DISEÑO DE UN COMPRESOR RECIPROCANTE PARA UNA MACROPERA

7/27/2019 DISEO DE UN COMPRESOR RECIPROCANTE PARA UNA MACROPERA

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MEMORIAS DEL XVIII CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMIM 19 al 21 DE SEPTIEMBRE, 2012 SALAMANCA, GUANAJUATO, MXICO

Derechos Reservados 2012, SOMIM

DISEO DE UN COMPRESOR RECIPROCANTE PARA UNA MACROPERAAUTOSUSTENTABLE

1J. ngel Reyes Santos,1Miguel Toledo Velzquez, 2Moiss Len Dorantes,2M. Antonio Muoz Prior

1Escuela Superior de Ingeniera Mecnica y Elctrica, Instituto Politcnico Nacional. SEPI-ESIME ZACATENCO. Av.IPN s/n, Edif. 5, Col. Lindavista, C.P. 07738, Mxico D. F., Tel. 57526000 Ext. 54783

2 PEMEX Exploracin y Produccin. Gerencia de Transporte y Distribucin de Hidrocarburos. Cd. del Carmen,Campeche.

[email protected], [email protected]

RESUMEN

En este trabajo se realiza el diseo de un compresor reciprocante de doble efecto, para la operacin en unamacropera autosustentable ubicada en el paleocanal deChicontepec en el estado de Veracruz, Mxico. Ya queel compresor reciprocante satisface los parmetrosexigidos por la instalacin, el diseo fue realizadomediante la simulacin del programa computacionaleajax. Se optimizo la potencia del equipo con respecto ala carga nominal aumentando el claro para un ahorro de potencia de 130.5 kW, considerando as mismo las presiones y flujo de 4 MMPCD de gas natural amanejar, obtenindose el punto ptimo de desempeodel compresor a 466.7 kW de acuerdo a las condicionesde operacin. Tomando en cuenta que el gas necesitaser reinyectado a los pozos, se requiere una relacin decompresin alta siendo esto el principal motivo parafuncionar en dos etapas con enfriamiento intermedio.

ABSTRACT

In this work we make the design of a double-actingreciprocating compressor for operation in a self-sustaining macropera located in Chicontepec in thestate of Veracruz, Mexico. Since the reciprocatingcompressor meets the parameters required by thefacility, the design was done by simulating the softwareeajax Cameron inc. Optimize power was achieved withrespect to equipment rated load, increasing clear to saveoutput of 130.5 kW and considering the same pressureand flow rate of 4 million cubic feet of natural gas tohandle, obtaining the optimum compressor performance466.7 kW according to operating conditions. Takinginto account that the gas needs to be reinjected into thewells, it requires a high compression ratio to be themain reason for this function in two stages withintermediate cooling.

NOMENCLATURA A= rea total de la vlvula de admisin, por cilindro(m2)C = Coeficiente de claro (% ), = Eficiencia volumtrica (% ),k = Relacin de calores especficos (-),

L= Carrera (m), N = Revoluciones por minuto ( RPM ), P = Presin (kPa ),r = Relacin de compresin (-),V=Volumen (m3),v= Velocidad promedio de la vlvula (m/min ),

Z = Factor de compresibilidad (-)

AbreviaturasATG= Aceites Terciarios del Golfo,BN= Bombeo neumtico,CE= Terminal del cigeal,CR= Compresores reciprocantes,HE= Terminal del cabezal,

MA= Macropera autosustentable,MG= Motor a gas,MMSPCD= Millones de pies cbicos al da a 14.4 psiay 59F,Mm3d= Millones de metros cbicos al da

Subndices D = Desplazamiento del pistn , P = rea del pistn,V = rea de la varilla,1= Presin de succin primera etapa,2=Presin de descarga primera etapa,3= Presin de succin segunda etapa,4=Presin de descarga segunda etapa

INTRODUCCIN

Actualmente la industria petrolera tiene granimportancia en el desarrollo de los pases, ya que losenergticos ms empleados por la humanidad provienenen su mayora derivados del petrleo [8,9]. Dentro delas actividades que se llevan a cabo en la industria petrolera en Mxico se encuentran: la exploracin

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MEMORIAS DEL XVIII CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMI 19 al 21 DE SEPTIEMBRE, 2012 SALAMANCA, GUANAJUATO, MXICO


Fig. 1Intervalos tpicos de aplicacin de diferentes tipos decompresores [2].

3. DESCRIPCIN DEL MOTOR A GAS

3.1 Seleccin del motor a gas

Uno de los factores que se considera en el diseo deestos equipos es la composicin del gas natural amanejar ya que estos sern comprimidos por elcompresor y tambin alimentaran al sistema motriz, deacuerdo a los datos del fabricante, este motocompresor tolera cido sulfhdrico (H2S), por lo cual fue un factor determinante en la seleccin de este tipo de equipo porque de acuerdo a la Tabla I se cuenta con un pequeo porcentaje de este corrosivo compuesto y este podra ir variando de acuerdo al tiempo de operacin dela macropera. De acuerdo al anlisis cromatogrfico proporcionado por el laboratorio de Yacimientos dePemex, los componentes y caractersticas del gas sonlas que se indican a continuacin.

Tabla I. Anlisis cromatogrfico del gas en la MA.

De acuerdo a la Tabla II se pueden apreciar los datos promedio de funcionamiento de la macropera, para locual se propone un motocompresor integral Ajaxmodelo DPC-2804 LE; de 3 cilindros compresores, 4cilindros de potencia.Los compresores integrales de motor a gas son motorescon ciclos diseados para larga vida y bajo

mantenimiento adems de que permiten obtener lamisma potencia que un motor de 4 tiempos en la mitadde revoluciones mediante lumbreras instaladas en las paredes del cilindro de potencia.

Tabla II. Datos de operacin de macropera autosustentable.

En este tipo de motocompresor como el de la Fig. 2, para poder producir trabajo efectivo es necesario que e pistn recorra dos veces su carrera dentro del cilindro y

que el cigeal de una vuelta completa. La entrada deaire y salida de gases de combustin se hace por mediode lumbreras o puertos, en lugar de vlvulas como seusa en los motores de cuatro tiempos. Las lumbreras seencuentran en las paredes de los cilindros yaproximadamente a la mitad de la carrera.

Fig.2 Compresor integral de motor a gas marca Ajax modelo DPC-2804 LE.

Las unidades del motor se disearon para quefuncionaran continuamente a su mxima capacidad, esdecir, su rendimiento es ptimo cuando opera a plenacarga nominal a la velocidad de rgimen. La potencia

que puede producir cualquier motor de gas de barridode pistn disminuye al aumentar la altitud y/o latemperatura del aire en la admisin, debido a lareduccin de la densidad del aire y el peso del oxigeno para la combustin en un volumen dado. La reduccincalculada de la potencia del motor es de 3% por cada45 m por encima de 457 m de altura y 1% por cada 5C por encima de 21C.

COMPONENTES %MOL

Nitrgeno N2 0.013Metano CH4 0.9012Bixido de carbono CO2 0.006Etano C2H6 0.04Acido sulfhdrico H2S 0.0004Propano C3H8 0.021Isobutano i-C4H10 0.0027Butano normal n-C4H10 0.0092Isopentano i-C5H12 0.0023Pentano normal n-C5H12 0.0029Hexanos C6 0.0013

=1.00

Altura de la instalacin SNM 45.72 mTemperatura promedio ambiente 26.66 CPresin inicial del gas: 293.71 kPaPresin requerida del pozo: 5102.1 kPaTemperatura de succin 1er. paso: 26.66 CTemperatura de succin 2do. paso:

26.66 C

Flujo volumtrico: 1.21 Mm3d

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4. METODOLOGA DEL DISEO DELCOMPRESOR RECIPROCANTE

En general uno de los factores bsicos determinantes deeconoma y rentabilidad de operacin de compresores

reciprocantes es su enfriamiento. La compresin por etapas, es decir, con enfriamiento entre etapas ointermedio, procura aproximar el proceso real decompresin al isotrmico [7], el cual consume unamenor cantidad de energa como se aprecia en la Fig.3Realizando la compresin por etapas con enfriamientointermedio, se consigue tambin otros beneficios comoson:

Aumentar la eficiencia volumtrica. Amentar la eficiencia de compresin.

Teniendo un enfriamiento ideal, el consumo mnimo de potencia se obtiene cuando la relacin de compresin esla misma para todas las etapas. En general, elfuncionamiento de un compresor es usualmenteevaluado por su razn de compresin que viene dada por la siguiente relacin:

2

1

P r

P

(1)

Al aumentar la relacin de compresin disminuye laeficiencia volumtrica,por lo tanto, disminuye elrendimientodelcompresor.

Tabla 3. Relaciones de compresin en funcin del nmero de etapas.

A medida que la produccin aumente, es convenienterealizar la compresin por etapas, es decir, realizarla endos o ms pasos. La necesidad de realizar unacompresin por etapas puede obedecer a distintascausas sin embargo, las ms comunes son lassiguientes:

Limitaciones de temperatura Ahorro de energa Limitaciones de presin

Los factores que tienden a limitar el volumen de gassuccionado por carrera de trabajo, con lo cual se

determina la eficiencia volumtrica del compresor, sonlos siguientes:

Fig. 3Indicador terico de un compresor de desplazamiento positivode dos etapas con interenfriamiento perfecto [1].

El claro del compresor o espacio muerto El incremento de la relacin de compresin Fugas por elpistny vlvulas y calentamiento

en el cilindro

Eficiencia volumtrica, es la relacin de la capacidadreal de entrada respecto a la cilindrada del pistn, dadoque el compresor no suministrara una cantidad de gasigual a su cilindrada, la eficiencia volumtrica siemprees menor a 1. Tericamente es expresada por lasiguiente ecuacin:

1

2

1

100 % 1k

V

P C

P

(2)

Hay dos razones por la cual la eficiencia volumtrica esmodificada. La primera es por el claro al final de lacarrera del pistn y la segunda razn para modificar elvolumen desplazado es la aplicacin en campo, razn por la cual el cilindro no alcanzara el desempeovolumtrico por (2). En mquinas reales, otros factoresafectan la eficiencia volumtrica, estos factores sonfugas a travs de las vlvulas, anillos del pistn yempaques o sellos y la compresibilidad variando delgas.

Las vlvulas del compresor controlan el flujo de gasdentro y fuera del cilindro compresor. Estas vlvulasvan montadas sobre el cilindro compresor, juegan un papel importante en la eficiencia del cilindro y por lotanto en su capacidad, todas las vlvulas sonautomticas, es decir, se abren y se cierran por ladiferencia de presin en el interior y el exterior delcilindro y no por accin mecnica.

RELACI N DECOMPRESIN

N MERO DE PASOS

Menores de 6 1Mayores de 6- hasta 36 2

Mayores de 36 3

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http://es.wikipedia.org/wiki/Eficiencia_volum%C3%A9tricahttp://es.wikipedia.org/wiki/Rendimiento_(f%C3%ADsica)http://es.wikipedia.org/wiki/Compresor_(m%C3%A1quina)http://es.wikipedia.org/wiki/Pist%C3%B3nhttp://es.wikipedia.org/wiki/Pist%C3%B3nhttp://es.wikipedia.org/wiki/Compresor_(m%C3%A1quina)http://es.wikipedia.org/wiki/Rendimiento_(f%C3%ADsica)http://es.wikipedia.org/wiki/Eficiencia_volum%C3%A9trica


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Las vlvulas aqu seleccionadas son de disco (poppet) porque funcionan rpidamente ya que poseen poco pesoe inercia reducida. La ventaja de la vlvula es que tieneuna eficiencia alta de flujo, debido a la formaaerodinmica del asiento que permiten que los asientos

se abran y cierren ms fcilmente con una pequeadiferencia de presiones. La vlvula se usa comnmenteen el servicio de transporte de gas y en compresores de baja velocidad, debido a la facilidad de mantenimientoy a la capacidad de manejar gases sucios y corrosivos.La cuarta edicin de API 618 (Diciembre 2007) definela velocidad de la vlvula como [6]:

288D

v A

(3)

Otro factor importante que se debe tener en cuenta en laeficiencia del compresor es el coeficiente de claro oespacio muerto (C) de un cilindro, que es el volumenno es desplazado por el recorrido del pistn. En uncompresor de pistn debe existir un volumen de claro alfinal de la carrera de compresin. El porcentaje de claroes usado para calcular la eficiencia volumtrica de uncilindro. Es expresado por la siguiente relacin en porcentaje:

Volumen de claroC

Desplazamiento del pistn (4)

El claro como se muestra en la Fig. 4, es una relacinde volumen restante cuando el pistn alcanza el puntomuerto superior al final de la carrera de compresin y elvolumen desplazado por el pistn, el porcentaje declaro vara entre cada terminal del cilindro ya que pueden ser de doble efecto, aunque pueden ser promediados.

El porcentaje de claro es de vital informacin paraclculos en los compresores reciprocantes. Paraestimaciones de clculo con errores mximos de 10%,si el claro es desconocido, un razonable valor seria 15%[1, 2, 3].

Es conveniente considerar el desplazamiento por unidad de tiempo, es decir, en m3/min o bien en

ft3

/min, por lo que se debe multiplicar el volumendesplazado para una carrera por el nmero derevoluciones por minutos (en unidades inglesas, cfm=ft3/min).

Fig. 4Diagrama P-V para indicar la eficiencia volumtrica.

El volumen desplazado para un compresor de simpleefecto queda de la siguiente manera:

D P V A L N (5)

Para el volumen desplazado de un compresor de dobleefecto tendr que considerarse el efecto de la varillainstalada en el pistn ya que esta ocupa una pequearea dentro del cilindro:

2 D P V V A A L N (6)

Como se trata de obtener el trabajo en un compresor demovimiento alternativo, en primer lugar se consideraque el compresor tiene un espacio muerto nulo. Eltrabajo total realizado sobre el gas se ve ahora que es , o sea, el rea detrs de la curva. Puesto quelas reas en un diagrama representan energa, el

rea encerrada corresponde al trabajo efectuado poreste compresor. Comenzando con la ecuacin seobtiene:

11

.31 2 4

1 3

1 11 1

k k

k k D D

kPV kPV P P W

k P k P

(7)En el caso del volumen de gas admitido, se utilizaV D (m3 /min ), si los procesos de compresin y expansinson politrpicos, se emplean en la ecuacin anterior.Esta potencia es terica y debe ser modificada por lacompresibilidad, eficiencia de la vlvula y eficienciamecnica. La eficiencia de la vlvula permite cada de

presin a travs de las mismas que resultan en unamayor presin de descarga y en una menor presin desuccin dentro del cilindro. La eficiencia mecnica es basada en las prdidas en el cigeal, friccin en elcilindro y la eficiencia normalmente es 95%. Entoncesse puede decir que la eficiencia de compresin dependede muchos factores de efectividad de la vlvula,relacin de compresin, composicin de gas y tamaodel compresor.

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Entonces, la potencia real puede ser calculada mediantela siguiente frmula:

.1 1 2

Re4

1

1 1

10 2 . . .V

al D

P Z Z BHP W V

MMPCD Z Ef Valvula Ef Mec

(8)

La ecuacin deber ser usada para encontrar la potenciareal. Para mquinas existentes, el desplazamiento esconocido y la eficiencia volumtrica puede ser calculada.

5. Anlisis de resultados del compresor reciprocante

De acuerdo a los datos de operacin de la MA se tratde optimizar el funcionamiento del compresor en base aobtener el menor consumo de energa de acuerdo a lacapacidad manejada por la macropera, as comoencontrar el punto donde se obtiene la mayor capacidaddel equipo y el que consume mayor potencia por elcompresor. Tambin se determin la influencia delclaro en el funcionamiento del compresor, el volumende gas admitido es siempre menor que el volumen dedesplazado por el pistn, cuanto mayor sea el espaciomuerto, ser menor la cantidad de gas descargado ascomo tambin de la potencia necesaria para comprimir el gas dentro del cilindro.

Tabla 4 Datos del motocompresor integral.

En la Tabla 4 se presenta los datos generales del diseo propuesto del motocompresor en los cuales se aprecianlos aspectos ms relevantes de su funcionamiento.

Los diagramas de las Figuras 5 y 6 son una herramienta para determinar el funcionamiento del compresorreciprocante, porque muestran el comportamiento de la presin respecto al volumen de barrido, durante los procesos de compresin y expansin. Para la primera

etapa se observa en la Fig. 5 que la presin de admisines de 293. 7 kPa y lo descarga a 1307.2 kPa perotomando en cuenta que la cada de presin de 2% delinterenfriador en las tuberas es de aproximadamente20.6 kPa psig, la presin de entrada a la segunda etapaser de 1282.4 kPa descargndolo 5102.12 kPa como seobserva en la Fig. 6.

En la Fig.5 se puede apreciar el diagrama p-V delcilindro de la primera etapa, en donde se observa que esms pequeo el lado del HE que el lado del CE esto sedebe al aumento de 5.08 cm de claro de la botella ocavidad de volumen variable en el HE ocasionando quela capacidad del compresor disminuya as comotambin la potencia requerida para la compresin.

Fig. 5Diagrama p-V del cilindro de la primera etapa.

En lo que se refiere a la segunda etapa Fig. 6 paraobtener los 0.11324 Mm3d (4 MMPCD) con un ptimofuncionamiento, solamente se requiri variar el claro enlos cilindros de la primera etapa ya que cualquierincremento adicional en el cilindro de la segunda etapase obtendra una capacidad menor a la requerida, poreso durante la optimizacin se consideraron variosmodelos de arreglos en los cilindros, resultando elcilindro de la segunda con un dimetro menor que el dela primera etapa, de 22.86 cm puesto que el gas ya hasido comprimido y enfriado por lo tanto ocupa menosvolumen que en la primera etapa.

0

400

800

1200

1600

0 25 50 75 100

P r e s

i n

( k P a )

Volumen de barrido (% Carrera)

H.E. C.E.

Diseo del compresorEtapa 1 1 2Dimetrocilindro (cm)

30.48 30.48 30.48 30.48 22.86 22.86

Dimetrovarilla (cm)

- 6.35 - 6.35 - 6.35

Presinmximatrabajo (kPa)

3757 3757 3757 3757 5640 5640

Velocidadvlvula(m/min)

1387 1327 1387 1327 1269 1171

Claro real (%) 14.6 13.6 14.6 13.6 19.9 18.3Mximo clarocon botellaabierta (%)

69.1 69.1 81.8

Tipo devlvula

poppet poppet poppet

Datos del motorVelocidad del compresor integral (RPM) 440Potencia disponible (kW) 596.55Mxima carga en la varilla (kN) 177.92Carrera (m) 0.4064Dimetro (m) 0.381

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Fig. 6Diagrama p-V del cilindro de la segunda etapa.

Otra manera de analizar el comportamiento de la presin dentro de los cilindros del compresor esrespecto a la rotacin que se est dando en el cigeal,la Fig. 7 muestra la variacin de la presin respecto a larotacin completa del cigeal, de manera que seaprecia que los picos de presin se alcanzan cuando lasvlvulas de descarga se abren por la carrera decompresin del pistn y el gas escapa, y disminuye poco a poco hasta que la presin del cilindro es inferior a la de admisin para que una nueva cantidad de entre yeste siga nuevamente el ciclo.

Fig.7 Diagrama Presin-Angulo del cigeal de los cilindros delcompresor.

La carga en la varilla de un compresor de pistn es degran importancia en la operacin de este tipo deequipos porque principalmente los daos al compresor son causados por exceder las cargas recomendadas.Desde el punto de vista del diseador, las cargas debenmantenerse dentro de los lmites de diseo impuestos ala mquina. Cuando est en marcha el compresor, estedebe operar con un rendimiento ptimo sin

sobrecargarse. En la Fig. 8 se observa que la mximacarga en las fuerzas de tensin es de 71.5 kN en loscilindros del compresor 1 y 2 (primera etapa) y unafuerza de compresin de -75.5 kN, mientras que en lasegunda etapa como se observa en la Fig. 9 la fuerza

mxima de tensin es de 143.13 kN y mxima fuerzade compresin es de -165 kN, los cuales se encuentradentro de la mxima carga soportada por las varillas de177.92 kN y -177.92 kN. Es importante que losclculos de tensin sean positivos y los de compresinsean negativos. Si ambos valores salen ms y menos,esto indica que la varilla no est cambiando de mscompresin a menos tensin, lo que significa que nohabr reversin en el pasador de la cruceta y no habrlubricacin en esa parte.

Fig. 8Diagrama Fuerzas-Angulo del cigeal de la primera etapa delcompresor.

Probamente el periodo ms crtico es el de arranque y parada, porque se puede daar el compresor pordisminuir la presin de succin o incrementar la presinde descarga demasiado lejos sobre las presiones que puede soportar.

Fig. 9Diagrama Fuerza-Angulo del cigeal de la segunda etapa delcompresor.

1000

2000

3000

4000

5000

6000

0 25 50 75 100

P r e s i n

( k P a )

Volumen de barrido (% Carrera)

H.E. C.E.

0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

0

400

800

1200

1600

0 90 180 270 360

P r e s i

n ( k P a )

ngulo del cigueal ( )

Clindro 1,2 Clindro 3

-100

-75

-50

-25

0

25

50

75

100

0 90 180 270 360 F u e r z a s (

k P a )

Grados ( C)

Fuerzas gases Fuerzas combinadas Inercia

-200

-100

0

100

200

0 90 180 270 360 F u e r z a s

( k P a )

Grados ( C)

Fuerza gases Fuerzas combinadas Inercia

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La simulacin realizada consider todos los parmetrosnecesarios que pueden afectar el desempeo delcompresor (dimetros del pistn y de la varilla, carrera,velocidades, claro, prdidas en la vlvula y cargas en lavarilla).

Los resultados de las Figuras 8 y 9 muestran las cargasde los gases, de inercia y combinadas para cada nguloespecificado del cigeal de acuerdo a su rotacin. Esteanlisis fue elaborado en base al entendimiento de lascargas en las varillas, presiones y las cavidades devolumen de variable que redujeron la potencia delcompresor as mismo la capacidad de volumen que sedesea manejar por el CR para la reinyeccin a BN a los pozos de produccin de la macropera.

Fig. 10Diagrama Flujo-presin con influencia de cavidades devolumen variable en los cilindros del compresor.

La Fig. 10 muestra la influencia que tiene el aumentode claro en la capacidad del compresor as como en la potencia desarrollada, sin influir demasiado la variacinde la presin de descarga, donde se observa que lamxima capacidad del compresor se obtiene cuando semantienen cerradas las cavidades de volumen variabley la mnima capacidad de volumen se obtiene alaumentar el volumen de variable del terminal delcilindro hasta 10.16 cm.

En la Tabla 5 se obtienen los datos de operacin del

compresor siendo la potencia necesaria para manejar los 0.11324 Mm3d de 466.7 kW a las condiciones deoperacin de la MA, en el diagrama de la Fig. 10 seaprecia que el punto ptimo es cuando se aaden 5.08centmetros a la botella de volumen variable lograndoun volumen adicional de 2574.4 cm3 en los cilindros dela primera etapa ya que cualquier aumento en la botella

de volumen del cilindro de la segunda etapa disminuirala potencia pero tambin disminuira la capacidadmanejada.

Tabla 5 Datos de operacin del CR para funcionamiento en lamacropera.

6. CONCLUSIONES

Los resultados de la aplicacin de compresoresreciprocantes de motor a gas en macroperasautosustentables, resultan en instalaciones de producciones modernas, eficientes y autnomas, porsus bajos costos de operacin y mantenimiento.

La ventaja de la seleccin de compresor reciprocante,es que se puede considerar que en el futuro podraaumentar la cantidad de flujo a 0.1302 Mm3d (4.6MMPCD), por lo que este tipo de compresor podramanejar este flujo sin ningn inconvenienteadaptndolo a las condiciones de operacin requeridassin necesidad de modificar su diseo, por lo que resultaun equipo flexible y confiable para los diferentes problemas que se puedan presentar en la instalacin.

3.25

3.5

3.75

4

4.25

4.5

4.75

5

4800 5000 5200 5400 5600

F l u j o ( M M P C D )

Presin de descarga (kPa)

T1=0; T2=0;T3=0

T1=1; T2=1;T3=0

T1=2; T2=2;T3=0

T1=3; T2=3;T3=0

T1=4; T2=4;T3=0

Punto de operacin

Presin de succin (kPa) 293.71

Presin de descarga (kPa) 5102.1

Velocidad de rotacin (RPM) 440

Temperatura succin 1era etapa (C) 26.66

Temperatura descarga 1era etapa (C) 118.5

Temperatura succin 2da etapa (C) 26.66

Temperatura descarga 2da etapa (C) 122.1

Relacin de presiones 1era etapa (-) 3.5704

Relacin de presiones 2da etapa (-) 3.7506

Carga (kW) 466.7

Capacidad (Mm3d) 0.11324

PS(kPa)

PD(kPa)

TS (C)

TD (C)

ZS (-)

ZD (-)

VS (%)

VD (%)

Cil.# 1HE

293.71 1308.6 26.66 118.5 0.992 0.991 48.7 17.7Cil. #1 CE

293.71 1308.6 26.66 118.5 0.992 0.991 72.6 26.4Cil. #2 HE

293.71 1308.6 26.66 118.5 0.992 0.991 48.7 17.7

Cil.# 2CE

293.71 1308.6 26.66 118.5 0.992 0.991 72.6 26.4Cil.# 3HE

1287.2 5102 26.66 122.1 0.974 0.971 59.1 20.6

Cil.# 3CE 1287.2 5102 26.66 122.1 0.974 0.971 62.1 21.7

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Su velocidad ms lenta de funcionamiento reduce elcalor y la friccin en las piezas mviles. El cigeal encomn, hace que no requiera alineacin por lo tanto nohabr tantas prdidas mecnicas comparado con otrostipos de compresores que requieren ser acoplados o

requieren una caja de engranes.Otro beneficio de la instalacin de este tipo decompresor es que adems de comprimir el gas natural alas condiciones requeridas para la reinyeccin a BN,ser utilizado para el propio consumo del motor, lo que permitir explotar el hidrocarburo de manera mseficiente, inteligente y racionablemente.

Con esto se lograr utilizar la propia energa de paraoperar y optimizar la produccin por pozo, el proyecto para el cual ser destinado ser para el paleocanal deChicontepec ATG, el cual es de gran relevancia para el pas, ya que representa 39 por ciento de la reserva totalde hidrocarburos, es decir, 17 mil 700 millones de barriles de petrleo crudo equivalente.

REFERENCIAS

(1) Heinz P. Block, John J. Hoefner, ReciprocatingCompressors: Operation and maintenance, GPP Ed.,1996.

(2) Royce N. Brown, Compressors: Selection andsizing, 3rdEdition, Gulf Publishing, 2005.

(3) J.A. Reyes Santos, Anlisis de los equipos decompresin de la estacin de compresin Tajin II, TesisLicenciatura Ingeniera Mecnica Elctrica,Universidad Veracruzana, Diciembre 2010.

(4) Charles W. Gibbs, Compressed air and gas data, 2ndEdition, Ingersoll Rand Company, 1971.

(5) A.P. Budagyan ,P.I. Piastinin, Optimization of reciprocating compressors, UDC 621.512-71 62-192,March 1981.

(6) American Petreoleum Institute, API 618Reciprocating Compressors for Petroleum, Chemical,and Gas Industry Services, API Standard 618, 5TH Ed.,December 2007.

(7) W. H. Severns, H.E. Degler, J.C. Miles, Energiamediante vapor, aire o gas, Editorial Reverte, 2007.

(8) Heinz P. Bloch, "Compressor and Modern ProcessApplication", John Wiley and Sons, 2006, pp 3-21.

(9) Heinz P. Bloch, "A Practical Guide To CompressorTechnology", Second Edition, John Wiley and Sons,

2006, pp 110-120.(10) S. Foreman, "Compressor Valves and Unloadersfor Reciprocating Compressors An OEM'sPerspective", Dresser-Rand TechnologyPaper,http://www.dresser-rand.com/e-tech/recip.asp.

(11) Instalacin de macroperas autosustentables ATG,PEMEX

(12) NRF-132-PEMEX-2007, CompresoresReciprocantes, pp 6-20.

(13) A. Almasi, Reciprocating Compressor OptimumDesign and Manufacturing with respect toPerformance, Reliability and Cost, World Academy ofScience, Engineering and Technology 52, 2009.

AGRADECIMIENTOS

Se agradece por parte del personal de PEMEX queapoyo a la realizacin de este trabajo y se agradece alLaboratorio de Ingeniera Trmica e HidrulicaAplicada (LABINTHAP).

ISBN 978-607-95309-6-9 Pgina | 201

DISEÑO DE UN COMPRESOR RECIPROCANTE PARA UNA MACROPERA

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