del mismo:
– CORPOVEN (Caracas y Pto. la Cruz)
– LAGOVEN (Occidente y Amuay)
– MARAVEN (Occidente)
PIPEPHASE versión 7 (SIMSCI Latinoamerica C.A.): Simulador de redes de flujo
de fluidos en estado estacionario o trasciente, que permite el diseñar, evaluar y/u
optimizar sistemas complejos de flujo de fluidos a nivel de producción.
Las siguientes filiales disponen del mismo:
– CORPOVEN (Oriente)
– LAGOVEN (Oriente y Occidente)
– MARAVEN (Occidente)
THE CRANE COMPANION versión 2.0, Crane: Versión computarizada del
Technical Paper No. 410 “Flow of Fluids trough Valves Fittings and Pipe”.
Programa que permite diseñar, evaluar y resolver sistemas de flujo de fluidos a
través de tuberías, tubos y válvulas; así como evaluar sistemas que contengan
bombas centrifugas y bombas de desplazamiento positivo.
Las siguientes filiales disponen del mismo:
– INTEVEP
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TABLA 1. BASES DE DISEÑO PARA LINEAS NORMALES DE ACERO
AL CARBONO
DP Promedio
kPa/m
DP máximo
kPa/m
DP total máximo
kPa/m (aprox.)
Líneas de succión de bombas y líneas de descarga por
gravedad
0.06
0.09
–
Líneas de descarga de bombas (excepto alta presión)
0.34
0.45
–
Líneas de descarga de alta presión (4000 kPa manométricos
y mayores)
0.68
0.90
–
Líneas de vapor (líneas de topes de torres atm. y a presión)
0.05
0.11
3.5–7
Líneas de gas (dentro de los límites de batería)
0.05
0.11
28–35
–
–
5–10%
Líneas de succión de un compresor (Ver Sección XI para
distribución de líneas de succión del compresor)
0.02
0.07
0.4–7
Líneas de descarga de compresores
0.04
0.11
28–35
Líneas de vapor de alta presión (corta)
0.11
0.23
14
Líneas de gas (líneas de conexión)
Líneas de vapor de alta presión (larga)
0.02
0.09
35
Líneas de vapor de escape (corta)
0.04
0.09
7
Líneas de vapor de escape (larga)
0.01
0.02
10.5 –14
Líneas de agua (corta)
0.23
0.34
14
Líneas de agua (larga)
0.06
0.11
35
–
–
175
Transferencia de líquido y líneas de conexión
* Para convertir de kPa/m a psi/100 pie, multiplique por 4.421.
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TABLA 2. LONGITUDES EQUIVALENTES REPRESENTATIVAS DE VARIOS TIPOS DE
VALVULAS, EN DIAMETROS DE TUBERIA (L/D)
Longitud equivalente
en diámetro de tubería
(L/D)
Descripción del Producto
Vástago
Perpendicular
al recorrido
Sin obstrucción en el asiento, de tipo
plano, bisal o tapón
Abierta totalmente
340
Con perno o pasador de disco
Abierta totalmente
450
– Con vástago a 60 de la línea de la
tubería
Abierta totalmente
175
– Con vástago a 45 de la línea de la
tubería
Abierta totalmente
145
Sin obstrucción en el asiento, de tipo
plano, bisal o tapón
Abierta totalmente
145
Con pernos o pasador de disco
Abierta totalmente
200
Abierta totalmente
13
Sin obstrucción en el asiento, de tipo
plano, bisel o tapón
Válvulas de
Globo
Modelo y
Válvulas Angulares
Acuñadas, disco
doble o disco
tapón
Abierta a tres cuartas partes
160
Abierta 25%
900
Abierta totalmente
17
Abierta a tres cuartas partes
50
Válvulas de
Compuerta
Para manejo de
pulpas
Válvulas de compuerta, globo o tapón en tuberías conduit
Válvulas de
Retención
35
Abierta 50%
Abierta 50%
260
Abierta 25%
1200
Abierta totalmente
3**
Giro convencional
3.5*
Abierta totalmente
135
Giro de despeje (“Clearaway Swing”)
3.5*
Abierta totalmente
50
Horizontal de retención; vástago perpendicular al flujo o
tipo “Y”
14.0*
Abierta totalmente
Igual como la de globo
Angular o de cierre
14.0*
Abierta totalmente
Igual a la angular
*
Abierta totalmente
150
Con disco tipo varilla
2.1*
Abierta totalmente
420
Con disco de cuero articulado
2.8*
Abierta totalmente
75
Abierta totalmente
40
En líneas de municiones 1.75 vert. y 1.75 horiz.
Válvulas de pie con colador
Válvulas de mariposa (mayores de 200 mm (8 pulg))
Area de la puerta rectangular del tapón
Una vía
Válvulas de
paso
Tres vías
18
Igual a 100% del área de la tubería
Abierta totalmente
Area de la puerta rectangular del tapón
igual a 80% del área de la tubería
(totalmente abierta)
Flujo recto
44
Flujo a través de la
bifurcación
140
* Caída de presión mínima calculada (kPa) a través de la válvula para proveer de suficiente
flujo a una abertura del disco total. Para obtener los valores en psi, multiplique por 0.145.
**
La longitud equivalente es igual a la longitud entre las caras de las bridas o la soldadura.
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Fig 1. RUGOSIDAD RELATIVA DE LOS MATERIALES DE LAS TUBERIAS
Rugosidad relativa –
e
d
Díametro de la tuberías, en pulgadas
(rugosidad absoluta e en milímetros)
Díametro interior de la tubería en milímetros – d
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(1) DATOS EXTRAIDOS DEL CRANE Co. PAPER No. 410, (Reproducido del Manual de Diseño de Procesos, Junio 1986)
FIG 2A. FACTORES DE FRICCION PARA CUALQUIER TIPO DE TUBERIA
COMERCIAL(1)
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Fig 2B. FACTORES DE FRICCION PARA TUBERIA DE ACERO COMERCIAL LIMPIO Y
PARA HIERRO DULCE
(1) DATOS EXTRAIDOS DEL CRANE Co. PAPER No. 410, (Reproducido del Manual de Diseño de Procesos, Junio 1986)
Fig 2.
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Fig 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO)
TUBERIA EXTRA FUERTE DE 25 mm (1 PULG)
(D I.=24,3 mm (0,957 PULG.)
PARA TUBERIA ESTANDAR (D I.= 26,6 mm (1,049 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 0,65
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA EXTRA FUERTE DE 38 mm (1 1/2 PULG)
(D I.=38,1 mm (1,5 PULG.)
PARA TUBERIA ESTANDAR (D I.= 40,9 mm (1,61 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 0,70
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA EXTRA FUERTE DE 50 mm (2 PULG)
(D I.=49,3 mm (1,939 PULG.)
PARA TUBERIA ESTANDAR (D I.= 52,5 mm (2,067 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 0,75
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA ESTANDAR DE 75 mm (3 PULG)
(D I.=77,9 mm (3,068 PULG.)
PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 73,7 mm (2,9 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,35
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA ESTANDAR DE 100 mm (4 PULG)
(D I.=102,3 mm (4,026 PULG.)
PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 97,2 mm (3,826 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,30
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA ESTANDAR DE 150 mm (6 PULG)
(D I.=154,1 mm (6,065 PULG.)
PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 146,3 mm (5,761 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,30
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA ESTANDAR DE 200 mm (8 PULG)
(D I.=202,7 mm (7,981 PULG.)
PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 193,7 mm (7,625 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,25
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA ESTANDAR DE 250 mm (9 3/4 PULG)
(D I.=254,5 mm (10,02 PULG.)
PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 247,7 mm (9,75 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,15
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA ESTANDAR DE 300 mm (12 PULG)
(D I.=304,8 mm (12,0 PULG.)
PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 298,5 mm (11,75 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,10
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA ESTANDAR DE 350 mm (14 PULG)
(D I.=336,6 mm (13,25 PULG.)
PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 330,2 mm (13 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,10
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA ESTANDAR DE 400 mm (16 PULG)
(D I.=387,4 mm (15,25 PULG.)
PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 381 mm (15 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,10
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA ESTANDAR DE 450 mm (18 PULG)
(D I.=438,2 mm (17,25 PULG.)
PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 431,8 mm (17 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,05
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA ESTANDAR DE 500 mm (20 PULG)
(D I.=489 mm (19,25 PULG.)
PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 482,6 mm (19,0 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,05
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL
(FLUJO TURBULENTO) (CONT.)
TUBERIA ESTANDAR DE 600 mm (24 PULG)
(D I.=590,6 mm (23,25 PULG.)
D P/S, Psi/100 pie
PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 584,2 mm (23 PULG.))
MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,05
1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas
Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs
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0,5
CAUDAL, Q ρ
(1 1/2)
(dm3/s) (kg/m 3)
3
(GPM) (lbm/pie )
Fig 4A. CAIDA DE PRESION APROXIMADA DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO
COMERCIAL
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Fig 4B. CAIDA DE PRESION PARA TUBERIAS COMERCIALES CON AGUA
A 24C, (75C)
Fig 4.
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Fig 5. A–1 (SISTEMA METRICO DE UNIDADES)
LONGITUDES EQUIVALENTES L Y L/D Y COEFICIENTES DE RESISTENCIA K PARA
VALVULAS (USE LA TABLA 2)
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Fig. 5. A–2 (SISTEMA INGLES DE UNIDADES)
LONGITUDES EQUIVALENTES L Y L/D Y COEFICIENTES DE RESISTENCIA K PARA
VALVULAS (USE LA TABLA 2)
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Fig. 5. B COEFICIENTE DE RESISTENCIA PARA CODOS Y CONECTORES
TIPO “L” Y “T”
TOMADO DE CHEMICAL ENGINEERING 75 No. 13, 198–199 (JUNIO 17, 1986)
(Reproducido del Manual de Diseño de Procesos, Junio 1996)
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Fig 6. COEFICIENTE DE RESISTENCIA PARA CAMBIOS EN LA SECCION
TRANSVERSAL
TOMADO DE LAS REFERENCIAS 2 Y 3
(Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)
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Fig 7. A COEFICIENTE DE FLUJO PARA ORIFICIOS CON TOMAS EN LAS BRIDAS
(RANGO BAJO DE NUMEROS DE REYNOLDS)
FIG. 7. B COEFICIENTE DE FLUJO PARA ORIFICIOS CON TOMAS EN LAS BRIDAS
(RANGO ALTO DE NUMEROS DE REYNOLDS)
RELACION DIAMETRO DEL ORIFICIO
A DIAMETRO DE LA LINEA
do/d1
NUMERO DE REYNOLDS Re BASADO EN d1
TOMADO DE CRANE Co, TECHNICAL PAPER No. 410
(Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)
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RELACION DIAMETRO DEL ORIFICIO
A DIAMETRO DE LA LINEA
Fig 8. COEFICIENTE DE FLUJO PARA BOQUILLAS CON TOMAS EN LAS BRIDAS
NUMERO DE REYNOLDS Re BASADO EN d1
TOMADO DE CRANE Co, TECHNICAL PAPER No. 410
(Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)
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Fig 9. A COEFICIENTE DE RESISTENCIA EQUIVALENTES K Y COEFICIENTES DE
FLUJO CV PARA VALVULAS (EN UNIDADES METRICAS)
TOMADO DE CRANE Co, TECHNICAL PAPER No. 410
(Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)
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Fig. 9. B COEFICIENTE DE RESISTENCIA EQUIVALENTES K Y COEFICIENTES DE
FLUJO CV PARA VALVULAS (EN UNIDADES INGLESAS)
TOMADO DE CRANE Co, TECHNICAL PAPER No. 410
(Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)
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Fig 10. FACTOR DE RECUPERACION DE PRESION PARA ORIFICIOS,
BOQUILLAS Y VENTURIS
FACTOR DE RECUPERACION DE PRESION, r
ORIFICIO
BOQUILLA
DE FLUJO
TUBO VENTURI CON CONO DE RECUPERACION DE 15°
TUBO VENTURI TIPO HERSCHEL
RELACION DE DIAMETRO, do/d1
TOMADO DE LA REFERENCIA 6.
(Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)
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Fig 11. FACTOR J PARA CALCULO DE PERDIDA DE CABEZAL EN DISTRIBUIDORES
(DE LA REFERENCIA 7)
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FLUJO DE FLUIDOS
PDVSA N°
TITULO
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REV.
FECHA
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PDVSA, 1983
FLUJO EN FASE GASEOSA
APROBADA
45
DESCRIPCION
FECHA MAR.96
PAG. REV.
APROB.
F.R.
APROB. APROB.
FECHA MAR.96
ESPECIALISTAS
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FLUJO EN FASE GASEOSA
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Indice
1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3.1
3.2
3.3
Manual de Diseño de Proceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Prácticas de Diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Otras Referencias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2
2
4 CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
4.1
4.2
4.3
4.4
4.5
4.6
4.7
4.8
4.9
Consideraciones Generales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Principios de cálculos de Caída de Presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Tubería Recta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo Crítico (sónico o flujo limitante) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Tubería No Horizontal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Cambios de Temperatura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Efecto de Válvulas y Codos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Orificios, Boquillas y Venturis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Contracciones y Expansiones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3
4
6
7
7
7
7
8
5 PROCEDIMIENTOS DE CALCULO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
8
5.1
5.2
Caída de Presión a través de Componentes Simples de Tuberías . . . . .
Cálculo para Caída de Presión Integrada para Sistemas de Tubería . . .
8
22
6 PROBLEMAS TIPICOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
23
7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
28
8 PROGRAMAS DE COMPUTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
31
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FLUJO EN FASE GASEOSA
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OBJETIVO
El objetivo de este capítulo es proporcionar las herramientas de cálculo que
permitan determinar la caída de presión a través de tuberías y equipos cuando el
flujo es en fase gaseosa.
2
ALCANCE
En este capítulo se presentan los métodos de cálculo para determinar la caída de
presión a través de tuberías y equipos relacionados para flujo de gas y vapor. Para
otras consideraciones generales diferentes de caída de presión, ver
“Consideraciones Básicas de Diseño” en el capítulo PDVSA–MDP–02–FF–02.
3
REFERENCIAS
3.1
Manual de Diseño de Proceso
PDVSA–MDP–02–FF–02 “Principios Básicos” (1996).
PDVSA–MDP–02–FF–03 “Flujo en Fase Líquida” (1996).
3.2
Prácticas de Diseño
Vol. 1, Sec. I “Consideraciones Económicas de Diseño” (1978)
3.3
4
Otras Referencias
1.
PERRY, R. H., and CHILTON, C. H., Chemical Engineer’s Handbook, 5th ed.
McGraw–Hill, New York 1973.
2.
Crane Co., Technical Paper No. 410, “Flow of Fluids Through Valves, Fittings
and Pipe” (1988).
CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO
Las consideraciones discutidas a continuación afectan las bases para los
procedimientos de cálculo dados posteriormente en este capítulo. Donde se
indique se deben consultar las Consideraciones Básicas de Diseño para Flujo de
Líquido en el capítulo PDVSA–MDP–02–FF–03.
4.1
Consideraciones Generales
En la mayoría de los diseños de tuberías, el requerimiento primordial consiste en
encontrar un diámetro interno que permita un cierto flujo a una caída de presión
dada. Esto generalmente involucra un procedimiento de tanteo. Se selecciona un
diámetro y se calcula la caída de presión para el flujo requerido. Si la caída de
presión es demasiado grande, se asume un diámetro mayor para el próximo
tanteo. Si la caída de presión es más pequeña que la necesaria, se selecciona un
diámetro más pequeño.
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FLUJO EN FASE GASEOSA
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Además de los métodos de cálculo de caída de presión a un flujo dado, en este
capítulo se presentan métodos para calcular el flujo a una caída de presión dada.
Esto es necesario debido a que los cálculos de flujo de gas frecuentemente son
complicados, especialmente en flujo sónico.
En la Tabla 1 del capítulo PDVSA–MDP–02–FF–03 se muestran caídas de presión
típicas usadas para el dimensionamiento de tuberías. En caso de que los
materiales de construcción sean muy costosos, sería deseable realizar un análisis
económico para encontrar el diámetro óptimo de la línea (Ver Sección 1, de las
Prácticas de Diseño “Consideraciones Económicas de Diseño”).
4.2
Principios de cálculos de Caída de Presión
Las ecuaciones básicas para calcular la caída de presión para flujo de gases a
través de tuberías y accesorios se obtienen considerando el balance de energía
para estado estacionario:
(V 2)
g
g
g
g
F 17 gc E ) z ) F 2 gc (Pv) )
+ F 17 gc Q – gc Ws
2g
(1a)
y la forma diferencial del Teorema de Bernoulli:
g
gc
gc
d z ) F 2 gc v dP ) VdV
g + g dF – g dWs
(1b)
donde:
En unidades
métricas
E
F
=
=
Energía interna
MJ/kg
En unidades
inglesas
BTU/lbm
m3/kg
pie lbf/lbm
Pérdida de energía por fricción
kPa.
pie/s2
g
=
Aceleración de la gravedad
m/s2
P
=
Presión
kPa
lbf/pulg 2
Q
=
Calor suministrado
MJ/kg
BTU/lbm
V
=
Velocidad del fluido, promedio a lo largo
de la sección transversal
m/s
pie/s
v
=
Volumen específico
m3/kg
pie3/lbm
Ws =
Trabajo de eje
kPa. m3/kg
pie lbf/pie lbm
z
=
Altura
m
pie
gc
=
Constante dimensional
1 x 10 3
kg
kPam.s 2
32.174
F17 =
Factor cuyo valor depende de las
unidades usadas
1x10 3
778
=
Factor cuyo valor depende de las
unidades usadas
1
144
F2
pie.lbm
lbf.s 2
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Los métodos de diseño presentados en este capítulo se basan en estas
ecuaciones.
4.3
Tubería Recta
Para el flujo de gases en tuberías rectas, el cálculo de caída de presión para un
determinado flujo másico es complicado por la dependencia de la densidad del gas
con la presión. Además para caídas de presión significativas, tanto la velocidad
como la densidad cambiarán significativamente. Como resultado, para usar el
Teorema de Bernoulli en el desarrollo de funciones para predecir caídas de
presión, se necesita conocer la relación entre la presión del gas y la densidad en
la tubería. Además el comportamiento de la línea dependerá del tipo de flujo
existente en dicha línea, el cual usualmente existe a condiciones entre adiabática
e isotérmica.
Para el caso usual en plantas químicas y refinerías de líneas cortas aisladas, el
calor transferido hacia o desde la línea es bajo, así que el flujo es esencialmente
adiabático. La solución del balance de energía y las ecuaciones de Bernoulli para
el caso adiabático asumiendo un gas ideal genera las siguientes ecuaciones:
4fL + 1
D
2k
ƪ
F 18 kP 1
) (k–1)
G2 v1
ƪ
ƫ ǒ Ǔ
ȱ
ȧ1–
Ȳ
(v 1)
(v 2)
P 2v 2
T
(k–1) G 2 v 1
+ 2 + 1 )
T1
P 1v 1
F 18 kP 1
ȳ k)1
ȧ) 2k
ȴ
2
ƫ ǒ Ǔ ȳȧȴ
ȱ
ȧ1–
Ȳ
(v 1)
(v 2)
ǒ Ǔ
(v 1)
Ln
(v 2)
2
(2a)
2
(2b)
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donde:
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
D
=
Diámetro de la tubería
m
pie
f
=
Factor de fricción de Fanning
adim.
adim.
kg/s.mm2
lbm/s.pie 2
G
=
Velocidad másica
k
=
Relación de calores específicos, Cp/Cv
L
=
Longitud de la línea
m
pie
T
=
Temperatura
K
F
1,2
=
Condiciones o localizaciones corriente
arriba o corriente abajo respectivamente
F18
=
Factor cuyo valor depende de las
unidades utilizadas
2 x 10–9
9.266 x 103
Los otros términos se definieron para las ecuaciones 1a y 1b
Debido a que la solución de las ecuaciones anteriormente indicadas para caída
de presión no es sencilla, la suposición de flujo adiabático para tuberías de
refinería se ha usado muy poco en el pasado a pesar de ser más exacta. Sin
embargo, en los procedimientos de cálculos que siguen, se da un método gráfico
de resolución de las ecuaciones 2a y 2b donde la presión corriente arriba o la de
corriente abajo son conocidas.
Estos gráficos dados en las Figuras 3. y 4. también se pueden usar para gases no
ideales, siempre que el factor de compresibilidad Z, no varíe a lo largo de la tubería.
Si es así, divida la línea en secciones cada una con su Z promedio y calcule la caída
de presión para cada sección.
Para líneas largas sin aislar tales como líneas de transmisión de gas natural, el
flujo se aproximará a condiciones isotérmicas. La solución de las ecuaciones
básicas asumiendo un gas ideal y flujo isotérmico da como resultado de la
ecuación 3:
F 19
P 21 – P 22
P1
v1
+
ƪ4 f DL G ƫ ƪ1 ) 2 Df L Ln ǒPP Ǔƫ
2
1
(3)
2
donde:
F19
=
Factor cuyo valor depende de
las unidades utilizadas
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
10–9
4.633 x 103
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(Todos los otros términos fueron previamente definidos)
Esta ecuación se resuelve fácilmente para determinar el flujo si se conocen las
presiones corriente arriba y corriente abajo, pero requiere una solución por tanteo
si solamente se conoce una presión y se desea determinar la caída de presión. Los
gráficos dados en la Figura 3A o en la 4A donde K = 1 se pueden usar para
soluciones gráficas del caso isotérmico. El procedimiento de cálculo será igual que
para el flujo adiabático.
La ecuación 3 frecuentemente es simplificada usando ciertas suposiciones. Con
respecto a la caída de presión para tuberías largas, el último término se aproxima
a la unidad (excepto para el caso no frecuente de alta caída de presión) y la
ecuación 3 se simplifica en la ecuación 3a:
F 19
P 21 – P 22
P1
v1
2
+ 4fLG
D
(3a)
(Todos los términos fueron previamente definidos)
Esta forma es la base para la fórmula de Weymouth o la ecuación de Panhandle
para líneas de transmisión de gases.
Para estimaciones rápidas en donde la caída de presión es menor del 10% de la
presión corriente arriba, la ecuación 3a se puede simplificar en la ecuación 3b
2
P 1–P 2 + 2 f v L G
F19 D
(3b)
donde v es el volumen específico promedio del gas y todos los otros términos
fueron previamente definidos. Esta ecuación sirve como la base para una
ecuación de diseño simplificada presentada más adelante para el diseño rápido
de tuberías de gas.
4.4
Flujo Crítico (sónico o flujo limitante)
Para una presión corriente arriba fijada, el flujo másico de gas aumentará a medida
que la presión corriente abajo se reduce, de acuerdo con las ecuaciones
anteriores, hasta que la presión corriente abajo haya alcanzado un punto donde
la caída de presión es igual al valor conocido como caída de presión crítica. Esta
condición corresponde a la velocidad máxima posible, por ejemplo la velocidad
sónica. Este límite de velocidad frecuentemente se encuentra en una restricción
o a la salida de una tubería entrando a un área de sección transversal grande. Una
reducción posterior de la presión corriente abajo de la restricción o en el área
expandida no afectará la cantidad de flujo, y la presión en esta restricción o a la
salida de este punto permanecerá igual al valor determinado por la caída de
presión crítica.
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La caída de presión crítica se indica en la Figura 3. en la intersección de las curvas
marcadas para coeficientes de resistencia de tubería constante total (N). El uso
adecuado de la Figura 3. también permitirá el cálculo de la velocidad másica para
el flujo crítico . Para una tubería que contiene una válvula, boquilla o una restricción
similar donde ocurre flujo sónico, el flujo se puede calcular usando la ecuación 11b,
que define la velocidad sónica como una función de las propiedades del gas.
4.5
Tubería No Horizontal
Generalmente, el efecto de la gravedad en el flujo de gas es despreciable. Sin
embargo, no debiera ser despreciable cuando el flujo es muy pequeño y la
densidad del gas es muy grande. En el diseño de chimeneas se debe tomar en
cuenta la gravedad.
4.6
Cambios de Temperatura
Como resultado de la expansión adiabática, la temperatura del gas fluyendo a
través de la tubería decrecerá gradualmente. Este cambio de temperatura será
substancial a altas cantidades de flujo como se puede ver en las Figuras 3B, 3C,
4B y 4C donde se presentan curvas de relación constante de temperatura
corriente abajo y corriente arriba.
4.7
Efecto de Válvulas y Codos
Se presentan en esta sección los procedimientos para el cálculo de caídas de
presión en válvulas y codos como simples componentes y como parte del sistema
de tubería. En el último caso, sus coeficientes de resistencia, K, son sumados al
coeficiente de resistencia, N, usado en las Figuras 4. y 5. En todos los casos se
debería chequear para ver si la válvula limita el flujo debido a la velocidad sónica.
Ver ecuación 11b.
4.8
Orificios, Boquillas y Venturis (Ver PDVSA–MDP–02–FF–03)
La caída de presión de gas a través de orificios, boquillas y venturis consiste de
componentes de fricción y de aceleración. El cambio de presión por aceleración
es considerado por un coeficiente de expansión Y (Figura 5.), el cual es una
función de:
Relación de calores específicos, K = Cp/Cv
Caída de presión relativa, P/P1
Relación de diámetros, do/d1
Debido a la presencia de Y en la ecuación de caída de presión, los cálculos para
orificios, boquillas y venturis son complicados. Por lo tanto, se presentan
procedimientos de cálculo para un cierto número de casos comunes de diseño.
Ver ecuación 12a.
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Para boquillas y venturis la velocidad sónica en la abertura más angosta resultará
en efectos similares a los de una tubería con extremo abierto. A una presión
corriente arriba constante, la reducción de la presión corriente abajo (bajo
condiciones sónicas) no causará un incremento en el flujo. La cantidad de flujo
puede solamente incrementarse al aumentar la presión corriente arriba y para gas
ideal este será directamente proporcional a la presión corriente arriba. La relación
de la presión corriente arriba a la de la garganta a condiciones sónicas es
constante para determinada relación de calor específico, K, y relación de diámetro,
do/d1, y se llama relación de presión crítica.
Para orificios agudos, la velocidad sónica no tiene el mismo efecto que para
boquillas y venturis. Como resultado, con boquillas y venturis no ocurre un punto
de corte (Ver Fig. 5.). También, en caso de flujo sónico, el factor de recuperación
de presión, r, es omitido.
4.9
Contracciones y Expansiones (Ver PDVSA–MDP–02–FF–03)
Cuando la caída de presión total (es decir, la suma de la caída de presión por
fricción y el cambio de energía cinética) es mayor de 10% de la presión total o
cuando se necesita un estimado preciso, el término de energía cinética debe
incluir el factor de expansión Y de la Figura 5. Entonces se necesita un
procedimiento de tanteo.
La caída de presión neta para expansiones bruscas en un área de sección
transversal grande, tal como para el final de una tubería entrando a un recipiente
de proceso es cero.
Distribuidores de Tubo Perforado(Ver PDVSA–MDP–02–FF–03) – Para cálculo
del área total de orificios, se debe incluir el factor de expansión Y de la Figura 5.
5
PROCEDIMIENTOS DE CALCULO
Los siguientes métodos de diseño, ecuaciones y guías deben ser usados junto con
el material dado en “Consideraciones de Diseño Básico”. La primera sección
presenta procedimientos para cálculo de caída de presión en componentes
simples de tubería. La segunda sección se debe usar para cálculo de caída de
presión en sistemas de flujo que contienen más de un componente.
5.1
Caída de Presión a través de Componentes Simples de Tuberías
Para el cálculo de caída de presión a través de componentes simples de tubería,
use el siguiente procedimiento:
Tubería Recta Horizontal – Use el procedimiento siguiente para tubería recta que
no contenga ningún accesorio.
1.
Método Simplificado – Si la caída de presión calculada, (P1–P2) es menor
del 10% de la presión de entrada, P1, un resultado razonable se obtendrá
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usando la forma simplificada de la ecuación de Fanning para caída de
presión por fricción (ec. 4), o usando la Figura 1:
(P) + F 20 C 2 W2 v +
F 20 C 2W 2
ρ
(4)
donde:
En unidades
métricas
(P)
=
Caída de presión por unidad de longitud
de tubería
C2
=
Función de f y d; (C2 f/d 5).
C2 es dado como una función del
diámetro de tubería en la Tabla 2
v
=
W
=
En unidades
inglesas
kPa/m
Psi100 pie
Volumen específico del gas fluyendo
m3/kg
pie3/lbm
Caudal de flujo másico
kg/s
lbm/h
lbm/pie3
10–9
ρ
=
Densidad del gas fluyendo
kg/m3
F20
=
Factor que depende de las unidades
utilizadas
0.23
El volumen específico del gas para este caso puede ser evaluado o a las
condiciones corriente arriba o a las de corriente abajo cualquiera de los que sean
conocidos. Para vapor, los valores de v se pueden obtener de la Figura 2.
El procedimiento es el siguiente:
2.
a.
Para determinado flujo y diámetro de tubería obtenga C2 de la Tabla
2 para el diámetro especificado. Calcule (P) de la ecuación 4 por
sustitución.
b.
Para una caída de presión y diámetro de tubería dados obtenga C2 de
la Tabla 2 para el diámetro dado. Calcule W de la ecuación 4 por
sustitución.
Método Modificado y Simplificado – Si la caída de presión calculada
(P1–P2) es mayor de 10% pero menor que el 40% de la presión de entrada
P1, se pueden usar aún la ecuación 4 o la figura 1. con una precisión
razonable, si el volumen específico es basado en el promedio de las
condiciones corriente arriba y abajo. Debe hacerse un tanteo hasta que el v
usado en el tanteo sea igual al promedio de v1 y v2.
Una caída de presión más precisa se puede obtener usando el método
indicado a continuación, pero usualmente no es necesario en este rango.
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3.
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Método Detallado*
Se presentan 3 casos
a.
Conocido el flujo y la presión corriente arriba, calcular la caída de
presión.
b.
Conocido el flujo y la presión corriente abajo, calcular la caída de
presión.
c.
Conocida la caída de presión, calcular el flujo.
A continuación se presentan los procedimientos de cálculo
a.
Si se conoce el flujo y la presión corriente arriba, use el siguiente
procedimiento para encontrar la caída de presión:
* Note que para todos los cálculos de esta parte la presión está en kPa, absoluta.
1. Para ductos no circulares, calcule el diámetro hidráulico equivalente, deq:
d eq + 4 x
área transversal ƫ,
ƪperímetro
del ducto
en unidades
consistentes
(5)
2. Calcule el número de Reynolds, Re:
Re +
ƪ ƫ
dVρ
DVρ
+ F3
+ F 21
+ F5
(6a)
ƪqȀd Sg ƫ
(6b)
ƪdWƫ
(6c)
donde:
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
D
=
Diámetro interno de tubería o diámetro
hidráulico equivalente
m
pie
d
=
Diámetro interno de tubería o diámetro
hidráulico equivalente
mm
pulg
q’
=
Flujo volumétrico (mol.), estándar
dm3/s
(15C&101.3 kPa)
pie3/h
(60F&14.7 psia)
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Re
=
Número de Reynolds
adim.
adim.
F3
=
Factor cuyo valor depende de las
unidades utilizadas
10–3
124
F5
=
Factor cuyo valor depende de las
unidades utilizadas
1.27 x 103
6.310
F21
=
Factor cuyo valor depende de las
unidades utilizadas
1.56
0.482
Sg
=
Gravedad específica de gas relativa al
aire (relación de peso molecular del gas al
del aire)
V
=
Velocidad lineal del gas promediada en el
área transversal
m/s
pie/s
W
=
Flujo másico
kg/s
lbm/h
=
Viscosidad dinámica
Pa.s
cP
kg/m3
lbm/pie3
ρ
=
Densidad de gas
3. Encuentre el factor de
PDVSA–MDP–02–FF–03.
fricción f,
por la ecuación 4 de
4. Calcule el coeficiente de resistencia friccional de la tubería, adimensional
ƪƫ
N + F 14 f L
d
(7)
donde:
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
mm
pulg
adim.
adim.
m
pie
d
=
Diámetro
f
=
Factor de fricción de Fanning
L
=
Longitud de la tubería
N
=
Coeficiente de resistencia friccional de la
tubería
adim.
adim.
F14
=
Factor de cuyo valor depende de las
unidades usadas
4x10 3
48
Si N > 400, divida la línea en fracciones cortas y calcule la caída de presión
de las secciones individuales comenzando corriente arriba.
5. Calcule la velocidad másica, Gh, y el término Gh2/P1 ρ1 donde P1 es la
presión corriente arriba en kPa abs (psia) y ρ1 es la densidad corriente
arriba. Gh está dada en kg/mm2.s (miles de lbm/h.pulg2).
6. Encuentre en la Tabla 1 la relación de calor específico del gas. Esto es para
flujo adiabático, que es la situación normal en tuberías de una Refinería o
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una planta química. Para flujo isotérmico (como en líneas de transmisión
de gas) use k = 1.
7. Encuentre P/P1 de la Figura 3A, 3B o 3C. Para valores de K y N que caen
entre los valores dados en las cartas, use interpolación lineal donde las
curvas son casi rectas e interpolación gráfica donde ellas tienden a subir.
(Recuerde que las presiones de estas cartas son en kPa, absolutos), (psia).
Cuando el valor de Gh2/P1 ρ1 cae debajo del rango cubierto en las cartas,
el gas puede ser tratado como un fluido incompresible. En este caso, use
el procedimiento para flujo de líquido. PDVSA–MDP–02–FF–03.
Cuando el valor de Gh2/P1 ρ1 cae en la porción vertical de la curva N en la
Figura 3A, 3B o 3C., la velocidad del gas al final de la tubería será sónica.
La caída de presión entonces consiste de dos partes: Caída de presión a
través de la tubería, dada por el punto donde la curva N en la Figura 3A, 3B
o 3C. cruza la curva a trazos que marca el límite de la región de flujo sónico,
y la caída de presión a través de la onda de choque a la salida de la tubería.
Esta última es determinada por la presión en los equipos corriente abajo.
Cuando el valor calculado de Gh2/P1 ρ1 cae más allá de la porción vertical
de la curva N en la Figura 3A, 3B o 3C. se representa una situación
físicamente imposible. Para obtener el flujo deseado, o aumente P1, o
aumente el diámetro de la tubería.
8. Finalmente, calcule P con P1 y el valor obtenido de P/P1.
d.
Si se conoce el flujo y la presión corriente abajo, use el siguiente
procedimiento para encontrar la caída de presión:
1. Para ductos no circulares, calcule el diámetro hidráulico equivalente de la
ecuación 5.
2. Calcule el número de Reynolds, Re, de la ecuación 6 usando el valor de ρ
y a la temperatura corriente arriba y a la presión conocida.
3. Encuentre el factor de
PDVSA–MDP–02–FF–03.
fricción
f,
por
la
ecuación
4
de
4. Calcule el coeficiente de resistencia de tubería N de la ecuación 7.
Si N > 400, divida la línea en secciones cortas y calcule la caída de presión
de las secciones individuales comenzando corriente abajo.
5. Calcule la velocidad másica, Gh, y el término Gh2/P2 ρ2 donde P2 es la
presión corriente abajo en kPa absolutos (psia) y ρ2 es la densidad corriente
abajo calculada a la temperatura corriente arriba.
6. Encuentre, K, la relación de capacidades de calor específico del gas en la
Tabla 1. Si no se conoce K, use K = 1. Si el flujo es isotérmico use K = 1.
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7. Encuentre P/P1 de la Figura 4A, 4B y 4C Para valores de K y N que caigan
entre los valores dados en las cartas, use interpolación lineal donde la curva
sea recta e interpolación gráfica donde ésta descienda. (Recuerde que la
presión en estas cartas están en kPa, absolutos), (psia).
Cuando el valor de Gh2/P2 ρ2 caiga debajo del rango cubierto por las cartas,
trate el gas como un fluido incompresible y use el procedimiento para flujo
de líquido dado en PDVSA–MDP–02–FF–03.
Cuando el valor Gh2/P2 ρ2 caiga en el lado derecho de las cartas en la
Figura 4A, 4B y 4C, la velocidad del gas al final de la tubería será sónica.
Cuando el valor de Gh2/P2 ρ2 caiga al lado derecho de cualquiera de las tres
cartas, la velocidad del gas al final de la tubería es sónica y existirá una
caída de presión alta a la salida de la tubería. Para calcular la caída de
presión en este caso, use el siguiente procedimiento:
a.
Encuentre el valor de Gh2/P1 ρ1 en la porción vertical de la curva en
la Figura 3A, 3B o 3C. correspondiente a los valores de K y N
calculados arriba.
b.
Calcule P1 ρ1 de este valor de Gh2/P1 ρ1 y el valor dado de Gh.
c.
Encuentre P1/ρ1 de la siguiente ecuación, la cual es derivada de la
ecuación de estado (PV = Z n R T):
ƪ ƫ
P1
ZT 1
ρ1 + R M
(8)
donde:
M
=
Peso molecular
P1
=
Presión corriente arriba
T1
=
Temperatura corriente arriba
Z
=
Factor de compresibilidad
R
=
Constante de los gases
ρ1
=
Densidad corriente arriba
d.
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
kg/mol
lbm/lbmol
kPa, abs.
psia
K
R
adim.
adim.
8.314
KJ
kmol.K
kg/m3
Calcule P1 a partir de la siguiente ecuación:
P1 +
Ǹƪ
ƫ
P1
ρ 1 (P1 ρ 1)
(9)
psia.pie 3
lbmol oR
lb/pi3
10.73
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e.
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Calcule P = P1 – P2
8. En todos los casos excepto donde Gh2/P2 ρ2 cae del lado derecho de las
Figuras 4A, 4B y 4C, calcule P de la siguiente ecuación (todos los términos
fueron previamente definidos).
P + P 2
e.
ƪ
PńP 1
1 – PńP 1
ƫ
(10)
Si la caída de presión es dada y se quiere conocer el flujo, use el siguiente
procedimiento:
1. Cuando P/P1 < 0.10 trate el gas como un fluido incompresible y use la
forma simplificada de la ecuación de caída de presión por fricción de
Fanning dada anteriormente en el paso 1b.
Cuando P/P1 0.10 proceda como se describe a continuación.
2. Para ductos no circulares, calcule el diámetro hidráulico equivalente de la
ecuación 5.
3. Para el primer tanteo, tome el factor de fricción f igual a 0.005.
4. Calcule el coeficiente de resistencia N, de la ecuación 7. Si N > 400 divida
la línea en secciones cortas, con caídas de presión estimadas para cada
tramo y calcule el flujo en cada sección siguiendo las instrucciones dadas
posteriormente. Verifique si los flujos en las distintas secciones son iguales.
Si no, modifique los estimados de caída de presión e intente de nuevo.
5. Encuentre K, la relación de capacidades de calor específico en la Tabla 1.
Si no se conoce K use K = 1. Si el flujo es isotérmico use K =1.
6. Calcule P/P1 y encuentre Gh2/P1 ρ1 en la Figura 3A, 3B o 3C.. Para valores
de K y N ubicados entre los valores dados en las cartas, use interpolación
lineal cuando las curvas sean casi rectas e interpolación gráficas cuando
se desvíen hacia arriba.
Cuando el valor de Gh2/P1 ρ1 caiga por debajo del rango cubierto por las
cartas, trate el gas como un fluido incompresible y use el procedimiento
para flujo de líquido dado en PDVSA–MDP–02–FF–03.
7. Calcule Gh a partir de los valores conocidos de P1 y ρ1 y obtenga el valor
de Gh2/P1 ρ1.
8. Calcule el flujo másico, W, a partir de Gh y el área de sección transversal.
9. Calcule el número de Reynolds, Re de ecuación 6, determine y calcule el
factor de fricción por la ecuación 4 de PDVSA–MDP–02–FF–03, para ver
si el valor asumido de 0.005 de factor de fricción es correcto. Si la diferencia
es más del 10% repita los pasos del (4) al (9).
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Tubería Recta Inclinada o Vertical – Cuando la caída de presión por fricción y
aceleración, calculada como se indicó anteriormente, es baja (Ej.: en chimeneas),
se debe incluir una caída de presión debido al cambio en elevación. Calcule la
caída de presión con la ecuación 6 de PDVSA–MDP–02–FF–03.Cuando se desee
calcular el flujo a una caída de presión conocida, primero reste el término dado de
caída de presión por elevación del término dado de caída de presión. Entonces,
encuentre el flujo usando el procedimiento 3c, descrito arriba.
Codos – Use el siguiente procedimiento:
1.
Encuentre el coeficiente de resistencia K de la Figura 5B de
PDVSA–MDP–02–FF–03.
2.
Calcule la caída de presión (o el flujo) de la ecuación
PDVSA–MDP–02–FF–03.
3.
Si la caída de presión (P) es mayor que el 10% de la presión absoluta, o si
se necesita un estimado preciso, proceda como si el codo fuese una pieza
recta de tubería horizontal con un coeficiente de resistencia de tubería N
igual a K. Para este propósito, use el procedimiento dado arriba para tuberías
horizontales. En los procedimientos 3b y 3c se pueden omitir los primeros 4
pasos.
7 de
Conexiones Tipo “T” e “Y” – Para conexiones tipo “T” cerradas, use el mismo
procedimiento usado para codos. Para conexiones tipo “T” en las cuales las
corrientes están divididas o se unan, use la ecuación
8a–f de
PDVSA–MDP–02–FF–03. Para conexiones en Y y distribuidores, ver la
Referencia 7 de PDVSA–MDP–02–FF–03.
Válvulas – Use el mismo procedimiento usado para codos. Si el área transversal
de la vía de flujo de la válvula es substancialmente más pequeña (< 80%) que la
de la línea, calcule la velocidad másica Gh en la válvula y compare éste con la
velocidad másica sónica, Ghs, calculada con la siguiente ecuación:
G hs + ǸF 22 k P2 ρ 2 F 23
V s + F 24
ǸkMT
2
+ F 25
(11a)
Ǹ
K P2
ρ2
(11b)
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En unidades
métricas
En unidades
inglesas
kg/s mm2
lbm/h.pulg 2
adim.
adim.
donde:
Ghs
=
Velocidad másica sónica
k
=
Cp/Cv = Relación de capacidades de calor
específico (Ver Tabla 1)
M
=
Peso molecular
kg/kgmol
lb/lbmol
P2
=
presión local (salida)
kPa., abs.
psia
T2
=
Temperatura
K
R
Vs
=
Velocidad sónica
m/s
pie/s
kg/m3
lbm/pie3
ρ2
=
Densidad local (salida)
F22
=
Factor cuyo valor depende de las unidades
usadas
10–3
1.70x10 3
F23
=
Factor cuyo valor depende de las unidades
usadas
10–3
1
F24
=
Factor cuyo valor depende de las unidades
usadas
91.3
223.0
F25
=
Factor cuyo valor depende de las unidades
usadas
31.623
68.1
Si Gh tiende a ser mayor que Ghs, use el procedimiento para boquillas presentado
abajo. Suponga un diámetro de boquilla do, con la misma área transversal que la
de la válvula, y encuentre el coeficiente de flujo del gráfico para orificios en la
Figura 7A ó 7B de PDVSA–MDP–02–FF–03.
Orificios – Use el siguiente procedimiento:
1.
Calcule la caída de presión (o el flujo) usando el procedimiento para flujo de
líquido en PDVSA–MDP–02–FF–03.
2.
Si la caída de presión tiende a ser mayor que el 10% de la presión absoluta
corriente arriba o si se necesita un estimado más exacto, proceda de la
siguiente manera:
a.
Conocido el flujo y la presión corriente arriba, calcular la caída de
presión.
b.
Conocido el flujo y la presión corriente abajo, calcular la caída de
presión.
c.
Conocida la caída de presión, calcular el flujo.
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A continuación se presentan los procedimientos de cálculo
a.
Si la presión corriente arriba, P1, la densidad corriente arriba, ρ1, el flujo
másico, W, el diámetro de orificio do y el diámetro de la tubería corriente
arriba, d1, son conocidos, y se desea determinar la caída de presión P, use
el siguiente procedimiento:
1. Calcule el Número de Reynolds, Re, en la tubería corriente arriba con la
ecuación 6c. Calcule do/d1 y encuentre el coeficiente de flujo C de la Figura
7A ó 7B de PDVSA–MDP–02–FF–03.
2. Calcule la caída de presión de la siguiente ecuación, usando Y = 1:
P + F 13
W2
ρ 1 C 2 Y 2 d 4o
(12a)
donde:
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
C
=
Coeficiente de flujo, adimensional
(Figura
7A
ó
7B
de
PDVSA–MDP–02–FF–03)
do
=
Diámetro de orificio
mm
pulg
P
=
Caída de presión
kPa
psi
W
=
Flujo másico
kg/s
lbm/h
Y
=
Factor de expansión, (Figura 5)
adim.
adim.
ρ1
=
Densidad corriente arriba
kg/m3
lbm/pie3
F13
=
Factor cuyo valor depende de las unidades
usadas
8.10x10 8
0.28x10 –6
3. Calcule P/P1, encuentre la relación de capacidad calórica específica, K =
Cp/Cv de la Tabla 1, y encuentre el factor de expansión Y de la Figura 5.
4. Calcule el nuevo valor de p de la ecuación 12a, recalcule P/P1, obtenga
un nuevo valor para Y y calcule el nuevo P. Repita, si es necesario, hasta
que obtenga la convergencia en el valor de P.
5. Obtenga el factor de recuperación de presión, r, para el orificio de la Figura
10 de PDVSA–MDP–02–FF–03. y multiplique el P por r para obtener la
caída de presión global del orificio.
b.
Si se conoce la temperatura corriente arriba, T1, la presión corriente abajo,
P2, el flujo másico, W, el diámetro del orificio, do y el diámetro de la tubería
corriente arriba, d1, y se desea determinar la caída de presión use el
siguiente procedimiento:
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1. Para el primer tanteo, calcule un valor preliminar para la densidad corriente
arriba, ρ1, basado en T1 y P2.
2. Calcule el Número de Reynolds, Re, en la tubería corriente arriba de la
ecuación 6c. Calcule do/d1, y obtenga el coeficiente de flujo, C de la Figura
7A ó 7B de PDVSA–MDP–02–FF–03.
3. Calcule el P de la ecuación 12a, usando Y = 1.
4. Obtenga el factor de recuperación de presión, r, de la Figura 10 de
PDVSA–MDP–02–FF–03 y calcule la presión corriente arriba, P1 mediante
la siguiente ecuación:
P 1 + P 2 ) r P
(13)
5. Encuentre un nuevo valor para ρ1, usando P1 y T1.
6. Calcule P/P1, encuentre la relación de las capacidades calóricas
específicas, K = Cp/Cv de la Tabla 1 obtenga el factor de expansión Y de
la Figura 5.
7. Calcule el nuevo valor de P a partir de la ecuación 12a. Si esto difiere más
del 10% del calculado arriba. repita los últimos 4 pasos de cálculo hasta que
converja el valor P obtenido.
8. Calcule la caída de presión global r P.
c.
Si se conocen la densidad corriente arriba, ρ1, la presión corriente arriba, P1,
la presión corriente abajo, P2, el diámetro de orificio, do, y el diámetro de la
tubería corriente arriba, d1, y si desea determinar el flujo másico, W, a través
del orificio use el siguiente procedimiento:
1. Calcule P = (P1 – P2) / r.
2. Calcule P/P1 y do/d1, encuentre la relación de capacidades calóricas
específicas, K = Cp/Cv a partir de la Tabla 1 obtenga el factor de expansión
Y de la Figura 5.
3. Calcule W de la ecuación 12a usando C = 0.60.
4. Calcule el Número de Reynolds, Re, en la tubería corriente arriba de la
ecuación 6c y obtenga el nuevo valor para el coeficiente de flujo C, de la
Figura 7A ó 7B de PDVSA–MDP–02–FF–03.
5. Recalcule W mediante la ecuación 12a usando el nuevo valor para C y
repita el procedimiento anterior si es necesario hasta que converja el valor
obtenido de W.
d.
Si se conoce la densidad corriente arriba, ρ1, la presión corriente arriba, P1,
la presión corriente abajo, P2, el flujo másico, W, y el diámetro de tubería
corriente arriba, d1, y se desea determinar el diámetro del orificio, do, use el
siguiente procedimiento:
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1. Suponga do/d1 = 0.6.
2. Calcule el Número de Reynolds, Re, en la tubería corriente arriba de la
ecuación 6c y obtenga el coeficiente de flujo C de la Figura 7A ó 7B de
PDVSA–MDP–02–FF–03.
3. Obtenga el factor de recuperación de presión, r, de la Figura 10 de
PDVSA–MDP–02–FF–03 calcule P = (P1 – P2) / r.
4. Calcule P/P1 y do/d1, encuentre la relación de capacidades calóricas
específicas, K = Cp/Cv de la Tabla 1 obtenga el factor de expansión Y de
la Figura 5.
5. Calcule do de la ecuación 12a.
6. Calcule un nuevo valor para do/d1 y repita los pasos si es necesario hasta
que converja con el resultado obtenido de do/d1.
Boquillas – Use el procedimiento para orificios con el coeficiente de flujo de la
Figura 8, PDVSA–MDP–02–FF–03. Si durante el procedimiento de cálculo, P/P1
tiende a ser más grande que el indicado por el punto final de las curvas de las
boquillas y venturis en la Figura 5., entonces se presentan las condiciones sónicas;
por lo tanto, use el siguiente procedimiento:
a.
Conocido el flujo y la presión corriente arriba, calcular la caída de
presión.
b.
Conocido el flujo y la presión corriente abajo, calcular la caída de
presión.
c.
Conocida la caída de presión, calcular el flujo.
A continuación se presentan los procedimientos de cálculo
1.
2.
Se conocen la presión corriente arriba, P1, la densidad corriente arriba, ρ1,
el flujo másico, W, el diámetro de la boquilla, do, y la tubería corriente arriba,
d1; se desea determinar la caída de presión. El flujo másico, W, esta limitado
debido al flujo sónico en la boquilla. El valor requerido de W sólo pudiera
alcanzarse si do o P1 se incrementara. Si do y P1 son mantenidos iguales, el
flujo W y la caída de presión mínima P requeridos para este flujo se calculan
de la siguiente manera:
a.
Obtenga P/P1 y el Y correspondiente al punto final de la curva
aplicable de la Figura 5.
b.
Calcule P a partir de P/P1 y el P1 dado y use este valor para calcular
W de la ecuación 12a. Este flujo másico, W, se obtendrá para cualquier
caída de presión P calculado.
Se conocen, la temperatura corriente arriba, T1, la presión corriente abajo,
P2, el flujo másico, W, el diámetro del orificio, do, y el diámetro de la tubería
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corriente arriba, d1. Se desea determinar la caída de presión, P. El flujo en
la boquilla será sónico. Calcule la presión corriente arriba requerida, P1 y el
P de la siguiente forma:
a.
Divida la ecuación 12a por P1 e inserte el valor de P/P1 en la ecuación
e Y del punto final de la curva aplicable en la Figura 5. Entonces calcule
P1 ρ1.
b.
Encuentre P1/ρ1 mediante la ecuación de estado:
ƪ ƫ
ZT 1
P1
ρ1 + R M
c.
Calcule P1 mediante la siguiente ecuación:
P1 +
d.
3.
4.
(8)
Ǹƪ
ƫ
P1
ρ 1 (P1 ρ 1)
(9)
Calcule P = P1 – P2.
Se conocen la densidad corriente arriba, ρ1, la presión corriente arriba, P1,
la presión corriente abajo, P2, el diámetro de la boquilla do y el diámetro de
la tubería corriente arriba. Se desea determinar el flujo másico, W, a través
de la boquilla. El flujo en la boquilla será sónico. Calcule el flujo másico, W,
de la siguiente manera:
a.
Encuentre P/P1 e Y del punto final de la curva que aplica en la Figura
5.
b.
Calcule P de P/P1 y P1.
c.
Calcule W de la ecuación 12a, usando P e Y.
Se conocen la densidad corriente arriba, ρ1, la presión corriente arriba, P1,
la presión corriente abajo, P2, el flujo másico, W, y el diámetro de la tubería
corriente arriba, d1. Se desea determinar el diámetro de la boquilla, do. El flujo
en la boquilla será sónico. Calcule el diámetro de la boquilla requerido, do,
como se explica a continuación:
a.
Suponga do/d1 = 0.2.
b.
Calcule el Número de Reynolds, Re, de la ecuación 6c en la tubería
corriente arriba y obtenga el coeficiente de flujo C de la Figura 8 de
PDVSA–MDP–02–FF–03.
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c.
Calcule do de la ecuación 12a usando P/P1 e Y correspondiente al
punto final de la curva para do/d1 = 0.2 en la Figura 5.
d.
Calcule do/d1 y compare éste con el valor asumido. Repita el
procedimiento anterior con un nuevo valor de do/d1 si es necesario
hasta que converja el valor obtenido de do/d1.
Venturis – Para cálculo de venturis, use el mismo procedimiento que para
boquillas, con excepción del cálculo del coeficiente de flujo C, el cual se obtiene
mediante la ecuación 10 de PDVSA–MDP–02–FF–03
Contracciones y Expansiones – Use el siguiente procedimiento:
1.
Calcule la caída de presión como si fuese flujo líquido, siguiendo el
procedimiento dado en PDVSA–MDP–02–FF–03. Para la densidad, ρ, use
el valor corriente arriba o corriente abajo, cualquiera de los dos que este
disponible.
2.
Si la caída de presión calculada es mayor que el 10% de la presión absoluta
corriente arriba o si se necesita un estimado preciso proceda como sigue:
3.
Encuentre la relación de capacidades calóricas específicas K = Cp/Cv de la
Tabla 1.
4.
Calcule (P)t / P1 y encuentre Y a partir de la Figura 5. usando (P)t / P1 para
P/P1 y la relación entre el diámetro de tubería más pequeño y el más grande
para do/d1.
5.
Calcule (P)k de la siguiente ecuación:
2ȱ
ȳ
(P) k + F 13 W2 ȧ 1 4 – 1 4ȧ
Y Ȳρ 2 d o ρ 1 d 1ȴ
(12b)
donde:
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
d1, d2
=
Diámetros internos de tuberías corriente
arriba
y
corriente
abajo
respectivamente,
o
diámetros
hidráulicos equivalentes
mm
pulg
P)k
=
Caída de presión debido a cambio de
energía cinética del fluido
kPa
psi
W
=
Flujo másico
kg/s
lbm/h
Y
=
Factor de expansión, adimensional (use
las curvas para boquillas en la Figura 5)
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6.
Calcule el nuevo valor para (P)t = (P)k + (P)f donde (P)f es la caída
de presión por fricción obtenida de la ecuación 7 PDVSA–MDP–02–FF–03.
7.
Repita los 3 últimos pasos si es necesario hasta obtener el (P)f que
converja.
Distribuidores de Tubo Perforado – Use el mismo procedimiento descrito en
PDVSA–MDP–02–FF–03 para distribuidores de tubo perforado en flujo líquido,
excepto para el cálculo de área total requerida de los orificios de salida, que se
calcula por la siguiente ecuación en lugar de la ecuación 14 en
PDVSA–MDP–02–FF–03.
A o + F 16
W
CY
Ǹρ1 (P) o
(14)
donde:
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
Ao
=
Area total requerida de los orificios
mm2
pulg2
C
=
Coeficiente de flujo del orificio (Fig.
7A
ó
7B
de
PDVSA–MDP–02–FF–03)
adim.
adim.
P)o
=
Caída de presión a través de los orificios
kPa
psi
W
=
Flujo másico
kg/s
lbm/h
Y
=
Factor de expansión, (use las curvas de
los orificios en la Fig. 5 )
adim.
adim.
ρ1
=
Densidad del gas a la entrada de la
tubería
kg/m3
lbm/pie3
F16
=
Factor cuyo valor depende de las
unidades deseadas
22.3x10 3
0.415x10 –3
5.2
Cálculo para Caída de Presión Integrada para Sistemas de Tubería
Use el procedimiento dado a continuación para cálculo de caída de presión en
cualquier sistema de flujo conteniendo más de un componente simple de tubería.
Estimado Aproximado – Para todos los gases, se puede obtener una caída de
presión aproximada en tubería de acero comercial, mediante la ecuación (4) en
combinación
con el
procedimiento de flujo de
líquido de
PDVSA–MDP–02–FF–03. Para caídas de presión use la ecuación 4 como se
describió anteriormente; para caídas de presión mayores use el procedimiento
presentado a continuación.
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Estimado Preciso – Para todos los gases, el estimado preciso de caída de
presión en sistemas de tubería se obtiene de la siguiente manera:
1.
Divida el sistema en consideración en secciones de flujo másico constante
y diámetro nominal constante. Divida cada sección que contenga un orificio,
boquilla o venturi en: una sección corriente arriba, el orificio, boquilla o venturi
en sí y una sección corriente abajo.
2.
Calcule las caídas de presión en las secciones individuales, comenzando al
final, donde la presión es conocida.
3.
6
a.
La caída de presión en cualquier sección que contenga tubería,
válvulas y codos se calcula siguiendo el procedimiento dado para
tubería recta. válvulas y codos son contabilizados sumando sus
coeficientes de resistencia K (de la Figura 5A ó 5B de
PDVSA–MDP–02–FF–03.) a un coeficiente de resistencia de tubería
N con la ecuación 11b. Verifique si hay velocidad sónica en cualquier
válvula. Si esto ocurre trate la válvula como un orificio.
b.
La caída de presión en cualquier expansión, contracción, orificio,
boquilla, venturi o uniones de flujo tipo “T” e “Y” se calcula como se
muestra arriba para componentes simples de tubería.
Combine las diferentes caídas de presión para obtener la distribución de
presión en el sistema de tubería completo.
PROBLEMAS TIPICOS
Problema 1 – Caída de Presión de Gas en Tubería Recta
Datos:
Encuentre:
Aire a 2300 dm3/s (5000 SCFM), (a condiciones estándar) está
fluyendo en una tubería estándar de acero de 90 mm (3 1/2”)
Temperatura = 15C (60F), Presión corriente arriba = 700 kPa
manométricos, (100 psig).
Cual es la caída de presión en 30 m, (100 pie) de tubería.
Solución:
Diámetro interno de la tubería (Tabla 1 de PDVSA–MDP–02–FF–02) d = 90.12 mm
(3.548 pulg)
Area transversal de la tubería (Tabla 1 de PDVSA–MDP–02–FF–02): A = 6381
mm2 (9.89 pulg2)
Densidad del aire a 15C (60F) y 101.325 kPa (1 atm) = 1.226 kg/m3, (0.07644
lbm/pie3).
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Velocidad másica:
ƪ
3
G h + 2300s dm
=
kg
ƫ ƪ1000m dm ƫ ƪ1.226
ƫ ƪ63811mm ƫ
m
3
3
3
2
4.420 x 10–4 kg/s mm2,
(2.216 x 103 lbm/h.pulg2)
Presión corriente arriba:
P1 = 700 kPa man. (100 psig) = 801.325 kPa abs
(114.7 psia).
Densidad corriente arriba: (a 15C y 700 kPa, man. (60F y 100 psig)):
ρ1 = 9.696 kg/m3 (0.596 lbm/pie3).
Relación de capacidad calórica: k = 1.4
Viscosidad a cond. corriente arriba: = 1.8 x 10–5 Pa.s, (0.018 cP).
Reynolds (Ec.6):
ƪ ƫ
ƪ ƫ
G hA
(1.27x10 3) (4.42x10 –4) (6.38x10 3)
Re + F5 W + F5
+
+ 2.2x10 6
d
d
(90.1) (1.8x10 –5)
Rugosidad relativa (Fig. 1 PDVSA–MDP–02–FF–03):
ńd + 0.0005
Factor de fricción (Ec. 4 PDVSA–MDP–02–FF–03):
ȱ
ȡ
f +ȧ–3.6 logȧ6.9
ȢRe
Ȳ
)
ǒ Ǔ
ńd
3.7
–2
ȣȳ
ȧȧ
Ȥȴ
1.11
ȱ
+ȧ–3.6 log
Ȳ
ǒ
ǒ
6.9 ) 0.0005
3.7
2.2 10 –6
Ǔ
1.11
Ǔ
f + 0.0042
Coeficiente de resistencia de tubería (ecuación 7):
(4 x 10 3) (0.0042) (30)
N + F 14 f L +
+ 5, 59
90.12
d
–4 2
Abcisa en la Fig. 3B: G 2 + (4.42 x 10 ) + 2.51x10 –11 (0.0787)
(801.3) (9.696)
P1 ρ1
–2
ȳ
ȧ
ȴ
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De la Figura 3B, para Gh2/P1 ρ1 = 2.51 x 10–11 (0.0787) y N = 5.59 (interpolando
gráficamente entre las curvas para N = 4 y N = 6, P/P1 =0.074 (0.082). P =
(P/P1) (P1) = (0.074) (801.3) = 59.2 kPa (9.4 psi).
Respuesta: P = 59.2 kPa (8.6 psi)
Solución Alterna:
Usando el método simplificado (Ec. 4):
Flujo másico, W: GA = (4.22 x 10–4) (6381) = 2.82 kg/s (22.93 x 103lbm/h). De la
Tabla 2 para tubería de acero de 90 mm (3 1/2 pulg), C2 = 10
P +
F 20C 2W2
10 x (2.82) 2
+
0,
23
x
+ 1.89 kPańm
ρ
9, 696
P = 1.89 kPa/m x 30 m
Respuesta: P = 56.6 kPa/m (8.2 psi)
Problema 2 – Caída de Presión de Gas a través de una válvula de Globo
Datos:
Encontrar:
Los mismos del Problema 1
La caída de presión como en el Problema 1, pero con una válvula
de globo de 90 mm en la línea.
Solución:
Coeficiente
de resistencia de válvula (Tabla 2
y
Fig. 5A
de
PDVSA–MDP–02–FF–03): K = 5.7 Coeficiente de resistencia total de la línea más
la válvula:
N = N de línea (Problema 1) más el K de la válvula
N = 5.59 + 5.7 = 11.29
De la Figura 3B, para G2/P1ρ1 = 2.51 x 10–11 (0.0787) (del Problema 1) y N
= 11.29 (interpolando gráficamente entre las curvas para N =10 y N = 15), P/P1
= 0.155 (0.175).
P + (PńP 1) (P 1) + (0, 155) (801, 3) + 124 kPa
Respuesta: P = 124 kPa (18 psi)
Problema 3 Flujo Sónico
Datos:
Los mismos del Problema 2
Encontrar:
1.
¿A que longitud de la línea (con la válvula de globo) el flujo será sónico al
final?
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2.
¿A que presión corriente abajo el flujo será sónico en 30 m (100 pie) de línea
(con la válvula de globo)? ¿Qué temperatura habrá a la salida? ¿Cuál será
el caudal de flujo?
3.
¿Para un cuerpo de válvula de 75 mm (3 pulg) de diámetro son suficientes
7.5 m (25 pie) entre la válvula y el final de la tubería para evitar flujo sónico
en la válvula?
Solución:
1.
Mediante la Figura 3B, para G2/P1ρ1 = 2.51 x 10–11 (0.0787), se encuentra
que el flujo será sónico cuando N = 36. El coeficiente de resistencia de la
tubería sola es entonces: 36 – 5.7 = 30.3. Por lo tanto,
(90.12) (30.3)
L + dN + x
+ 162.5 m (533 pie)
F 14 f
(4x10 3) (0.0042)
2.
Respuesta: 162.5 m (533 pie)
De la Figura 3B interpolando gráficamente para N = 11.29, se encuentra que
el flujo será sónico cuando P/P1 = (P1 – P2) P1 = 0.79. Entonces, P2 =
P1 – 0.79 P1 = (0.21) (801.3) = 168.3 kPa, (9.7 psig) 168,3 kPa, abs =
67.0 kPa man.
Respuesta: 67.0 kPa man. (9.7 psig)
De nuevo con la Figura 3.B, el punto donde la curva para N = 11.29 intercepte
los límites de la curva para que el flujo sónico corresponde al valor de T2/T1
de 0.85
Entonces, T2 = 0.85 T1 = 0.85 (15+273) = 245 K = –28C (–18F)
Respuesta: T2 = –28C (–18F)
El caudal de flujo es dado por la abscisa en la Figura 3B. En el punto donde
el flujo es sónico y N = 11.29, Gh2/P2ρ1 = 6.92 x 10–11 (0.787). Entonces,
Gh2 = 6.92 x 10–11, P1ρ1 = (6.92 x 10–11) (801.3) (9.696) = 5.38 x 10 (13.80).
Gh = Ǹ 5.38 x 10 –7 = 7.33 x 10–4 kg/s.mm2, (3750 lbm/hpulg2)
W = AG = (6380) (7.33 x 10–4) = 4.67 kg/s, (36.8 x 103 lbm/h)
Respuesta: W = 4.67 kg/s
(37030 lbm/h)
Hasta este punto se ha supuesto que el factor de fricción, f, permanece en
0.0042. Los cálculos de Re y factor de fricción (con la ecuación 4 de
PDVSA–MDP–02–FF–03) indican que esto es correcto.
3.
Para verificar si el flujo es sónico en la válvula, use la ecuación (11a). Se
puede encontrar la presión y la densidad corriente abajo de la válvula
considerando solamente los últimos 7.5 m de la línea. Para ese tramo, el
coeficiente de resistencia es:
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N+
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F 14 fL
(4x10 3) (0.0042) (7.5)
+
+ 1.40
d
90.12
De la Figura 3 B, interpolando gráficamente para N = 1.40 se encuentra que
ρ1 el flujo al final de la línea será sónico cuando P/P1 = 0.57 y Gh2/P1ρ1
= 2.9x10–10 (0.86), donde P1 y ρ1 en este caso son la presión y la
densidad, respectivamente, justo corriente abajo de la válvula.
En la parte 2, arriba, se encontró que para flujo sónico a la salida de la tubería
Gh = 7.33x10–4 kg/s.mm2 (3750 lbm/hpulg2). Entonces, P1ρ1 =
Gh2/2.9x10–10 = (7.33x10–4) 2/2.9x10–10 = 1.85 x (kPa) (kg/m3) (16.73 psi
lbm/pie3).
Para una válvula de 75mm (3 pulg) de diámetro, el área de sección
transversal, A = 4417 mm2 (6.84 pulg2). Usando A = 4.417, K = 1.4 (del
Problema 1) y P1P1 = 1.85x103 (16.73) y resolviendo la ecuación 11a, el flujo
másico en el cual el flujo se hace sónico en la válvula es:
W + F 22 A Ǹ kP 1 x F 23 ρ 1 + 10 –3 x 4417 x Ǹ1.4 x 1.85
+ 8.41 kgńs (66.68 x 10 3 lbmńh)
Este valor es mayor que el encontrado en la parte 2 de este problema; por
lo tanto, no habrá flujo sónico en la válvula a las condiciones dadas corriente
arriba.
Respuesta: 7.5 m (25 pie) de tubería corriente abajo de
la válvula es suficiente para prevenir el flujo sónico en
ésta.
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NOMENCLATURA
(Unidades inglesas en paréntesis)
A
=
Area, mm2 (pulg2)
Ao
=
Area total de orificio en distribuidores de tubo perforado, mm2 (pulg2)
C
=
Coeficiente de flujo para orificios, boquillas y venturis, adimensional
Cp
=
Capacidad calórica específica, a presión constante, KJ/kgC (BTU/lbmF)
Cv
=
Capacidad calórica específica, a volumen constante, KJ/kgC (BTU/lbmF)
C2
=
Función de F y d; ver Tabla 2A
D
=
diámetro interno de la tubería, m (pie)
d
=
diámetro interno de la tubería, mm (pulg)
E
=
Energía interna, MJ/kg (BTU/lbm)
F
=
Fricción o pérdida de cabezal, kPa.m3/kg (pie/lbm)
Fi
=
Factor cuyo valor depende de las unidades usadas (Ver lista al final)
f
=
Factor de fricción Fanning, adimensional
G
=
Velocidad másica, kg/s.mm2 (lbm/s pie2)
Gh
=
Velocidad másica, kg/s.mm2, (lbm/hr.pulg2)
g
=
Aceleración de la gravedad, m/s2 (pie/s2)
K
=
Coeficiente de resistencia de válvulas, accesorios y cambios de sección
transversal, adimensional
k
=
Relación de calor específico = Cp/Cv, adimensional
L
=
Longitud de la tubería, longitud actual más longitud equivalente de accesorio,
m (pie)
M
=
Peso molecular (psf o psi)
N
=
Coeficiente de resistencia de tubería, adimensional
P
=
Presión, kPa (psf o psi)
P =
Caída de presión, kPa (psf o psi)
Q
=
Calor agregado, MJ/kg (BTU/lbm)
q’
=
Flujo volumétrico, dm3/s a 15C y 101.325 kPa (SCFH a 60F y 14.7 psia)
R
=
Constante de gases = 8.314x10–3 MJ/kmol.k (10.73 psia pie3/lbmolR)
r
=
Factor de recuperación de presión de orificios, boquillas y venturis,
adimensional (Fig.10 de PDVSA–MDP–02–FF–03)
Re
=
Número de Reynolds, adimensional
Sg
=
Gravedad específica del gas, relativa al aire a 15C (60F), adimensional
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T
=
Temperatura, K (R)
t
=
Temperatura, C (F)
V
=
Velocidad lineal del fluido, promediada en la sección transversal de flujo, m/s
(pie/s)
v
=
Volumen específico del fluido, m3/kg (pie3/lbm)
v
=
Volumen específico del fluido promedio, m3/kg (pie3/lbm)
W
=
Flujo másico, kg/s (lbm/h)
Ws
=
Trabajo del eje, kPa.m3/kg (pie lbf/lbm)
Y
=
Factor de expansión, adimensional
Z
=
Factor de compresibilidad del fluido, adimensional
z
=
Altura, m (pie)
=
Viscosidad, Pa.s (lbm/pie.s)
ρ
=
Densidad del fluido, kg/m3 (lbm/pie3)
Subíndices (a menos que se indique en otro sitio)
eq
=
Equivalente (para diámetro hidráulico equivalente)
f
=
Fricción, fuerza
i
=
Entrada
k
=
Cinética
l
=
línea
m
=
Masa
o
=
Perforación, orificio
p
=
Distribuidor de tubo
s
=
Flujo sónico (= crítico = estrangulado)
t
=
Total
1
=
Localización o condición corriente arriba
2
=
Localización o condición corriente abajo
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Factores cuyo valor depende de las unidades usadas
En unidades
métricas
En unidades
inglesas
F2
=
ecuación (1a)
1
144
F3
=
ecuación (6a)
10–3
124
ecuación (6c)
1.27x103
6.31
F13 =
ecuación (12a),(12b)
8.1x108
0.28x10–6
F14 =
ecuación (7)
4x103
48
F16 =
ecuación (14)
22.3x103
0.415x10–3
F17 =
ecuación (1a)
1x103
778
F18 =
ecuación (2a),(2b)
2x10–9
9.266x103
F19 =
ecuación (3),(3a),(3b)
10–9
4.633x103
F20 =
ecuación (4)
0.23
10–9
F21 =
ecuación (6b)
1.56
0.482
F22 =
ecuación (11a)
10–3
1.7x103
F23 =
ecuación (11a)
10–3
1
F24 =
ecuación (11b)
91.3
223
F25 =
ecuación (11b)
31.623
68.1
F5
=
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PROGRAMAS DE COMPUTACION
A continuación se presentan los programas de computación disponibles para el
momento en la industria:
INPLANT versión 3.1 (SIMSCI Latinoamerica C.A.): Simulador que permite
diseñar, evaluar y/u optimizar instalaciones de flujo de fluidos en proceso
industriales. Puede utilizarse para dimensionar líneas, determinar la potencia de
bombas y compresores, predecir temperaturas, presiones velocidades y flujos.
Permite el cálculo de tuberías con accesorios y cálculos en una fase o multifase.
Las siguientes filiales disponen del mismo:
– CORPOVEN (Caracas y Pto. la Cruz)
– LAGOVEN (Occidente y Amuay)
– MARAVEN (Occidente)
PIPEPHASE versión 7 (SIMSCI Latinoamerica C.A.): Simulador de redes de flujo
de fluidos en estado estacionario o trasciente, que permite el diseñar, evaluar y/u
optimizar sistemas complejos de flujo de fluidos a nivel de producción.
Las siguientes filiales disponen del mismo:
– CORPOVEN (Oriente)
– LAGOVEN (Oriente y Occidente)
– MARAVEN (Occidente)
THE CRANE COMPANION versión 2.0, Crane: Versión computarizada del
Technical Paper No. 410 “Flow of Fluids trough Valves Fittings and Pipe”.
Programa que permite diseñar, evaluar y resolver sistemas de flujo de fluidos a
través de tuberías, tubos y válvulas; así como evaluar sistemas que contengan
bombas centrifugas y bombas de desplazamiento positivo.
Las siguientes filiales disponen del mismo:
– INTEVEP
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TABLA 1. RELACION DE CAPACIDAD CALORICA ESPECIFICA PARA GASES A
PRESION ATMOSFERICA
Temperatura
Componente
Formula
Acetaldeido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH3CHO
Acido Acético . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C (*)
k = Cp/Cv
30
1.14
CH3CHOOH
136
1.15
Acetileno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C2H2
15
–71
1.26
1.31
Aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
...
925
17
–78
–118
1.36
1.403
1.408
1.415
Amoniaco . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
NH3
15
1.310
Argón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Ar
Benceno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C6H6
Bromo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Br2
Dióxido de Carbón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CO2
15
–75
1.304
1.37
Disulfito de Carbono . . . . . . . . . . . . . . . . .
CS2
100
1.21
Monóxido de Carbono . . . . . . . . . . . . . . .
CO
15
–180
1.404
1.41
Cloro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Cl2
15
1.355
Cloroformo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CHCl3
100
1.15
Cianuro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
(CN)2
15
1.256
Ciclohexano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C6H12
80
1.08
Diclorodifluorometano . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CCi2F2
25
1.139
Etano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C2H6
100
15
–82
1.19
1.22
1.28
Alcohol Etílico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C2H5OH
90
1.13
C2H5OC2H5
35
80
1.08
1.086
Eter . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
(*) F = 1.8 x C + 32
15
–180
0–100
1.668
1.76 (?)
1.67
90
1.10
20–350
1.32
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TABLA 1. RELACION DE CAPACIDAD CALORICA ESPECIFICA PARA GASES A
PRESION ATMOSFERICA (CONT.)
Temperatura
Componente
Formula
Etileno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C2H4
Helio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
He
N – Hexano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C6H14
Hidrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
H2
Acido
C (*)
k = Cp/Cv
100
15
–91
1.18
1.255
1.35
–180
1.660
80
15
–76
–181
1.08
1.410
1.453
1.597
Bromhídrico . . . . . . . . . . . . . .
HBr
20
1.42
Clorhídrico . . . . . . . . . . . . . . .
HCl
15
100
1.41
1.40
Cianhídrico . . . . . . . . . . . . . . .
HCN
65
140
210
1.31
1.28
1.24
Iodhídrico . . . . . . . . . . . . . . . .
Hl
20–100
1.40
Sulfuro de Hidrógeno . . . . . .
H2S
15
1.32
185
1.30
Iodo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
l2
Isobutano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C4H10
15
1.11
Kripton . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Kr
19
1.68
Mercurio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Hg
360
1.67
Metano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH4
600
300
15
–80
–115
1.113
1.16
1.31
1.34
1.41
Metil Acetato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH3COOCH3
15
1.14
Alcohol . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH3OH
77
1.203
Eter . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH3OCH3
Metilal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
CH2(OCH3)2
6–30
1.11
13
40
1.06
1.09
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TABLA 1. RELACION DE CAPACIDAD CALORICA ESPECIFICA PARA GASES A
PRESION ATMOSFERICA (CONT.)
Temperatura
Componente
Formula
C (*)
k = Cp/Cv
Neón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Ne
19
1.64
Oxido Nítrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
NO
15
–45
–80
1.400
1.39
1.38
Nitrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
N2
15
–181
1.404
1.47
Oxido Nitroso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
N2O
100
15
–30
–70
1.28
1.303
1.31
1.34
Oxígeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
O2
15
–76
–181
1.401
1.415
1.45
n – Pentano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
C5H12
86
1.086
Fósforo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
P
300
1.17
Potasio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
K
850
1.77
Sodio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Na
750–920
1.68
Dioxido de Sodio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
SO2
15
1.29
Xenon . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
XE
19
1.66
Fuente: International Critical Tables of Numerical Data: Physics, Chemistry, and Technology,
National Research Council, Washintong, D.C., 1923 – 1933. (Reproducido del Manual de
Ingeniería de Diseño, Junio 1996)
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TABLA 2. A FACTORES C2 PARA CALCULO SIMPLIFICADOS DE CAIDA
DE PRESION* (SISTEMA METRICO)
*VER ECUACION (4)
TOMADO DEL CRANE Co TECHNICAL PAPER Nº 410 (Reproducido del Manual de Ingeniería Diseño, Junio 1986)
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TABLA 2. B FACTORES C2 PARA CALCULO SIMPLIFICADOS DE CAIDA
DE PRESION* (SISTEMA INGLES)
*VER ECUACION (4)
TOMADO DEL CRANE Co TECHNICAL PAPER Nº 410 (Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)
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W/ ρ 0.5
[ K g /s ]
3
[ k lbm/h ] [ lbm/pie ]
0.5
3
[ K g /m ]
0.5
Fig 1. CAIDA DE PRESION DE GAS APROXIMADA EN TUBERIA COMERCIAL
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Fig 2. VOLUMEN ESPECIFICO DE VAPOR
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–9
Fig 3. A CAIDA DE PRESION DE GAS EN TUBERIA CON PRESION CORRIENTE
ARRIBA CONOCIDA (K = CP/CV = 1.0)
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Fig. 3. B CAIDA DE PRESION DE GAS EN TUBERIA CON PRESION corriente arriba
CONOCIDA (K = CP/CV = 1.4)
MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
PDVSA
FLUJO EN FASE GASEOSA
PDVSA MDP–02–FF–04
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0
MAR.96
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Fig. 3. C CAIDA DE PRESION DE GAS EN TUBERIA CON PRESION corriente arriba
CONOCIDA (K = CP/CV = 1.8)
MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
PDVSA
FLUJO EN FASE GASEOSA
PDVSA MDP–02–FF–04
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Fig 4. A CAIDA DE PRESION DE GAS EN TUBERIAS CON PRESION CORRIENTE
ABAJO CONOCIDA (K = CP/CV = 1.0)
MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
PDVSA
FLUJO EN FASE GASEOSA
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Fig. 4. B CAIDA DE PRESION DE GAS EN TUBERIAS CON PRESION corriente abajo
CONOCIDA (K = CP/CV = 1.4)
MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
PDVSA
FLUJO EN FASE GASEOSA
PDVSA MDP–02–FF–04
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Fig. 4. C CAIDA DE PRESION DE GAS EN TUBERIA CON PRESION corriente abajo
CONOCIDA (K = CP/CV = 1.8)
MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
PDVSA
FLUJO EN FASE GASEOSA
PDVSA MDP–02–FF–04
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MAR.96
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Fig 5. FACTORES DE EXPANSION PARA ORIFICIOS, BOQUILLAS Y VENTURIS
TOMADO DEL CRANE Co TECHNICAL PAPER Nº 410 (Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)
PDVSA
MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
FLUJO DE FLUIDOS
PDVSA N°
TITULO
MDP–02–FF–05
0
MAY.96
REV.
FECHA
APROB.
PDVSA, 1983
FLUJO BIFASICO LIQUIDO – VAPOR
APROBADA
55
DESCRIPCION
FECHA SEP.78
PAG. REV.
APROB.
F.R.
APROB. APROB.
FECHA SEP.78
ESPECIALISTAS
MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
PDVSA
FLUJO BIFASICO LIQUIDO – VAPOR
PDVSA MDP–02–FF–05
REVISION
FECHA
0
MAY.96
Página 1
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Indice
1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
3.1
3.2
3.3
Manual de Diseño de Proceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Prácticas de Diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Otras Referencias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2
2
2
4 CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
4.1
4.2
4.3
4.4
4.5
4.6
4.7
4.8
Regímenes de Flujo en Tuberías Horizontales o Ligeramente Inclinadas
Regímenes de Flujo en Tuberías Verticales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Efecto de Accesorios en Regímenes de Flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Caída de Presión en Tubería Recta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Otras Caídas de Presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Distribuidores Tipo Tubo Perforado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo Crítico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo Crítico en Líneas de Transferencia de Torres de Vacío . . . . . . . . . .
3
6
8
9
9
9
9
10
5 PROCEDIMIENTOS DE CALCULO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
10
5.1
5.2
5.3
Determinación del Régimen de Flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Caída de Presión en Tuberías con Componentes Simples . . . . . . . . . . . .
Cálculo Integrado de la Caída de Presión para los Sistemas
de Tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Flujo Crítico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
10
14
6 PROBLEMAS TIPICOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
33
7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
43
8 PROGRAMAS DE COMPUTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
47
5.4
32
MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO
PDVSA
PDVSA MDP–02–FF–05
REVISION
FECHA
0
MAY.96
FLUJO BIFASICO LIQUIDO – VAPOR
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Indice volumen
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OBJETIVO
El objetivo de