MÁQUINAS Y EQUIPOS TÉRMICOS UNIDAD 5-RESUMEN

Instituto Tecnológico Superior

De Misantla

ING. ELECTROMECÁNICA

604 “A”

Máquinas y Equipos Térmicos Asesor: MC. Joel Maurilio Morales García

-RESUMEN U6-

“COMPRESORES”

Presentan:

René García Santiago

Mario Alvares Mateos

Ruth Celeste Campos Recio

David de los Santos Viveros

Julio Armando Montoya García

José Luis Zétera Rivas

12/Junio/2012 Misantla, Ver

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Máquinas y Equipos Térmicos U6

“COMPRESORES”

Contenido

--14.3 COMPRESORES-- .................................................................................................. 3

Unidades y Condiciones Estándares. ..................................................................... 5

Termodinámica de la Compresión .......................................................................... 5

Análisis Adiabático ................................................................................................... 6

Procesos Politrópicos .............................................................................................. 7

Efectos de los Gases Reales ................................................................................... 8

Etapas múltiples a Interenfriamiento ...................................................................... 8

COMPRESORES DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO VERSUS COMPRESORES

DINÁMICOS ........................................................................................................................ 9

Oscilaciones de presión ......................................................................................... 13

COMPRESORES RECIPROCANTES .............................................................................. 13

Válvulas de compresores ....................................................................................... 17

ANILLOS DE PISTÓN ...................................................................................................... 17

Empaquetadura de la biela ..................................................................................... 20

Cilindros no lubricados .......................................................................................... 20

Lubricación .............................................................................................................. 20

Accesorios para compresores ............................................................................... 21

Enfriamiento de los Cilindros ................................................................................ 22

COMPRESORES DE PALETAS ROTATORIAS ............................................................ 23

Compresores rotatorios de tornillo doble inundados en aceite ........................ 25

COMPRESORES ROTATORIOS DE UN SOLO TORNILLO .................................... 28

Compresores rotatorios, secos, de doble tornillo .............................................. 30

Compresores rotatorios de lóbulos secos ........................................................... 30

COMPRESORES DINÁMICOS ....................................................................................... 31

Presiones de empuje .............................................................................................. 35

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“COMPRESORES”

--14.3 COMPRESORES--

Por James L. Bowman

BIBLIOGRAFÍA Chlumsky. Reciprocating and Rotary Compressors, E&FN Spons,

Ltd. Loomis. Compressed Air and Gas Data.3a, ed.,Ingersoll-Rand. Rollins,

Compressed Air and Gas Handbook. 4a,ed.,Compressed Air and Gas Institute

Sheppard, Principles of Turbómachinery, Macmillan, Stepanoff, Turboblowers,

Wiley. Koppers Research and Engineering Staff, Engineers Handbook of Piston

Rings,Seal Rings, Mechanical Shaft Seals, 8a. ed., Koppers Company. Inc.

Lundberg y Glanvall, A Comparison of SRM and Globoid Type Screw

Compressors at Full Load. Proceed-ings of the 1978 Purdue Compressor

Technology Conference. Purdue University, W. Lafayette, IN. Von Nimitz,

Pulsation und Vibration Control Requirements in the Design of Reciprocating

Compressor and Pump installations, Proceeding of the 1982 Purdue Compressor

Technology Conference, Purdue University, W. Lafayette, IN.

Notación

a = velocidad del sonido A = área del pistón

Av = área de flujo en la válvula

cp = calor específico a presión constante

cv = calor específico a volumen constante

C = volumen de espaciamiento (decimal)

d = profundidad de la sección de anillos (diámetro)

D = diámetro

e = excentricidad

E= módulo de elasticidad lb/pulg2)

f = resistencia de la válvula, en cargas de velocidad

g = espacio libre en el anillo menos holgura en el extremo (pulg) gc =constante gravitacional ghp = caballaje del gas

h= entalpia

Hp= carga politrópica (pie.Ibs/lbm o kJ/kg)

k = relación de calores especificas

K = constante de área (decimal)

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“COMPRESORES”

L= longitud, coeficiente de fuga, longitud de la biela

Leq= longitud equivalente de tubería m = masa MW = peso molecular n= coeficiente politrópico

Nm = número de lóbulos sobre el rotor principal

nS = número de etapas nv = número de paletas N= velocidad rotacional Ns= velocidad especifica p = presión Q = flujo de calor, flujo volumétrico en las condiciones de admisión r =relación de compresión (P1/P2) rs = relación de presión por etapa r1 = relación de presión en todo el compresor

r = relación de la presión en el cilindro en el punto muerto inferior a la presión de

admisión. R = constante de los gases [para aire 53.34 pie.Ibf/(lbm.R)] radio del cigüeñal. S = entropía, esfuerzo Sg = gravedad especifica respecto al aire T = temperatura absoluta, empuje Tv = espesor de las paletas U= velocidad del pistón, velocidad periférica V = volumen Vi = relación inherente de volúmenes v = velocidad W = trabajo, flujo de masa Z = factor de compresibilidad

Letras grietas = relación del área del pistón sobre el área de flujo de la válvula

= ángulo de la paleta, grados. = longitud de onda Pérdida de presión; presión diferencial lb/pulg2 ) c = eficiencia adiabática

P = eficiencia politrópica v = eficiencia volumétrica = coeficiente de presión gHP/U

2) = coeficiente de flujo (Q/ND3)

= velocidad angular (radianes/segundo)

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“COMPRESORES” Subíndices

1= condiciones de entrada 2 = condiciones de descarga A = axial R = radial

Usos del aire y gases comprimidos

El aire comprimido se utiliza para la operación de maquinas y herramientas,

taladrar, pintar, soplar hollín, en transportadores neumáticos, en la preparación de

alimentos, en la operación de instrumentos y para operaciones en el sitio de uso

(por ejemplo, combustión subterránea). Las presiones van desde 25 psig (172

kPa) hasta 60000 psig (413.8 MPa).El empleo más frecuente es a presiones de 90

a 110 psig, que son los límites de la presión normal en casi todas las fábricas.

Los compresores para gas se emplean para refrigeración, acondicionamiento de

aire, calefacción, transporte por tuberías, acopio de gas natural “craqueo"

catalitico, polimerización y en otros procesos químicos.

Unidades y Condiciones Estándares.

En el SI, la unidad estándar para la presión para los compresores es el

kilopascal (kPa). En algunos países es la única unidad que se puede emplear por

ley en los manómetros de los compresores. En Europa. El Comité de fabricantes

de compresores, bombas de vacío y herramientas neumáticas (PNEUROP) y en

estados unidos, el Compressed Air and Gas Institute(CAGI), prefieren utilizar el

bar como unidad estándar para unidades PNEUROP y CAGI han seleccionado

como condiciones estándar 1 bar (14.5 lb/pulg2) (100kPa), 20 C(68 ) y 0% de

humedad relativa. La unidad de flujo en ISO es m3/s, aunque todavía se emplean

m3/h,m3/min y L/s. En EUA se emplean pie3/min (cfm) y pie3/h (cfh). La potencia se

expresa en kilowatts (PNEUROP) y en caballos de potencia (CAGI).

Termodinámica de la Compresión

Casi todos los compresores se analizan usando la ley de los gases ideales y se

supone que hay un calor específico constante. Para manejar las desviaciones de

los gases reales.se aplica un factor de compresibilidad (llamado también de súper

compresibilidad). La ley de los gases ideales dará resultados aceptables para los

gases que no sean de hidrocarburos, para presiones hasta aproximadamente de

1000 psi man (6 900 kPa) a temperaturas normales. Casi todos los gases y

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refrigerantes de hidrocarburos se desvían bastante de la ley de los gases ideales,

incluso a presiones medianas. En estos casos, se deberían usar las tablas de

propiedades termodinámicas, las Gráficas de Mollier y gráficas de compresibilidad.

Desafortunadamente, no se cuenta con ellas para muchos gases de importancia

industrial. En estos casos se puede usar una gráfica generalizada de

compresibilidad. Las gráficas de compresibilidad para gases diversos se pueden

encontrar en Loomis, Compressed Air and Gas Data. 3a. ed., IngersolI-Rand y en

Rollins , Compressed Air and Gas Handbook, 4ª. ed., Compressed Air and Gas

Institute.

Análisis Adiabático

La ecuación del estado de un gas ideal es:

La primera ley de la termodinámica para un proceso de flujo estacionario es (por

masa unitaria)

Si no se tiene en cuenta la energía cinética del gas y se

supone que hay un calor especifico constante, entonces para un proceso

adiabático reversible, la ecuación (14.3.2) se convierte en

Al sustituir a ,la ecuación (14.3.3) se

convierte en

Se pueden obtener los mismos resultados al evaluar dp sobre un

diagrama P-V idealizado (Fig. 14.3.1).

La eficiencia isoentrópica (relación entre trabajo isoentrópico y trabajo real) se

expresa con

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Procesos Politrópicos

Como una alternativa para el análisis adiabático, un proceso politrópico se puede

definir como

Se aplican todas las ecuaciones adiabáticas, si se sustituye (k - 1 )/k por ( n- 1)/n.

en donde

Si se conocen las temperaturas y presiones en la entrada y en la descarga, n se

puede calcular a partir de:

El trabajo reversible a lo largo de la trayectoria politrópica se llama trabajo

politrópico.

La eficiencia politrópica. p, (relación entre el trabajo politrópico y el trabajo real) se

expresa con:

La eficiencia politrópica y la eficiencia isoentrópica se pueden relacionar con:

La ecuación (14.3.9) sólo es válida para los gases ideales con calores específicos

constantes. Sin embargo, debido a que los errores de los gases reales ocurren en

el numerador y en el denominador, la ecuación da resultados de razonable

exactitud para los gases reales que se desvían moderadamente de los

gases ideales.

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Los compresores de desplazamiento positivo se analizan, en forma casi

universal, usando el modelo adiabático. Los compresores dinámicos se analizan

usando los modelos adiabáticos y los politrópicos aunque estos últimos se

prefieren cada vez más. La ventaja del modelo politrópico es que se cuenta

inmediatamente con la temperatura de descarga y np

es esencialmente constante para gases diferentes. La ventaja del modelo

isoentrópico es que el trabajo isoentrópico se puede leer de inmediato en las

tablas o gráficas termodinámicas. La comparación de las eficiencias adiabáticas a

diferentes relaciones de presiones no es un procedimiento válido.

Efectos de los Gases Reales

Para tener en cuenta las desviaciones de la ley de gases ideales, se introduce un

factor de compresibilidad.

El trabajo isoentrópico de compresión de un gas real vuelve a ser

en donde Z1 y Z2 son las compresibilidades en las condiciones 1 y 2. La

compresibilidad cambien afectará en el flujo de volumen del compresor debido a la

nueva expansión del gas en el volumen del espacio muerto.

Etapas múltiples a Interenfriamiento

El aumento de temperatura y los esfuerzos mecánicos limitan la diferencia máxima

de presión a través de una sola etapa de cualquier tipo de compresor. El aumento

de presión a través de una etapa de un compresor dinámico está limitada,

además, por la carga politrópica disponible que puede producir esa etapa. La

eficiencia volumétrica de un compresor reciprocante se reduce con el aumento de

la relación de presión imponiendo un límite práctico a la relación máxima por

etapa.

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Las etapas múltiples se emplean para superar esas limitaciones y para ahorrar

energía. Con un interenfriamiento “perfecto” y sin pérdidas de presión entre las

etapas, la potencia mínima se obtiene teóricamente cuando

rs=

(14.3.12)

en donde ns = número de etapas; rs = relación de presión por etapa y rt = relación

de presión a través de todo el compresor.

Por cada 10 F (5.6 C) de interenfriamiento imperfecto, la potencia en caballos

aumenta aproximadamente l%. El interenfriamiento “perfecto” se logra cuando la

temperatura del gas al salir del interenfriador es igual a la temperatura del gas en

la admisión al compresor. El trabajo teórico máximo se puede ahorrar con un

interenfriamiento "perfecto" es

En el diagrama ideal de indicador (Fig. 14.3.1) se trata de la superficie 3' 4 4' 2'

En la práctica, rara vez se obtiene un interenfriamiento perfecto. La práctica

normal consiste en enfriar el gas entre las etapas hasta que se logre una

temperatura de 15 F a 20 (8.2 °C a 11°C) del gas en la entrada. En los

compresores enfriados por agua, se debería usar el agua mas fría que se pueda

obtener para el interenfriamiento.

COMPRESORES DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

VERSUS COMPRESORES DINÁMICOS

Los compresores de desplazamiento positivo acumulan un volumen fijo de aire

dentro de una cámara y, lo comprimen,al reducir el volumen de la cámara. El

trabajo ideal para este proceso se expresa con la ecuación (14.3.4). El trabajo

también se podra obtener del área encerrada por el diagrama indicador ideal,(Fig

14.3.1). La potencia en caballos real teniendo en cuenta las desviaciones del gas

real es:

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con las presiones en lb/pulg2 y los volúmenes en pie3/min.

Cuando el gasto volumétrico V se da en m3/s y la presión en pascales (con caída a

144/33 000), la potencia se da en watts. Para un flujo de volumen, la potencia

ideal se altera por la presión de entrada, el valor k del gas y la relación de

compresión, y no la afecta la temperatura de admisión ni el peso molecular del

gas.

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La potencia real se aumenta debido a las perdidas a través de las válvulas u

orificios de admisión o de descarga como se puede ver en el diagrama indicador

de la figura 14.3.2.

Las pérdidas adicionales se producen por la turbulencia dentro de la cámara de

compresión, por el precalentamiento del gas de entrada y por las fugas a partir de

la cámara de compresión. La eficiencia de la compresión isoentrópica (relación del

trabajo isoentrópico al trabajo real de compresión) se puede determinar con el

diagrama indicador o se puede calcular con la ecuación (14.3.5), siempre y

cuando no haya inyección de líquido. Además de las perdidas termodinámicas, se

deben sumar las pérdidas mecánicas a los requisitos de potencia.

Para compresores de etapas múltiples, sólo se utiliza el desplazamiento de la

primera etapa.

Los compresores de desplazamiento positivo son de volumen constante y presión

variable (Fig. 14.3.3). Para presiones fijas de entrada y descarga y velocidad

variable, los compresores de desplazamiento positivo son maquinas que tienen un

par constante.

Los compresores dinámicos trabajan al transferir la cantidad de movimiento

(momentum) al gas por medio de un rotor de alta velocidad. El proceso es un flujo

estacionario con el trabajo expresado en la ecuación (14.3.4), La carga se define

como la energía por unidad de masa del fluido. La carga politrópica requerida para

una relación de compresión dada es

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La potencia en caballos de gas sobre la base de pie3/min es

Y sobre la base del flujo de masa

Con Hp en j/kg y W en kg/s. la potencia en kilowatts es

Las perdidas mecánicas se deben sumar a la potencia de gas para obtener la

potencia del árbol. Para los compresores dinámicos no se define la eficiencia

volumétrica.

Para el diseño de impulsor de lapo fijo y a una velocidad fija, es constante la

energía que se transfiere a una masa unitaria de fluido cuando pasa por el

impulsor (es decir, la carga). El aumento en la presión y la potencia varían en

proporción directa con la densidad del gas de entrada, sin que importe la causa

del cambio en la densidad. Un aumento en k hará que se reduzca el

aumento en la presión, pero no alterara la potencia.

Un compresor centrífugo es una máquina de presión constante y capacidad

variable (Fíg. 14.3.3). Un compresor axial es una máquina de capacidad constante

y presión variable en un rango importante de presiones de descarga. Los

compreso res dinámicos, al menos en el aspecto cuantitativo, siguen las leyes de

los ventiladores.

La configuración de un compresor dinámico se determina por el flujo requerido,

la carga politrópica y la velocidad. La velocidad específica es un parámetro

adimensional que se emplea para seleccionar la configuración deseada.

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Para velocidades específicas de 400 a 900 se emplean impulsores radiales. Se

prefieren los impulsores de flujo mixto de entre 800 y 3400. Para velocidades

específicas superiores a 1400, se suele utilizar impulsores axiales.

Oscilaciones de presión Todos los compresores dinámicos tienen un punto mínimo de flujo llamado límite

de oscilación de presión, por abajo del cual la operación de la máquina es

inestable. Éste límite es función del tipo de compresor, relación de presión de

diseño, propiedades de los gases, temperaturas en la admisión, ángulo de las

paletas y velocidad. Se debe evitar la operación en el limile o por abajo de él. La

existencia eie un límite de oscilación hace indispensable conocer la curva de

demanda para la instalación particular.

COMPRESORES RECIPROCANTES

Los compresores reciprocantes (Figs. 14.3.4 y 14.3.5) tienen un tamaño que varía

desde fracciones de pie3/min (cfm) hasta 15 000 cfm (25485 m3/h) con presiones

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de descarga hasta de 60 000 psi man (413 790 kPa). La mayoría de las

aplicaciones están en el rango de presión de 10 a 300 psi man (690 a 2069 kPa) y

capacidades menores de 2 500 pie3/min (4250m3/h).Los compresores de acción

sencilla (que comprimen el gas en un solo lado del pistón) tienen su mayor

aplicación en tipos de menos de 50 hp (37 kW). Los compresores más grandes

suelen ser de doble acción (es decir, se emplean ambos lados del pistón para

comprimir el gas). La mayor parte de los sistemas de aire operan de 90 a 110 psi

man. Los compresores reciprocantes y los rotatorios de tornillo inundados con

aceite comparten el mercado por igual. Para más de 200 psi (1380 kPa)

dominan los compresores reciprocantes.

Alguna vez fueron de empleo común los compresores de una etapa de 100 hp

(75 KW) que operan a 125 psi man. En la actualidad, se acostumbra emplear

etapas múltiples con interenfriamiento para presiones superiores a 80 psi man

(552 kPa) y tamaños de sólo 10 hp (7.5 kW) El interenfriamiento ahorra energía y

las temperaturas más bajas en la descarga dan mayor seguridad y más duración

del compresor

La capacidad de un compresor reciprocante se determina al multiplicar el

desplazamiento de la primera etapa por la eficiencia volumétrica.

En donde r = Ps/P1; r= P2/P1 y L = coeficiente de fuga =0.05 para compresores

lubricados y 0.10 para los no lubricados. Ps= la presión que hay en el cilindro

cuando el pistón está en el punto muerto inferior. C es el volumen de espacio

muerto como fracción decimal e incluye los volúmenes, en los conductos para las

válvulas hasta llegar a los elementos de sellamiento (punto P2Vc en la Fig. 14.3.2).

El volumen de espaciamiento para servicio normal es de 5 a 15%. Los

compresores de alta presión tienen el mínimo volumen práctico de espacio muerto

donde los compresores de tuberías pueden tener 100% de espacio muerto. La

eficiencia volumétrica del indicador de la figura 14.3.2 es de Vs/Vd En general, será

mayor que la que se obtenga con la ecuación (14.3.20).

La eficiencia de compresión varía entre 0.85 y 0.95. La eficiencia mecánica va

de 0.88 a 0.95 La eficiencia global es el producto de las eficiencias de compresión

y mecánica.

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La temperatura de descarga se puede calcular a partir de:

Si varía la presión de entrada y se mantiene constante la presión de descarga,

la potencia en caballos del compresor pasará por un valor máximo, lo cual se

puede ver si se sustituye V1, por el desplazamiento multiplicado por v en la

ecuación para la potencia (14.3.11). Para dimensionar correctamente el impulsor,

es necesario conocer el rango de presiones de admisión así como la presión de

descarga. Las presiones interetapas se seleccionan en forma aproximada

mediante la ecuación (14.3.12) y se hacen ajustes empíricos para las

pérdidas en la tubería interetapas, el interenfriador y en las válvulas. La pérdida de

volumen debida a la condensación en los interenfriadores también se debe tener

en cuenta.

Las perdidas en las válvulas se pueden calcular en forma aproximada con

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en donde = relación del área del pistón al área de flujo de la válvula; f =

resistencia de la válvula en las cargas de velocidades( 4); sg = gravedad

específica con respecto al aire: (Uprom velocidad promedio del pistón, pie/s).

La velocidad del pistón como función del tiempo es:

en donde R = radio del cigüeñal. L = longitud de la biela y = velocidad del

cigüeñal (rad/s).Si no hubiera sellos en las válvulas, la velocidad a través de ellas

seria:

Los elementos de sello de las válvulas amplifican la velocidad de pulsación, de

manera que el flujo de pulsación es inherente en los compresores reciprocantes.

La longitud de onda total para un cilindro de doble acción es = 60 a/2N, en donde

a es la velocidad del sonido. Para un cilindro de acción sencilla, ese valor es el

doble. Se deberían evitar los tubos con longitudes equivalentes totales iguales a

múltiplos de /4.

Para un cilindro de doble acción, los problemas principales ocurren cuando hay

/4 y 3 /4, aunque la resonancia pueda ocurrir con otros múltiplos de /4 La

longitud equivalente Leq se expresa con:

en donde V =volumen equivalente del cilindro y el conducto y S = área de sección

transversal del flujo del tubo.

Si no es posible evitar las longitudes designadas, se puede instalar una botella

volumétrica o hacer un orificio en el sistema de tubería. Si se hace el orificio, debe

tener la mitad de diámetro del tubo y estar colocado en un nodo (un nodo ocurre

en el extremo abierto del tubo). La botella volumétrica se debe colocar lo más

cerca posible del cilindro. Von Nimitz en Pulsation and Vibration Control

Requirements in the Design of Reciprocating Compressor and Pump Instalations

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“COMPRESORES” (Proceeding of the 1982 Purdue Compressor Technology Conference, Purdue

University), recomienda la siguiente ecuación para determinar el tamaño:

PD es el volumen total de desplazamiento de doble acción de todos los cilindros que se van a conectar mediante el múltiple con la botella de control de oscilaciones (pie3). El subíndice s se refiere a la succión, el d a la descarga. R es la relación de compresión. Las temperaturas están en grados Rankine.

Válvulas de compresores

El área efectiva de las válvulas se define como el producto de la altura de elevación del elemento y la suma de las periferias del asiento o cintas bordes de la válvula, menos las guías y las superficies de contacto de los extremos. En general, para el servicio de aire y baja presión, se emplean las válvulas de placa y de tipo de lengüeta (Figs. 14.3.6 y 14.3.7). La válvula de disco concéntrico (Fig. 14.3.8) se emplea en operaciones a alta presión, con productos químicos y con gas natural. La altura de elevación varía desde 0.035 pulg (0.9 mm) para alta presión y operaciones de alta velocidad hasta 0.180 pulg (4.6 mm) para baja presión y baja velocidad, y suele ser de 0.100 pulg (2.5 mm) para usos generales. Los muelles o resortes se utilizan para reducir las cargas de impacto. El espesor de los elementos va de 0.050 a 0.125 pulg (1.3 a 3.2 mm) para servicio con alta presión. El espesor, altura de elevación y carga de los muelles se seleccionan al tanteo. El elemento de la válvula de,lengüeta (Fig. 14.3.7) funciona como muelle y como sello. Una lengüeta de 8 pulg (203 mm) tiene una altura de elevación promedio de 0.100 pulg (2.5 mm). El espesor de la lengüeta varía de 0.02 a 0.09 pulg (0.5 a 2.0 mm). Se han instalado con buen resultado válvulas de disco de Nylon múltiples [con altura de elevación de 0.25 pulg (6.3 mm)] en. algunas tuberías y otros servicios en donde la temperatura de descarga no excede de 250 °F (121 °C).

ANILLOS DE PISTÓN

En los compresores reciprocantes se emplean anillos de compresión, anillos de aceite y anillos montantes. Los anillos de compresión se utilizan en todos los casos; pero, el empleo de anillos de lubricación y de los montantes dependerá del tipo de compresor y su servicio.

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El anillo de compresión estándar es un anillo de una pieza, cuadrado o en ángulo aunque a veces se emplean anillos segmentados y de dos piezas. El anillo de una sola pieza suele tener una sección transversal rectangular, pero ocasionalmente la cara de contacto del cilindro tiene una corona o reborde para evitar cargas sobre el borde y para mejorar la lubricación. Los anillos de hierro fundido todavía se utilizan mucho, pero en muchas

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aplicaciones los han sustituido los anillos de TFE rellenos. Los anillos de TFE con relleno de carbón se prefieren para compresores en procesos industriales. Para compresores de aire, se utilizan rellenos de carbón, vidrio y bronce. Los anillos de TFE se pueden usar a temperaturas desde -450 °F hasta 500 °F (-268 °C a 260 °C). El TFE con relleno de bronce es bueno para operaciones a altas temperaturas debido a su conductividad térmica elevada. Para servicios en donde no hay aceite, se prefiere el TFE relleno con carbón. En muchos compresores en que se manejan gases con componentes corrosivos (por ejemplo H,S) se emplean anillos de pistón hechos con laminados de termofijos, reforzados con tela, y con adición de disulfuro de molibdeno para mejor lubricación. Los anillos de poliamida, poliimida y de poliamida-imida funcionan bien con muy poca lubricación o sin ella. Los anillos de una pieza deben extenderse con una herramienta especial para pasarlos sobre el pistón e instalarlos en su ranura. El esfuerzo máximo ocurre a 180° de la unión y lá define Koppers Research and Engineering Staff (Engine ers Handbook of Pistón Rings, Seal Rings, Mechanical Shaft Seáis, 8a. ed., Koppers Company, Inc.) como

Cuando el anillo está apretado y ajustado al diámetro del cilindro, está esforzado para proporcionar la presión de asentamiento inicial. El esfuerzo máximo (a 180° de la unión) se define en Koppers, Engineers Handbook, como

Los anillos de lubricación de aceite se emplean en los compresores lubricados para “rascar” el aceite de la pared del cilindro y dosificar una pequeña cantidad para los anillos de compresión. Los anillos de lubricación pueden estar encima o debajo del pasador (perno) de articulación. Las condiciones de operación para los anillos de lubricación son menos rigurosas que para los anillos de compresión. En los compresores no lubricados, se emplean anillos montantes para evitar el contacto entre el pistón y el cilindro. Para evitar el desarrollo de presión en el frente de los anillos montantes, éstos tienen ranuras en el interior. Por lo común, se requieren dos o más anillos espaciadores. Con una presión diferencial de menos de 300 lb/pulg2 se acostumbra emplear dos anillos de compresión y uno o dos anillos de lubricación. Para una diferencia de 300 a 600 lb/pulg2 se emplean tres o cuatro anillos de compresión; para una diferencia de 600 a 1500 lb/pulg2 se emplean cuatro o cinco. A más de 1500 lb/pulg2 se emplean seis o más anillos.

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Empaquetadura de la biela

Los compresores de doble acción se impulsan por medio de una cruceta (Fig. 14.3.5) y necesitan una empaquetadura en la biela para sellar ésta, la cual conecta al pistón con la cruceta. Las condiciones de operación de la empaquetadura son mucho más rigurosas que las de los anillos de pistón. En un compresor de doble acción, los anillos de pistón sellan en contra de la diferencial de presión a través de la etapa, mientras que la empaquetadura de la biela sella la diferencial entre la presión de descarga y la atmosférica.

En las empaquetaduras de bielas se emplean los mismos materiales que en los anillos de pistón. La empaquetadura metálica puede permitir un desgaste de la biela de 0.15% en el diámetro de la misma y hay menor tolerancia a más de 2000 lb/pulg (13 790 kPa). La biela debe estar endurecida a Rockwell C 40 y esmerilada a un acabado de superficie de 10 mis o menos.

Cilindros no lubricados

En la clase NL-1 no se permite ninguna lubricación directa pero soporta contaminación diminuta introducida a lo largo de la biela. Ésta se puede eliminar

con un espaciador adicional y un rascador de biela, con lo cual el cilindro será de

clase NL-2. En los pistones para estos cilindros se emplean anillos y anillos

montantes de Teflon. La duración de los anillos de carbón se reduce cuando hay poca humedad. El cilindro debe tener un acabado de superficie de 10 a 16 rms y una dureza mínima de Rockwell C 20.

Lubricación

Los lubricantes sirven para: 1) evitar el desgaste porque producen una película de apoyo entre las superficies de fricción; 2) sellar sitios con tolerancias pequeñas; 3) proteger contra la corrosión y 4) retirar el calor de la fricción y las partículas de desgaste de los puntos de contacto. En los cilindros y empaquetaduras industriales se requiere lubrica- dores de alimentación forzada. La viscosidad es el mejor índice de aplicación del aceite: en servicio general con presiones a menos de 500 lb/pulg2 (3448 kPa) se requiere de 400 SSU (86 centistokes), a 100 °F (38 °C), (SAE 40); de 700 SSU (151 centistokes) para 2000 lb/pulg2 (13 793 kPa) y de 1000 SSU (216 centistokes) (SAE 50) para 8000 lb/pulg2 (55 000 kPa). Estos aceites tienen viscosidad muy alta a 40 °F (45 °C), lo cual producirá mala lubricación. Una práctica para lugares muy fríos durante el invierno, es tener camisas de agua con circulación continua de agua caliente y calentadores eléctricos de inmersión en el depósito de aceite. Los aceites para la caja del cigüeñal deben tener inhibidores de espuma, dispersantes de lodos e inhibidores de herrumbre. En los lubricantes para alta presión se agregan agentes de fósforo para extrema presión a fin de evitar el desgaste y daños por raspaduras. El aceite

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de ricino y el aceite de colza son aditivos resistentes a la acción disolvente de los hidrocarburos condensados.

Cellulube, Houghto-safe, Pydraul AC, Anderol y fluorolu- bes se usan para resistir los peligros de reacciones exotérmicas en la compresión de aire. El consumo de lubricante del cárter para 10 plantas sobre ün registro de años promedió 20 000 bhp/(h)(gal). La tabla 14.3.1 muestra las necesidades de lubricante para procesos generales y operaciones con gas natural.

Accesorios para compresores

Las leyes en todo Estados Unidos de América y la práctica segura para trabajo requieren una válvula de alivio hacia adelante de la primera válvula de cierre, en todos los compresores de desplazamiento positivo. La válvula está graduada para abrir a 1.25 veces más la presión normal de descarga o a la presión máxima de trabajo del cilindro, la que sea menor. El sistema de tubería para la válvula de alivio, a veces incluye una válvula de respiración manual o bien una válvula de derivación a la succión o ambas para facilitar las operaciones de arranque y de operación de paro. Las ecuaciones para cálculo rápido del tamaño de las tuberías son: 1) conexiones de tubería, ¿/l.75; 2) derivación, di4.5; 3) respiración, d/6.3 y 4) orificio de válvula de seguridad, dJ9. El flujo de volumen se controla con impulsores de velocidad variable; las máquinas

de vapor pueden funcionar al 20% de la velocidad nominal y los motores de

combustión de gas al 60%. La velocidad de los motores eléctricos se puede variar

por medio de acoplamientos de corriente parásita e hidráulicos y en los rotores

con devanados especiales, mediante reós- tatos; ambos son costosos e

ineficientes. La descarga se puede efectuar por medio de la altura de elevación de

las válvulas y de los espacios nocivos (Figs. 14.3.4 y 14.3.9). Las instalaciones de

compresión de aire para las empresas de servicios públicos tienen estrangulación

con descargadores en la succión (Fig. 14.3.10). En operaciones de procesos se

utilizan controles de estrangulación de la succión y de derivación.

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Enfriamiento de los Cilindros

Los compresores de acción sencilla, en especial los pequeños, se enfrían con aire mediante aletas fundidas en el interior del cilindro. Un ventilador hace pasar el aire frío a lo largo de las aletas. Los compresores de doble acción suelen tener cilindros con camisas (“chaquetas”) de agua para enfriamiento.

La finalidad principal del sistema de camisas de agua es normalizar las deformaciones de las piezas fundidas del cilindro. Tiene cierto efecto en la eficiencia del compresor porque se reduce el precalentamiento del aire; este efecto se reduce conforme se aumenta la velocidad del compresor. El rechazo de calor hacia el agua de la camisa se estima en forma aproximada por

en donde tag y ta„ representan las temperaturas promedio del gas y del agua respectivamente, que suelen ser entre 155 °F y 140 °F respectivamente y un rechazo de calor de 160 Btu (bhp)(h). Cuando el aumento de temperatura es entre 2 °F y 5 °F, el requisito de la camisa de agua es 160 bhp/(500 x 3.2 x tj o sea 0.1 gal/(min)(bhp). El empleo de agua fría en los sistemas de camisas de enfriamiento produce condensación en las paredes del cilindro, lavado del lubricante y desgaste excesivo de los anillos.

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COMPRESORES DE PALETAS ROTATORIAS

En la figura 14.3.11 aparece una sección de un compresor típico de paletas rotatorias. El desplazamiento se puede calcular con la siguiente fórmula

Los compresores de paletas rotatorias tienen una relación inherente de volúmenes V¡. Esto significa que comprimirán el gas dentro de la cámara de compresión a P1 (V¡)

n antes de que se abra la cámara de compresión hacia el orificio de descarga. P1 es la presión de admisión y V¡ es la relación del volumen de la cámara de compresión en el punto de corte de admisión al volumen en el punto justo antes de la apertura del orificio de descarga. Si la relación de operación-presión no concuerda con la relación integrada, ocurrirán exceso o deficiencia de compresión como se indica en la figura 14.3.25. Para este caso, el trabajo ideal se debería calcular como

La relación de este trabajo por encima del trabajo ideal requerido para un compresor con concordancia “perfecta”, se puede ver en la figura 14.3.26. Por ejemplo, el trabajo teórico de un compresor de aire con V¡ = 2, que opere a P2 = 0.8 P¡, requeriría en teoría 2.5% más trabajo del que se necesitaría si estuviera diseñado de modo que la relación integrada coincidiera con la relación de operación.

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Sin embargo, la práctica normal sirve para poner la base de las eficiencias sobre una potencia calculada como si la relación integrada del compresor concordara con la relación de operación.

Los compresores de paletas rotatorias pueden ser secos, lubricados o inundados en aceite. Antes de 1960, se utilizaban como compresores portátiles los de dos etapas, de paletas, inundados en aceite, hasta 900 pie3/min (1530 mVh), que comprimían hasta 150 psi man (10.3 bar) (1034 kPa). Ahora, sólo se emplean los de menos de 100 pie3/min (170 m3/h) para compresores de aire y para compresores y reforzadores pequeños para refrigeración.

Los materiales de las paletas pueden ser fenólicos (micarta, poliamido-imidas, poliimidas, Ryton) o metálicos (aleación de aluminio y silicio). Las principales limitaciones de los compresores de paletas las imponen la frición en la punta de las paletas, los esfuerzos de flexión y los límites en la longitud de ellas. Las velocidades máximas en la punta de las paletas son de alrededor de 65 pie/s (20 m/s). Por lo general, se emplean de 6 a 8 paletas, aunque se ha llegado a utilizar 20. La decisión a tomar está entre una diferencial de presión reducida por celda o un aumento en la fricción. La relación normal de excentricidad es de e = 0.07D para baja presión (25 psi man) (172 kPa), y e = 0.05D para presiones más altas (50 psig) (345 kPa). Para servicio a más de 50 psig los compresores suelen ser de etapas múltiples.

Si se supone que la temperatura del aceite inyectado es de 140 °F (60 °C) y que

no hay interenfriamiento, un compresor de paletas de dos etapas que opere a

1000 psi man, tendrá una eficiencia adiabática (incluyendo pérdidas mecánicas)

de 60

a 72%. La temperatura aproximada de descarga será de 200 °F (90 a 95 °C). En los compresores de paletas inundados con aceite se suele utilizar lubricantes

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sintéticos. Las altas razones de corte y la temperatura en la punta de las paletas, oxidan con rapidez los lubricantes a base de petróleo.

Compresores rotatorios de tornillo doble inundados en aceite

En la figura 14.3.12 se presenta un corte seccional de un compresor de este tipo. El principio de operación se puede determinar a partir de la figura 14.3.13. El desplazamiento de un compresor de doble tomillo es

en donde K = Nm(Aní¡ + Afg)D2\ D = diámetro del rotor; L = longitud del rotor; Nm =

número de lóbulos en el rotor principal; = área de una ranura en el rotor principal y Af¡ = área de una ranura en el rotor secundario. Clh es una constante de traslape

(entre 0.95 y 1.0 para casi todos los diseños), que corrige el traslape de los

procesos de llenado y compresión (Fig. 14.3.23).

C,A depende de ángulo de alabeo, del perfil y del número de lóbulos. Se utilizan

combinaciones de (4 y 5), (4 y 6), (5 y 6) y (5 y 7) lóbulos. En el diseño más

común se emplea la combinación de (4 y 6). El ciclo completo (llenado y compre-

sión) ocurre aproximadamente por encima de 750° de rotación del rotor principal.

Hay cuatro ciclos por revolución del rotor principal. El proceso de descarga para

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ranuras adyacentes se traslapa aproximadamente unos 40° para dar un proceso

de descarga de suavidad inherente.

Los compresores rotatorios de tomillo tienen una relación de volumen V.

integrada (que suele ser de 4.4 para compresores de aire de una sola etapa y de

1.9 a 2.2 para compresores de refrigeración). Para una presión de admisión de P1

el compresor tendrá una presión integrada de P1Vin. El efecto sobre el diagrama

de P-V y sobre la potencia teórica se puede encontrar en las figuras 14.3.25 y

14.3.26. En la práctica, las pérdidas incrementadas en el orificio de descarga,

asociadas con las relaciones de volumen integrado más elevadas (área menor del

orificio) se desvían de los resultados de la figura 14.3.26. En la práctica, es más

eficiente, cuando menos en los compresores de aire, tener una relación integrada

un poco menor que la relación teórica. Los compresores de una etapa y doble

tomillo rara vez tienen relaciones de presión integradas mayores de 9 y casi todos

están diseñados con relaciones de 7 a 8. Un compresor diseñado para 100 psi

man, puede funcionar a 175 psi man (1208 kPa) con una pérdida en la eficiencia

adiabática de aproximadamente 5% y con una pérdida de 4% de eficiencia

volumétrica.

La eficiencia adiabática (que incluye las pérdidas mecánicas en el extremo de

aire) varía de 70% para compresores de baja velocidad pequeños (80 mm) y 88%

para los compresores grandes (300 mm) que trabajan despacio. Un valor

promedio para un compresor de tamaño mediano es de 0.78 a 0.75 con base en

una temperatura de inyección que sea la de admisión de más de 50 °F. La

exactitud en la fabricación de los rotores es esencial para lograr buena eficiencia.

El calor absorbido por el aceite para enfriamiento se puede estimar por:

en donde la potencia = la potencia en el árbol hacia el compresor. T2 suele ser de

70 a 90 °F por encima de Ty

Las velocidades en las puntas va de 15 a 50 m/s. Los tamaños de los rotores

van de 40 a 400 mm de diámetro, con UD entre 1 y 2. Los compresores de tomillo

inundados en aceite dominan el mercado de compresores portátiles y comparten

más o menos por igual el mercado para suministro de aire en las fábricas con los

compresores reciprocantes hasta los de más o menos 3000 pie3/min. En la

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industria de refrigeración, el compresor de tomillo tiene su aplicación más amplia

en el rango de 300 a 500 kW.

En las aplicaciones de las bombas de calor, el volumen del espacio muerto de

cero en el compresor de tomillo es una ventaja sobre los reciprocantes. Éstos

pierden eficiencia volumétrica cuando baja la temperatura exterior (aunque la

relación de compresión aumente), lo cual requiere calor adicional para compensar

la pérdida de capacidad. Ya se cuenta con compresores de tomillo para

refrigeración que tienen un orificio secundario de succión llamado conexión

economiza- dora. Esto permite operar con dos niveles de temperatura. En

operación a plena carga, el sistema COP ha mejorado significativamente. En la

medida que el compresor se descarga, la mejoría se pierde. La capacidad se

puede controlar con la operación conectado/desconectado de la línea, con

estrangulación en la admisión, con operaciones de válvulas corredizas o

rotatorias o con regulación de la velocidad. Los compresores estacionarios para

aire se suelen controlar al conectarlos y desconectarlos de la línea o

estrangulación en la admisión con descarga menor del 50% de la capacidad. La

presión atmosférica del depósito de aire y aceite se suele hacer que descienda

durante la descarga.

Los compresores portátiles, por lo general, se controlan con una combinación de

estrangulación de la admisión y regulación de la velocidad; no se purgan los

colectores de aire-aceite.

Los compresores de refrigeración se controlan con estrangulación en la

admisión, o más frecuentemente con válvulas de corredera o rotatoria. En la

figura 14.3.24 se ilustra un compresor con válvula rotatoria. El efecto sobre el

consumo de energía para cada tipo de control de capacidad se puede ver en la

figura 14.3.21.

Los compresores de doble tornillo de lubricación han operado exitosamente con

aceites a base de petróleo, fluidos para transmisión automática, diésteres

sintéticos, polialfaolefinas, hidrocarburos sintetizados y poliglicoles. La tendencia

es usar lubricantes sintéticos.

Cualquiera que sea el lubricante seleccionado, la temperatura de descarga para

un compresor de aire se debe mantener lo bastante alta para evitar la

condensación en el lubricante y durante la operación con carga parcial. Por lo

general, se logra con una válvula térmica graduada para mantener la temperatura

mínima de inyección de 140 a 165 °F (60 °C a 76 °C). Los separadores estándar

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de aceite, limitan el arrastre de aceite a 5 ppm o menos. Este arrastre se puede

reducir todavía más con un tratamiento opcional.

La pérdida de capacidad por la altitud de un compresor de doble tomillo, de

lubricación, es muy pequeña en comparación con un compresor reciprocante. La

corrección aproximada de la capacidad según la altitud se indica en la figura

14.3.22

COMPRESORES ROTATORIOS DE UN SOLO

TORNILLO

El principio de operación del compresor de un solo tomillo se puede apreciar en

la figura 14.3.14. Lundberg y Glanvall (véase Bibliografía) mencionan que el

desplazamiento es:

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El

compresor rotatorio de un solo tornillo es del tipo de lubricación con una relación de volumen integrada. El proceso de llenado y de compresión como función de rotación del rotor principal se muestra en figura 14.3.23. El ciclo completo de llenado y compresión cubre 360° de rotación del rotor principal. Hay seis compresiones por cada revolución del rotor principal para cada rueda de estrella. Las compresiones para cada rueda de estrella están casi en fase por lo cual el efecto bruto hasta llegar a la tubería de descarga, es de seis descargas por revolución del rotor principal.

El compresor de un solo tomillo se emplea en la industria de la refrigeración, en donde una carga baja en los cojinetes del rotor principal es una ventaja. También se utiliza como compresor de aire en los tamaños más pequeños.

La eficiencia adiabática del compresor de un solo tomillo es 2 a 5% más baja que la de uno de doble tomillo de tamaño comparable. El efecto de la operación fuera de las condiciones del diseño se puede ver en la figura

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14.3.26. El control de la capacidad es idéntico que en el compresor de doble tomillo.

Compresores rotatorios, secos, de doble tornillo

Este compresor tiene engranaje de distribución para separar los rotores entre sí, que pueden o no, estar revestidos. El compresor típico tiene camisas de agua para enfriamiento. Los sellos evitan las fugas del gas a lo largo de los árboles y conservan el aceite en los cojinetes y en el engranaje de distribución. Las chumaceras de manguito son de empleo muy común, pero algunos tienen cojinetes antifricción. El desplazamiento es el mismo que en los tornillos de lubricación. Las velocidades en las puntas varían de 80 a 120 m/s. La relación de compresión máxima por etapa es de 4.5 con base en k = 1.4. Los tamaños van desde alrededor de 400 hasta 20 000 pie3/min (680 a 34 000 n;3/h). Las presiones son de 15 a 180 psi man (103 a 1240 kPa). Los compresores de dos etapas casi siempre están interenfriados. Con interenfriamiento hasta 15 °F, se aproximan a la eficiencia adiabática (con base en cero interenfriamiento) e incluye pérdidas mecánicas entre 72% y 80%. Aunque los compresores de lubricación se pueden controlar para tener capacidades muy bajas mediante la estrangu-lación en la admisión, esto no se puede hacer en los de tomillo seco. La relación de presión produce aumento excesivo de la temperatura en todo el compresor.

Compresores rotatorios de lóbulos secos

Los compresores de lóbulos son un tipo más o menos nuevo, que se utiliza para suministrar aire comprimido, libre de aceite. En la figura 14.3.15 se ilustra un tipo de diseño, que puede proporcionar una presión de 125 psi man (860 kPa) con un volumen de 200 a 1500 pieVmin (340 a 2550 m3/h) en dos etapas.

El compresor de lóbulo seco es de desplazamiento positivo y con relación de volumen integrada. El efecto en la potencia teórica (para cada etapa) de operación fuera de las condiciones del diseño, se puede ver en la figura 14.3.26. Los rotores están separados por un engranaje de distribución y soportados por cojinetes antifricción. Las carcasas están enfriadas por camisas de agua y se ha provisto interenfriamiento entre etapas. Hay dos compresiones por revolución. El desplazamiento se expresa con:

La capacidad se controla por una válvula que le da respiración a la cámara de compresión de retomo a la admisión.

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COMPRESORES DINÁMICOS

En la figura 14.3.16 se ilustra un compresor centrífugo típico. El rango máximo de operación se presenta en la figura 14.3.17.Se puede obtener un estimado de la eficiencia politrópica partir de la figura 14.3.18 o un cálculo a partir de

en donde Q se da en pie3/min

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Para compresores industriales normales, Hp = 10 000 pie lb/lb (30 kJ/kg) por etapa, aunque se pueden lograr valores mucho más altos. La velocidad requerida se puede estimar con:

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El coeficiente de presión ( . = gcHp/U2) varía de 0.4 a 0.7 (en el rango de alta eficiencia). Si no se cuenta con datos deíficos, se usa 0.55 para una estimación. El diámetro se determina por el flujo requerido y se puede estimar con el coeficiente de flujo = Q/ND V/U en donde V es la velocidad axial de

admisión. El rango normal de es de 0.15 a 0.4 con el óptimo a 0.3. La pendiente de la curva - (y de la curva Hp-Q) depende mucho de la

inclinación hacia atrás de las paletas del impulsor como se ilustra en la figura

14.3.19. 2= 90° es una paleta radial. Las paletas del impulsor industrial normal cerrado tendrán un ángulo de 65 a 55°. Se debe tener en cuenta que

un aumento en la densidad del gas aplanará la pendiente. En la figura 14.3.20 se ilustra un compresor axial típico. El rango de

aplicación se puede encontrar en la figura 14.3.17. Los compresores axiales son más eficientes que los centrífugos, hasta en un 5%, pero tienen un rango de operación mucho más estrecho. El límite de oscilación de presión variará desde 85% a 95% de flujo de diseño. Para un etapa dada, la carga politrópica será más o menos la mitad de la que produce una etapa

centrífuga, es decir, ( . = 0.3. Los compresores axiales sólo se emplean para aire o para gas limpio. Su principal aplicación es en las refinerías, plantas de butadieno, y plantas | de óxido de etileno. Los compresores de los motores a chorro son compresores de flujo axial.

Presiones de empuje

Una admisión doble y un impulsor abierto no tienen empuje axial, mientras que un impulsor semiencerrado, con un arco de refuerzo frontal, puede producir un empuje considerable, que se evalúa con

en donde A1 = área total del impulsor; A2 = área del impulsor menos el área del

sello del ojo de entrada; A3 = el área del árbol a través del sello, todas se dan en

pulg; , (lb/pulg2), = presión diferencial por etapa. Y es el porcentaje de

(lb/pulg2), que actúa en la parte posterior del disco de una etapa: 1) sin un aro de

refuerzo frontal y con respaldo simple, Y = 0.35; 2) con costillas de respaldo de

0.060 pulg, Y = 0.28; 3) con agujeros igualadores de % pulg en la mitad del radio

y espaciados más o menos 2 pulg, Y = 0.22 y, 4) con festones profundos, Y =

0.18. Estos empujes se equilibran al oponer los extremos de admisión del

impulsor, o con mayor frecuencia, por un tambor de equilibrio donde se crea un

empuje igual y opuesto, igual al producto del compresor (lb/pulg2) y el área del

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tambor. Stepanoff en Turboblowers, describe que los impulsores radiales producen un empuje radial, producido por distribución dispareja de presión en la voluta, que es en donde d= diámetro del impulsor y b= la anchura que incluye los arcos de

refuerzo, ambos en pulgadas.

MÁQUINAS Y EQUIPOS TÉRMICOS UNIDAD 5-RESUMEN

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