escuela superior de ingenieria mecanica y electrica seccion de estudios de … · 2017. 9. 1. ·...

INSTITUTO POLITECNICO NACIONAL

ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERIA MECANICA Y ELECTRICA SECCION DE ESTUDIOS DE POSGRADO E INVESTIGACIÓN

Director de tesis:

DR. JOSÉ ANGEL ORTEGA HERRERA

México D. F., Septiembre del 2014

“ANALISIS DE TURBOCOMPRESORES Y TURBINAS DE

GAS UTILIZADOS EN PEMEX BAJO CAMBIOS DE LA

COMPOSICION DEL GAS MANEJADO”

T E S I S

I N G E N I E R I A M E C A N I C A

P R E S E N T A

ING. JOSÉ DE JESÚS REYES ZÚÑIGA

QUE PARA OBTENER EL GRADO DE MAESTRO

EN CIENCIAS CON ESPECIALIDAD EN

DEDICATORIA.

A Dios omnipotente.

Por permitirme vivir y servir a mis semejantes.

A mis padres: Bonifacio Reyes López. +

y Epifanía Zúñiga Cervantes. +

Por su cariño y apoyo incondicional.

A mi esposa Alicia Cancino Reyes.

El amor de mi vida, por su apoyo incondicional y comprensión durante la realización de este

trabajo

A mis hijos: Edgar, Gaby y Paola.

Por su gran apoyo y ser fuente de inspiración y símbolo de amor en nuestra familia.

A toda mi familia.

Por su aliento y cariño durante mi vida.

A todos ustedes sinceramente.

GRACIAS.

José de Jesús Reyes Zúñiga

AGRADECIMIENTOS.

Al Instituto Politécnico Nacional (IPN).

Por haberme dado la oportunidad de formarme como profesionista.

Al Instituto Mexicano del Petróleo (IMP).

Por las facilidades prestadas durante la realización de este trabajo.

Al Dr. José Angel Ortega Herrera (SEPI-ESIME-IPN).

Por su gran calidad humana, sus valiosos consejos y ayuda en la conducción de esta tesis.

A todos los integrantes de la Comisión Revisora:

Dr. Guillermo Manuel Urriolagoitia Calderón.

Dr. Samuel Alcántara Montes.

Dr. José Ángel Lodegario Ortega Herrera.

Dr. Valery Nosov.

Dr. Luis Héctor Hernández Gómez.

Dr. Jesús Alberto Meda Campaña.

Por sus atinados comentarios y sugerencias que enriquecieron sustancialmente este trabajo.

Muy Especialmente a:__________________________________________________________

GRACIAS.

José de Jesús Reyes Zúñiga

ANALIS DE TURBOCOMPRESORES Y TURBINAS DE GAS UTILIZADOS EN PEMEX BAJO

CAMBIOS DE LA COMPOSICIÓN DEL GAS MANEJADO

i

I N D I C E DESCRIPCIÓN

PAGINA

Índice de figuras. iv

Índice de tablas. viii

Abreviaturas ix

Simbología. x

Resumen. xii

Abstract. xiii

Objetivo. xiv

Justificación. xv

Alcance. xvi

Introducción. xvii

CAPITULO 1 ESTADO DEL ARTE. 1

1.0 Compresores. 1

1.1 Compresores centrífugos. 1

1.2 Compresores Axiales. 3

1.3 Comparación entre compresores centrífugos y axiales. 4

1.4 Componentes de un compresor centrífugo. 5

1.4.1 Impulsores. 5

1.4.2 Impulsores abiertos. 6

1.4.3 Impulsores cerrados. 6

1.4.4 Difusor. 8

1.4.5 Rotor. 10

1.4.6 Plato o collar de empuje

1.4.7 Pistón de balance

11

11

1.4.8 Sello de laberinto.

1.4.9 Cojinetes radiales.

1.4.10 Cojinetes de empuje axial.

1.4.11 Álabes guía de entrada.

1.4.12 Diafragma.

1.4.13 Carcasa.

12

14

14

15

15

16

1.5 Importancia de los compresores centrífugos.

1.6 Clasificación general de los compresores.

1.7 Aplicación típica de los turbocompresores.

1.8 Arreglo de boquillas.

1.9 Ventajas para utilizar Turbinas de Gas.

1.10 Aspectos fundamentales de Turbinas de Gas.

1.11 Tipos de Turbinas de Gas.

1.12 Turbinas para aviación y servicio industrial.

1.13 Principio de funcionamiento de la Turbina de Gas.

17

18

18

20

22

23

24

27

28



ii

1.14 Materiales de construcción para Turbinas de Gas.

30

CAPITULO 2 ESTABILIDAD E INESTABILIDAD DE COMPRESORES. 33

2.1 Curva de comportamiento del compresor. 33

2.2 Limites de Funcionamiento. 35

2.3 Límite por onda de choque. 36

2.4 Límite por inestabilidad fluidodinámica (Surge).

2.5 Límite por desprendimiento de la capa límite (Stall).

2.6 Condiciones que pueden llevar al bombeo (Surge).

2.7 Potencia nominal de la Turbina de Gas.

2.8 Ensuciamiento del compresor y turbina.

40

47

51

54

59

2.8.1 Causas del ensuciamiento del compresor y la turbina. 59

2.9 Instalaciones terrestres. 60

2.10 Instalaciones marinas. 62

2.11 Identificación del problema. 63

CAPITULO 3 EFECTOS CAUSADOS POR LA VARIACIÓN DE

PARÁMETROS TERMODINÁMICOS DEL GAS. 65

3.1 Características de comportamiento del compresor. 66

3.2 Gas manejado en los compresores. 70

3.3 Mezclas.

3.3.1 Relación entre masa, mol y peso molecular

71

72

3.3.2 Ley de Dalton.

3.3.3 Ley de Amagat Leduc.

3.3.4 Análisis volumétrico y gravimétrico

3.3.5 Constante de la mezcla de gases.

3.3.6 Calor específico de la mezcla de gases.

. 3.3.7 Parámetros seudocríticos.

3.3.8 Variación de los parámetros del compresor.

72

73

73

73

74

74

74

3.4 Curvas del compresor 75

3.5 Efecto de la variación de presión en la succión 76

3.6 Variación de la temperatura de succión. 78

3.7 Influencia de la compresibilidad y el calor específico. 81

3.8 Velocidad de rotación constante. 82

3.9 Efecto del flujo en masa constante. 83

3.10 Efecto de la velocidad de rotación 83

3.11 Efecto del cambio de peso molecular. 85

3.12 Efecto del número de Reynolds. 89



iii

CAPITULO 4 EFECTOS DEL CAMBIO DE LAS CONDICIONES DE 91

OPERACIÓN EN LAS TURBINAS DE GAS

4.1 Turbinas de Gas Típicas 91

4.2 Aplicaciones de las turbinas de gas. 93

4.3 Características de las turbinas de gas. 94

4.4 Factores que afectan la potencia y el rendimiento. 98

4.5 Ensuciamiento. 98

4.6 Afectación de la temperatura ambiente. 101

4.7 Uso de las curvas de comportamiento. 104

4.8 Curva de comportamiento de la Turbina de Gas. 105

4.9 Potencia efectiva. 105

4.10 Corrección de potencia por altitud. 106

4.11 Perdida de potencia a la entrada y a la salida de la Turbina de Gas. 107

4.12 Perdidas por variación de velocidad. 108

4.13 Cálculos de comportamiento. 108

CAPITULO 5 ANÁLISIS DE ESTABILIDAD DE

COMPRESORES CENTRÍFUGOS.

112

5.1 Similitud en las turbomáquinas. 113

5.2 Leyes de las turbomáquinas y parámetros característicos. 114

5.3 Parámetros que caracterizan al fluido. 115

5.4 Coeficientes de funcionamiento. 117

5.5 Coeficiente de flujo . 117

5.6 Coeficiente de presión . 118

5.7 Velocidad específica. 119

5.8 Rendimiento. 120

5.9 Algoritmo de cálculo para compresores centrífugos. 121

5.10 Forma de utilizar el sistema. 122

5.11 Datos de entrada para el cálculo de compresores. 123

5.12 Resultados de cálculo de la mezcla. 125

5.13 Resultados del cálculo del compresor. 125

5.14 Variables utilizadas en el sistema de cómputo. 127

5.15 Caso de estudio de análisis para compresores centrífugos. 128

5.16 Condiciones del problema de estudio. 131

5.17 Análisis de resultados. 133

CONCLUSIONES. 139

PRABAJOS FUTUROS 141

RECOMENDACIONES. 142

BIBLIOGRAFÍA. 143

ANEXOS.

A1 Diagrama de flujo del sistema. 147

A2 Codificación del algoritmo. 159

ANALISIS DE TURBOCOMPRESORES Y TURBINAS DE GAS UTILIZADOS EN PEMEX BAJO CAMBIOS DE LA COMPOSICIÓN DEL GAS MANEJADO

SEPI-ESIME-IPN 2014 José de Jesús Reyes Zúñiga

iv

I N D I C E D E F I G U R A S

INDICE DE FIGURAS CAPITULO 1 Página

Figura 1.1 Compresor centrífugo flujo en el impulsor 3

Figura 1.2 Turbocompresor de etapas múltiples 4

Figura 1.3 Compresor axial multi-etapa 5

Figura 1.4 Impulsores abiertos 7

Figura 1.5 Impulsores cerrados 8

Figura 1.6 Tipos de impulsores centrífugos:

a) Abiertos; b) Semiabierto; c) Semiabierto de doble succión;

d) Cerrado de doble succión; e) Cerrado de simple succión 8

Figura 1.7 Impulsor de compresor centrífugo con alabes:

a) Curvados hacia atrás; b) Curvados hacia adelante;

c) De salida radial 9

Figura 1.8 Cambios de presión estática y dinámica

a través de un compresor centrífugo. 10

Figura 1.9 Difusor de un compresor centrífugo. 11

Figura 1.10 Rotor de un compresor centrífugo. 12

Figura 1.11 Plato de empuje. 12

Figura 1.12 Pistón de balance. 13

Figura 1.13 Sello de laberinto. 14

Figura 1.14 Detalle de sello de laberinto. 14

Figura 1.15 Cojinete radial. 15

Figura 1.16 Cojinete axial. 15

Figura 1.17 Alabes guía. 16

Figura 1.18 Diafragma 16



v

Página

Figura 1.19 Diafragma de compresor centrífugo. 17

Figura 1.20 Principales partes del compresor centrífugo. 17

Figura 1.21 Grupo turbina de gas compresor centrífugo 19

Figura 1.22 Clasificación de compresores 20

Figura 1.23 Compresor corte horizontal con bridas hacia abajo. 22

Figura 1.24 Compresor con arreglo de impulsores espalda con espalda 22

Figura 1.25 Compresor de corte vertical 23

Figura 1.26 Turbina de Gas de ciclo simple 24

Figura 1.27 Turbina de gas Solar Taurus de eje bipartido 26

Figura 1.28 Turbina de gas Solar Taurus de eje bipartido 28

Figura. 1.29 Diagrama básico del ciclo Brayton 30

INDICE FIGURAS CAPITULO 2

Figura 2.1 Curva de comportamiento del compresor y zona de bombeo 36

Figura 2.2 Grafica de comportamiento con pérdidas del sistema 37

Figura 2.3 Onda de choque oblicua (fotografía Schlieren [2.16]) 38

Figura 2.4 Velocidad y área en la dirección (x) 39

Figura 2.5 Variación de área velocidad y presión en canales 40

Figura 2.6 Efecto del número de Mach. 42

Figura 2.7 Chumacera axial dañada por empuje axial. 43

Figura 2.8 Sello de laberinto dañados por empuje axial 44

Figura 2.9 Chumacera radial dañada por alta vibración 44

Figura 2.10 Ciclo de inestabilidad de un compresor centrífugo. 45

Figura 2.11 Curva de inestabilidad por bombeo 46

Figura 2.12 Sellos de compresor centrifugo dañados

por inestabilidad por bombeo 48

Figura 2.13 Desprendimiento de flujo en alabes 50

Figura 2.14 Desprendimiento fuerte de flujo de alabes 50



vi

Página

Figura 2.15 Formas de rotating stall en función de la velocidad de giro 51

Figura 2.16 líneas de corriente con inestabilidades

del flujo mostradas por Chen et al. 53

Figura 2.17 Condiciones que pueden llevar al surge 54

Figura 2.18 Curva típica de una turbina de gas 58

Figura 2.19 Efecto de la temperatura

ambiente en potencia y rendimiento 59

INDICE DE FIGURAS CAPITULO 3

Figura 3.1 Corte longitudinal 67

Figura 3.2 Compresor de etapas múltiples 67

Figura 3.3 Proceso ideal y real de compresión 69

Figura. 3.4 Curva típica del compresor centrífugo. 77

Figura. 3.5 Efecto de la disminución de presión en la succión. 79

Figura 3.6 Efecto de la disminución de la temperatura. 81

Figura. 3.7 Efecto del cambio en Z o en la constante k 82

Figura. 3.8 La velocidad de rotación del compresor

influye en su comportamiento 86

Figura. 3.9 Efecto del cambio de peso molecular MW 89


Figura. 4.1 Turbina de Gas de Eje Bipartido 93

Figura. 4.2 Turbina de Gas de un solo Eje. 94

Figura. 4.3 Turbinas de gas tipo industrial. 96

Figura. 4.4 Turbina de gas aeroderivada. 97



vii

Página

Figura. (4.5) Efecto del ensuciamiento del compresor 100

Figura 4.6 Factor de ensuciamiento ξ del compresor 101

Figura. 4.7 b Ciclo Brayton T s 104

Figura. 4.8 Influencia de la Temperatura Exterior sobre r = (P2/P1). 105

Figura. 4.9 Comportamiento a velocidad optima de la turbina de potencia 107

Figura 4.10 Comportamiento a velocidad variable de la turbina de potencia 108

Figura. 4.11 Perdida de potencia en la entrada y salida de la Turbina de Gas. 109

Figura. 4.12 Factor de corrección por altitud. 109

Figura. 4.13 Perdida de potencia por reductores de velocidad. 110


Figura. 5.1 Ventana de bienvenida. 123

Figura. 5.2 Ventana para introducir los datos iniciales 125

Figura. 5.3 Ventana de resultados iniciales 125

Figura 5.4 Ventana de resultados del cálculo de la mezcla 126

Figura. 5.5 Ventana de resultados del cálculo del compresor 127

Figura. 5.6 Plataformas marinas Sonda de Campeche (PEMEX). 130

Figura. 5.7 Plataforma marina Abkatun Sonda de Campeche (PEMEX) 131

Figura. 5.8 Diagrama de flujo de la instalación. 131

Figura 5.9 Curva de comportamiento del fabricante 132

Figura. 5.10 Comparación de comportamiento

por cambio de peso molecular MW 135

Figura. 5.11 Comparación (Potencia HP – Q1)

por cambio de peso molecular MW 138

ANALISIS DE TURBOCOMPRESORES Y TURBINAS DE GAS UTILIZADOS EN

PEMEX BAJO CAMBIOS DE LA COMPOSICIÓN DEL GAS MANEJADO


viii

INDICE DE TABLAS

Pagina

INDICE DE TABLAS CAPITULO 1

Tabla 1.1 Relación de compresión por etapa 6

Tabla 1.2 Características de operación 28


Tabla 2.1 Consumo de Gas Combustible. 62

Tabla 2.2 Condiciones Originales de Operación de la Plataforma. ABKATUN 1A 63

Tabla 2.3 Condiciones Actuales de Operación 64


Tabla 4.1 Variación del gasto másico de admisión del aire

con la temperatura ambiente. 106


Tabla 5.1 Condiciones de operación Fabricante – Nuevas condiciones 137


SEPI-ESIME-IPN 2014 José de Jesús Reyes Zúñiga ix

ABREVIATURAS A Área kWh Kilowatt hora

API American Petroleum Institute L Dimensión característica

ASMN Altura sobre el nivel del mar lb libra

ata Atmosfera absoluta LNG Gas Natural Líquido

atm Atmósfera m Metro

bar Bars m2 Metro cuadrado

BHPs Potencia al freno en la flecha Ma Número de Mach

BTU Unidad Térmica británica mm milímetros

cf coeficiente de fricción MMPCSD Millones de pies cúbicos estándar diarios

CFM Pies cúbicos por minuto MW Mega watt

D, d Diámetro N Newton

et al Y otros Na Sodio

ft Pies Pa Pascales

ft2 Pies cuadrados Pb Presión Barométrica

GHP Potencia del gas PEMEX Petróleos Mexicanos

GLP Gas Propano Líquido Pr Número de Prandtl

H2S Anhídrido Sulfuroso psia Libra por pulgada cuadrada absoluta

Hg Mercurio psig Libra por pulgada cuadrada manométrica

HP Caballos de Potencia Re Número de Reynolds

hr Hora rp relación de presión P2/P1

Hz Hertz RPM,rpm Revoluciones por minuto

icfm Pies cúbicos por minuto de entrada TG Turbina de Gas

ISO Organización Internacional de Normalización W Watt

J Joule x fracción molar

K Potasio Z Factor de Compresibilidad

kg kilogramos ° C Grados Celsius

kJ Kilo Joule ° F Grados Fahrenheit

kW Kilowatt ° K Grados Kelvin


SEPI-ESIME-IPN 2014 José de Jesús Reyes Zúñiga x

SIMBOLOGIA

Símbolo Descripción Unidades Símbolo Descripción Unidades

Ac Área de paso del conducto m2 MWnom

Masa mol.ecular del gas

nominal

kg/kmol

c1u Comp. perif de la vel. entrada m/s MWx Masa molecular del gas x kg/kmol

c2/2 Energía cinética kJ/kg N Velocidad de rotación (r.p.m.)

cp Calor específico a p = cte. J/(kg°K) n Exponente politrópico. sin

cpi Calor esp. a p = cte gas i J/(kg°K) n numero de mols gas mol

cpm Calor esp. a p = cte mezc J/(kg°K) na numero de mols gas a mol

Perdidas de calor kJ/kg nb numero de mols gas b mol

d(zg) Variación de energía potencial kJ/kg nc numero de mols gas c mol

D, d Diámetro exterior del impulsor m ni numero de mols gas i mol

dq Intercambio de calor kJ/kg Nx Vel. de rotación a condición x (r.p.m.)

du Variación de energía interna kJ/kg P Presión absoluta del gas bar, psia

dw Variación de trabajo kJ/kg P Presión absoluta del gas bar, psia

F Fuerza inercial N, lbf Pa Presión parcial del gas a bar, psia

Coeficiente de flujo. sin Pb Presión parcial del gas b bar, psia

1 Coef. de flujo de entrada. sin Pc Presión parcial del gas c bar, psia

2 Coeficiente de flujo de salida. sin Pdim Presión abs, dinámica de gas bar, psia

h Entalpía estática kJ/kg Pi Presión parcial del gas i bar, psia

h Entalpía kJ/kg Pr Número de Prandtl sin

h0 Entalpía total kJ/kg Px Presión absoluta del gas x bar, psia

ad Eficiencia adiabática. sin Q1 Flujo vol. del compresor ft3/min

Had Trabajo adiabático del comp. kJ/kg Q1-2 Flujo de calor kJ/kg

is Eficiencia isoentrópica. sin Qnom Flujo vol. Nominal del comp. ft3/min

Hisdiff Trabajo isoentrópico difusor. kJ/kg Qx Flujo vol. del gas x ft3/min

Hisdiff+imp Trab. Isoentrópico impul. y dif. kJ/kg R Constante específica del gas J/(kg°K)

Hiso Trabajo isoentrópico del comp. kJ/kg Re Número de Reynolds sin

Hnom Trabajo nominal del comp. kJ/kg rh Radio hidráulico m

p Eficiencia politrópica. sin rp Relación de Presiones p2/p1

Hpol Trabajo politrópico del comp.

kJ/kg Ru Const. Universal (8314.3)

J/(mol°K

)

k Rel. de calores específicos sin S.G Gravedad específica sin

KT Flujo vol. Turbina de Gas ft3/min ƩHis Suma de trabajo isoentrópico. kJ/kg

L Dimensión característica m ƩHistot Trabajo isoentrópico total. kJ/kg

Número de etapas sin T Temperatura absoluta °K

Lc Longitud de la tubería m t0 Temperatura de estancamiento °C

m Gasto en masa kg/s Ta Temperatura absoluta del gas a °K


SEPI-ESIME-IPN 2014 José de Jesús Reyes Zúñiga xi

Símbolo Descripción Unidades Símbolo Descripción Unidades

Ma Número de Mach sin Tb Temp. absoluta del gas b °K

ma masa del gas a kg Tc Temp. absoluta del gas c °K

mb masa del gas b kg Ti Temperatura absoluta del gas i °K

mc masa del gas c kg Tri Temp. red. del gas i °K

mi masa del gas i kg Tx Temp. del gas a condición x °K

MW Masa molecular del gas kg/kmol u Velocidad periférica del álabe m/s

MWa Masa molecular del gas a kg/kmol u1 Vel. periférica a la entrada m/s

MWb Masa molecular del gas b kg/kmol u2 Velocidad periférica a la salida m/s

MWc Masa molecular del gas c kg/kmol v Volumen específico m3/kg

MWi Masa molecular del gas i kg/kmol va Volumen específico del gas a m3/kg

Vd Volimen de la tubería m3 Ψ1 Coef. de presión de entrada. sin

vi Volumen específico del gas i m3/kg Ψ2 Coef. de presión de salida. sin

wad Trabajo adiabático del comp. kJ/kg ψiso Coef. de presión isoentrópico. sin

xa Fracción molar gas a sin ψp Coef. de presión politrópico. sin

xb Fracción molar gas b sin ωH Frecuencia de Helmholts Hz

xc Fracción molar gas c sin

Constante gravitacional 9.8 m/s2

xi Fracción molar gas i sin

Velocidad del sonido en el gas m/s

k Factor de enfriamiento sin

Coeficiente de fricción sin

y Fracción masa gas sin Presión dinámica bar, psia

ya Fracción masa gas a sin Viscosidad cinemática m2/s

yb Fracción masa gas b sin

Viscosidad absoluta Pa-s

yc Fracción masa gas c sin

Velocidad del sonido m/s

yi Fracción masa gas i sin

Velocidad angular 1/s

Z Factor de compresibilidad sin

Vel. relativa entrada del álabe m/s

Zx Factor de compresibilidad x sin Velocidad relativa a la salida m/s

α1 Angulo entre c1 y u1 rad Velocidad absoluta del álabe m/s

α2 Angulo entre c2 y u2 rad

Velocidad absoluta a la entrada m/s

β1 Angulo entre w1 y u1 rad Velocidad absoluta a la salida m/s

δ Factor de corrección Pb2/Pb sin Comp. perif de la vel. salida m/s

Δhf Salto entálpico corona fija kJ/kg Comp. meridional de la vel, m/s

Δhis Salto entálpico isoentrópico kJ/kg Comp. merid. vel. entrada m/s

Δhm Salto entálpico corona móvil kJ/kg Comp. merid. vel. Salida m/s

ΔpVariación eficiencia

politrópica. sin Coef. conductividad térmica

W/(m°K)

Δhr Salto entálpico real kJ/kg

Factor Beta

ΔKT Variación de flujo vol. Turbina ft3/min β2 Angulo entre w1 y u2 rad

ΔP Caída de presión bar, psia α3 Angulo de difusores rad

ΔQ Variación de flujo volumétrico ft3/min ξT Factor de ensuciamiento sin

g

a

cf

dimP

a

1w

2w

c

1c

2c

uc2

mc

mc1

mc2

k

ANALISIS DE TURBOCOMPRESORES Y TURBINAS DE GAS UTILIZADOS EN PEMEX BAJO



xii

RESUMEN.

De los problemas de operación que se presentan en los compresores centrífugos, empleados

en las instalaciones de Petróleos Mexicanos, nace la necesidad de desarrollar nuevas

herramientas de análisis que conduzcan a evitar pérdidas económicas y daños al medio

ambiente por la quema de gas, cuando los equipos salen de operación o son dañados por

trabajar en condiciones inestables. Estas condiciones indeseables de operación, ocurren

frecuentemente cuando cambia la caracterización del gas o las condiciones de presión y

temperatura, durante la explotación de los pozos de producción.

En este trabajo se desarrolla un sistema de cómputo para analizar el comportamiento de los

compresores centrífugos bajo condiciones distintas a las cuales fueron originalmente

diseñados. Con esta herramienta, es posible predecir la operación de los equipos,

anticipándose a cualquier condición indeseable, a fin de evitar daños y tomar medidas

adecuadas, antes de que se presente una falla que podría ser catastrófica o irreversible cuando

se trabaja en condiciones inestables.

El sistema puede simular una infinidad de casos de operación del compresor, puesto que se

puede modificar cualquier parámetro en tiempo real que afecta al comportamiento,

incluyendo la variación en la composición del gas




xiii

ABSTRACT.

Operational Problems occurred in centrifugal compressors used in Petroleos Mexicanos

installations give rise to innovatory analysis tools, driven to avoid economic losses and

environmental damages by burn gas when machinery is out of service or damaged working

under conditions of fluid dynamic instability. These wavering operation conditions are

evident frequently when gas characteristics, pressure or temperature conditions change

during production wells life.

This is a complete work which develops a computer system dedicated to analyze the

centrifugal compressors behavior under different conditions from the original designed to.

With this tool, it is possible to predict the machine behavior, in order to anticipate to any

unstable condition and take adequate care measurements, to avoid damages before the

appearance of catastrophic disasters that could be irreversible when the compressor is

working in wavering conditions.

This system can simulate an infinity compressor operation cases, since it could modify any

parameter in true behavior time, including the composition gas variation.

.




xiv

OBJETIVO

Determinar una metodología para analizar el comportamiento de compresores centrífugos

bajo condiciones diferentes a las cuales fueron diseñados originalmente, tomando en

consideración el cambio de la composición de la mezcla de gas, así como los parámetros

característicos de comportamiento.




xv

JUSTIFICACIÓN

La utilización de compresores centrífugos, empleados para el transporte de hidrocarburos,

desde los campos de producción hasta su destino final en las plantas petroquímicas, refinerías

y centros de distribución, es una de las tareas primordiales que se realizan en Petróleos

Mexicanos.

Durante la explotación de los pozos de producción, cambia la composición de la mezcla de

hidrocarburos, así como las condiciones de presión y temperatura, afectando seriamente el

comportamiento de los equipos. Como una medida para evitar el daño a los equipos de

compresión, se requiere conocer en forma anticipada, las condiciones a las cuales trabajarían

los compresores centrífugos, con la finalidad de evitar afectaciones, que podrían ser muy

costosas e incluso catastróficas. En el presente trabajo, se pretende desarrollar una

herramienta de análisis que permita tomar medidas oportunas antes de que se presenten

condiciones inestables de operación.




xvi

ALCANCE.

En este trabajo se desarrolla una herramienta de análisis para verificar el comportamiento de

compresores centrífugos, cuando trabajan a condiciones diferentes de su diseño original.

Se determinan las variables termodinámicas de la mezcla del gas que se maneja en el

compresor, como son: la composición molar, parámetros pseudocríticos, factor de

compresibilidad, flujo volumétrico, masa molecular, potencia del compresor, velocidad de

operación, temperatura de descarga entre otras, partiendo de datos de operación para una

aplicación típica en plataforma marina. Para un cambio en cualquier condición originalmente

considerada, se determinan las nuevas condiciones de operación del compresor, de las cuales

se podrán tomar las medidas pertinentes y adecuadas, con la finalidad de evitar daños en el

equipo.

ANALISIS DE TURBOCOMPRESORES Y TURBINAS DE GAS UTILIZADOS EN PEMEX BAJO CAMBIOS

DE LA COMPOSICIÓN DEL GAS MANEJADO


xvii

INTRODUCCION.

Es innegable que el avance de la civilización se identifica con el descubrimiento y aplicación

creciente de la energía. Con ella los pueblos satisfacen necesidades vitales y de su uso generalizado

y eficiente depende, en gran medida su bienestar.

Los hidrocarburos se han convertido en un factor importante en la escena mundial de la energía;

han sido y son causa de alteraciones trascendentales en el concierto de las naciones. La

disponibilidad o escasez del petróleo ha establecido una nueva regionalización en el mundo y ha

dado un sentido diferente a las relaciones de producción y de comercio, a la distribución de la

riqueza y a la formación del capital.

A la luz de los acontecimientos que el mundo ha vivido en los últimos tiempos se ha agigantado la

importancia estratégica del uso racional de los energéticos con la finalidad de preservar el medio

ambiente, que ha constituido la premisa fundamental de las actividades de la industria petrolera

mexicana. En Petróleos Mexicanos, esta premisa tiene dos vertientes primordiales: El

mejoramiento de los procesos mediante la modernización de sus instalaciones, y la producción de

productos de mayor calidad.

El Instituto Mexicano de Petróleo y Petróleos Mexicanos, han unido esfuerzos para buscar

alternativas que contribuyan al uso racional de la energía y disminuyan la contaminación del medio

ambiente.

Las operaciones de Producción Primaria, localización, perforación y extracción son cada vez más

complicadas, no solo porque la profundidad a la que se encuentran los yacimientos ha aumentado

considerablemente, sino porque ha cambiado radicalmente la naturaleza de sus acciones; antes eran

terrestres y ahora son marinas.

Con la acción de perforar no termina la tarea de extraer del subsuelo los hidrocarburos; es necesario

rescatarlos de cada pozo, separarlos, comprimirlos, bombearlos, almacenarlos, etcétera; esto

implica enfrentarse todos los días a situaciones que se derivan de la atención a más de 5700 pozos

en explotación, 196 baterías de separación, más de 21 mil kilómetros de caminos dentro de los

campos y 54 mil kilómetros de tubería terrestre y marina.

En él último año la producción fue de 2 676 000 mil barriles diarios. De este volumen la región

marina aporta aproximadamente 70%; el mesozoico Chiapas Tabasco 24% y el resto del país 6%.

Los tipos de crudo que produce Petróleos Mexicanos son Maya. Istmo y Olmeca, los cuales se

distinguen entre sí con base en su densidad que, respectivamente, es de 22, 33 y 39 grados API

(American Petroleum Institute).

ANALISIS DE TURBOCOMPRESORES Y TURBINAS DE GAS UTILIZADOS EN PEMEX BAJO CAMBIOS

DE LA COMPOSICIÓN DEL GAS MANEJADO


xviii

También el cambio de la composición de la mezcla gaseosa de gas natural, cambia con el tiempo,

puesto que no es constante la caracterización de los componentes de la mezcla de hidrocarburos

durante la vida de explotación de los yacimientos. Por esta razón se presenta el cambio de la masa

molecular de la mezcla gaseosa, en muchas ocasiones estas variaciones llegan a ser significativas,

ocasionando serios problemas de operación en los turbocompresores accionados con turbinas de

gas presentes en las instalaciones de bombeo de gas natural de PEMEX.

Una de las principales funciones que tienen los compresores centrífugos, es la de llevar el gas

natural desde los centros de producción terrestres y marinos, hasta las grandes plantas

petroquímicas o centros de distribución y exportación. En estas aplicaciones el cambio de los

parámetros termodinámicos del gas como son la presión, temperatura y composición de la mezcla

gaseosa que se bombea, puede someter a estos equipos a bruscos cambios de operación que

causarían daños en las partes internas de la máquina como son sellos, chumaceras, impulsores

diafragmas, ejes etc.

El cambio de las condiciones de operación en un compresor centrífugo debido al aumento o

disminución de la masa molecular y la variación de temperatura y presión de succión del gas

manejado modifica las condiciones de flujo y presión de descarga del compresor, afectando el

punto de operación, pudiendo en algunos casos caer fuera de la zona estable de comportamiento y

presentarse los fenómenos de surge y de stonewall.

Los fabricantes de turbinas de gas refieren la potencia nominal de los equipos a condiciones ISO

que son una presión atmosférica de 760 mm. Hg y 15°C. Con estas condiciones las turbinas de gas

proporcionan el máximo de su potencia y mejor rendimiento de diseño, no obstante, al cambiar las

condiciones atmosféricas, ocurren variaciones significativas de potencia y eficiencia.

Como ejemplo típico de una instalación terrestre de PEMEX, está el equipo instalado en el Distrito

de Villahermosa, que opera durante todo el año a condiciones ambientales severas en el verano.

Estos equipos llegan a trabajar con temperaturas ambientales de hasta de 45° C, ocasionando que

la potencia de la Turbina de Gas se vea disminuida hasta en un 40%, demandando más máquinas

en operación para satisfacer la capacidad de bombeo requerida; lo cual implica una mayor demanda

de potencia y un mayor consumo de combustible, aumentando las emisiones contaminantes

desprendidas de la combustión.

SEPI – ESIME – IPN 2014 José de Jesús Reyes Zúñiga

CAPITULO 1

ESTADO DEL ARTE.

PEMEX con una producción aproximada de 3 millones de barriles diarios de petróleo, enfrenta

el reto de lograr que dicha producción llegue oportunamente a su destino final, para cumplir con

las necesidades de abastecimientos nacionales y de exportación. Para esto debe enviar sus

productos a través de grandes distancias por conductos, y transportarlos a sus centros de

procesamiento: refinerías, petroquímicas y plantas de distribución.

Para enfrentar esta gran labor, PEMEX cuenta con turbo grupos integrados por turbinas de gas,

turbocompresores y bombas que son parte importante de los procesos de bombeo de líquidos,

compresión de gas y generación de energía eléctrica en las distintas instalaciones petroleras.

En este capítulo se trataran los principios de funcionamiento de dos de los equipos más

importantes que se utilizan en las instalaciones de PEMEX que son: los turbocompresores y las

turbinas de gas (TG).

1.0 Compresores.

1.1 Compresores centrífugos

Los turbocompresores, son turbo máquinas rotativas de fluido compresible que permiten la

transferencia de la energía entre un fluido gaseoso y un rotor provisto de álabes que giran dentro

de una carcasa o cuerpo estructural.

CAPITULO I ESTADO DEL ARTE.


2

Los compresores centrífugos incrementan la energía cinética de un gas aumentando la

velocidad tangencial del gas (Figura 1.1). El gas entra en el compresor a través de la tobera de

admisión, pasando por el impulsor o rodete, generando un flujo turbulento. El impulsor, que es

como un disco con alabes, está montado sobre un eje rotatorio. Este recibe el gas desde la tobera

de admisión y lo comprime incrementando la energía cinética del gas, que se puede considerar

proporcional al producto de la velocidad en la punta del alabe U y la velocidad tangencial en el

impulsor. W representa la velocidad relativa del alabe. La velocidad resultante C es el vector

suma de la velocidad relativa y la velocidad en la punta del alabe.

.

Figura 1.1 Compresor centrífugo flujo en el impulsor

Rodeando al impulsor, se encuentra el difusor, que tiene la misión de reducir gradualmente la

velocidad del gas cuando este sale del impulsor. El difusor convierte la energía cinética a un

nivel de presión mayor. En un compresor de una etapa, el gas abandona el difusor atravesando

un canal que se encuentra en la carcasa, finalmente sale por la tobera o caracol de descarga. En

un compresor de varias etapas (Figura 1.2), el gas que sale del difusor y va directamente al

impulsor de la siguiente etapa.

Para condiciones estacionarias, la transferencia de energía tiene su origen en las propiedades

elásticas del fluido de trabajo y en los cambios que sufre el momento de la cantidad de

W2

U2

C2



3

movimiento, mientras este pasa por los conductos que forman los álabes y carcasa.

Figura 1.2 Turbocompresor de etapas múltiples

1.2 Compresores axiales

En la figura 1.3 se muestra un compresor axial típico. Un compresor axial consta de un eje con

alabes rotativos (rotor) y una carcasa cónica con alabes fijos (estator). Cada conjunto de alabes

del rotor está acompañado por los alabes del estator. El gas entra por la tobera de admisión, la

cual guía el gas hasta la voluta (zona de descarga). En la entrada de la voluta, el gas se acelera,

atravesando los alabes del estator. Los alabes del estator hacen que la velocidad del gas aumente,

incrementando así la energía cinética del gas. Los alabes del rotor actúan como difusores,

haciendo que la velocidad del gas disminuya, provocando un aumento de la presión.

Los alabes del estator orientan el gas hacia el siguiente conjunto de alabes. De esta manera, se

va acelerando y decelerando el gas hasta su descarga. La presión aumenta cada vez que el gas

Rotor

Carcaza

Diafragma

s

Sellos

Chumacera

axial



4

circula por los alabes del estator. Finalmente, el gas pasa por la salida de la voluta y por la

tobera de descarga, abandonando el compresor.

Figura 1.3 Compresor axial multietapa

1.3 Comparación entre los compresores centrífugos y los axiales

El compresor centrífugo tiene las siguientes ventajas sobre el axial:

- Mayor robustez, y por tanto, mayor seguridad en la explotación.

- Menor número de escalonamientos.

- Mayor facilidad de alojamiento de los sistemas de refrigeración intermedia.

Rotor

Carcaza

Alabes móviles

Alabes fijos

Voluta



5

- Mayor zona de estabilidad de funcionamiento, por lo que respecta al fenómeno de bombeo.

El compresor axial ofrece las siguientes ventajas con relación al centrífugo:

- Mejor rendimiento.

- Para un mismo gasto másico y presión, mayor número de revoluciones.

- El compresor axial tiene menor volumen, menor superficie frontal, y menor peso para igual

gasto másico y relación de compresión. Esta ventaja es excepcionalmente importante en

aviación, e históricamente constituyo el estímulo para la evolución del compresor axial con

destino a los turborreactores. La ventaja es notoria para las relaciones de compresión elevadas

y grandes potencias. Por esta razón, los compresores de las turbinas de gas de gran potencia

suelen ser axiales y los de turbina de gas de pequeña potencia, centrífugos.

Si la relación de compresión es pequeña, esta se puede lograr con un compresor centrífugo de

un solo escalonamiento o etapa con lo cual el peso y volumen de la máquina será menor que si

se empleara un compresor axial, que necesariamente tendría que ser de varios escalonamientos.

La relación de compresión por escalonamiento es:

Tabla 1.1 Relación de compresión por etapa

Valores máximos Valores normales

Compresor centrífugo De 3 a 5 De 1.5 a 2.5

Compresor axial De 1.5 a 2 De 1.05 a 1.2

1.4 Componentes de un compresor centrífugo.

1.4.1 Impulsores.

El impulsor es el elemento encargado de suministrar energía al gas. El gas que atraviesa los

álabes del impulsor aumenta su velocidad, provocando un aumento de su energía cinética y por

lo tanto un aumento de la presión. Es el encargado de aumentar aproximadamente 2/3 partes de

la presión total en un compresor, por eso su diseño y selección deben ser minuciosos.

Existen tres tipos de impulsores: abiertos, semiabiertos y cerrados.



6

1.4.2 Impulsores abiertos

La ventaja que ofrecen los impulsores abiertos (Figura 1.4) es su capacidad para operar con altas

velocidades. Pueden producir altura politrópica Hpol (Wpol trabajo) muy elevada. Esto se debe a

que al no haber un plato interior junto al lado interno de los alabes, se producen menos esfuerzos

en estos. La desventaja que tienen los impulsores abiertos es que tienen baja eficiencia debido

al lado abierto, ya que pueden existir fugas y puede aumentar el número de frecuencias naturales

de los alabes. En muchos diseños, se suele colocar un impulsor abierto en la primera etapa.

Figura 1.4 Impulsores abiertos

1.4.3 Impulsores cerrados

Los impulsores cerrados (Figura 1.5), al igual que los abiertos, se encargan de acelerar el gas

para obtener una mayor presión. No producen tanta altura como los abiertos pero sin embargo,

no están sometidos a tantos esfuerzos. En su diseño se suelen incluir anillos de desgaste.



7

Figura 1.5 Impulsores cerrados

En la figura 1.6 se muestra de manera esquemática los diferentes tipos de impulsores centrífugos

explicados anteriormente.

Figura 1.6 Tipos de impulsores centrífugos: a) Abiertos; b) Semiabierto; c) Semiabierto de

doble succión; d) Cerrado de doble succión; e) Cerrado de simple succión

En los compresores centrífugos de alta presión de escalonamientos múltiples, con frecuencia los

dos primeros escalonamientos se construyen de doble aspiración, lo que tiene la ventaja de

optimizar los últimos escalonamientos para una velocidad de rotación dada.

En el desarrollo de los últimos años ha ido:

a) Hacia caudales mayores, que se han logrado aumentando el diámetro de la boca de aspiración,

disminuyendo el diámetro del cubo y aumentando el ancho del impulsor y la velocidad de

rotación.

b) Hacia relaciones de compresión por escalonamiento también mayores, que se ha conseguido

con ángulos de salida grandes, del orden de 90° y grandes velocidades de rotación.



8

El parámetro fundamental que caracteriza el alabe de un compresor es el ángulo de salida β2 y,

según este, los alabes se clasifican en:

- Alabes curvados hacia atrás; β2 < 90° (Figura 1.7a)

- Alabes curvados hacia delante; β2 > 90° (Figura 1.7b)

- Alabes de salida radial; β2 = 90° (Figura 1.7c)

Figura 1.7 Impulsor de compresor centrífugo con alabes: a) curvados hacia atrás; b) Curvados

hacia adelante; c) De salida radial

1.4.4 Difusor

El sistema difusor consta de una o varias partes fijas, cuya misión es recuperar una parte de la

energía cinética a la salida del impulsor, o lo que es lo mismo, conseguir mejorar el rendimiento,

a expensas de la energía cinética que crea el impulsor, con un incremento adicional de presión.

El sistema difusor suele constar al menos de una caja espiral o voluta, a la cual se añade con

frecuencia uno de los siguientes elementos: corona directriz, cono difusor, o los dos

simultáneamente.



9

El sistema difusor de la figura 1.8 consta de caja espiral y cono difusor.

Figura 1.8 Cambios de presión estática y dinámica a través de un compresor centrífugo.

OA Presión estática y dinámica a la salida del compresor.

MB Presión estática a la salida del impulsor.

MC Presión dinámica a la salida del impulsor.

NE Presión dinámica a la salida del difusor.

NF Presión estática a la salida del difusor.

En diseños sencillos se dispone de una corona directriz sin alabes, que a veces queda reducida

a una simple caja de paredes paralelas. La sensibilidad a los cambios de régimen de esta corona

sin alabes, es mucho menor (Figura 1.9), pero también el rendimiento en el punto de diseño es

inferior.



10

Figura 1.9 Difusor de un compresor centrífugo.

La resistencia del impulsor a los esfuerzos centrífugos, limita a la velocidad periférica a la salida

del impulsor, lo cual implica que la relación de compresión máxima que se alcanza puede llegar,

en algunos casos particulares, al valor 4 y aun mayor. La velocidad máxima que se alcanza en

los impulsores de fundición de hierro está limitada a unos 40 m/s, mientras que en los impulsores

de acero puede llegar hasta los 300 m/s. En construcciones especiales con aceros aleados se

llega hasta los 500 m/s.

1.4.5 Rotor

El rotor (Figura 1.10) recibe la energía mecánica a través del cople y la transfiere al gas por

medio de los impulsores. Se encuentra apoyado en dos cojinetes radiales. Contiene un plato de

empuje (extremo de sección) y un pistón de balance (extremo de descarga).



11

Figura 1.10 Rotor de un compresor centrífugo.

1.4.6 Plato o collar de empuje

El plato de empuje (Figura 1.11) se encuentra instalado directamente en el eje. Trabaja en

conjunto con el cojinete para transferir la carga axial del rotor hacia la cimentación, vía soportes

y carcasa del compresor.

La superficie debe estar protegida de golpes y ralladuras, particularmente en el área observada

por la punta de pruebas de desplazamiento axial.

Figura 1.11 Plato de empuje.

1.4.7 Pistón de balance

El pistón de balance (Figura 1.12) se encuentra ubicado después del último impulsor, en el

extremo de descarga. Se dimensiona para compensar la fuerza de empuje resultante del rotor y

reduce la carga en el cojinete de empuje.

Una serie de laberintos maquinados en la periferia, forman sello contra un anillo de material

blando (babbitt) o colmena.

PLATO DE EMPUJE PISTON DE BALANCE



12

Figura 1.12 Pistón de balance.

1.4.8 Sello de laberinto

A la hora de manejar un gas en un eje rotativo, lo más normal es que existan fugas a través de

este hacia el exterior de la carcasa. Para evitar este fenómeno, se utilizan dispositivos de sellado.

Los más comunes son los sellos mecánicos.

En los compresores centrífugos, los sellos mecánicos más utilizados son los laberinticos. Un

sello laberintico (Figura 1.13) está compuesto de numerosas ranuras rectas que se ajustan en

torno a un eje, o dentro de una perforación, de forma tal que el fluido deba pasar por un largo y

difícil camino para poder escapar. A veces poseen marcas en forma de tornillo en las porciones

exterior e interior. Estas se colocan de manera de definir el camino largo característico necesario

para disminuir la fuga de fluido. En el caso de sellos laberinticos en ejes que rotan, debe existir

un huelgo muy pequeño entre los bordes del laberinto y la superficie sobre la cual deslizan.

Los sellos tipo laberinto de ejes rotatorios permiten obtener características de sellado sin

necesidad que las dos superficies entren en contacto, para ello se controla el paso del fluido a

través de varias cámaras mediante la acción de la fuerza centrífuga, como también mediante la



13

formación de diversos vórtices en sitios predeterminados. Suele fabricarse en materiales

blandos como el aluminio, bronce, termoplásticos, etc.

Figura 1.13 Sello de laberinto.

La alta vibración y contaminantes (sólidos y químicos) son los mayores contribuyentes a

deterioro y desgaste

del sello.

Figura 1.14 Detalle de sello de laberinto.



14

1.4.9 Cojinetes radiales

Se utilizan cojinetes radiales (Figura 1.15) de zapatas pivotantes. La película hidrodinámica del

lubricante transfiere la carga radial del eje hacia los cojinetes.

Proveen rigidez y amortiguamiento y además controlan la posición del eje.

Figura 1.15 Cojinete radial.

1.4.10 Cojinete de empuje axial

El cojinete de empuje (Figura 1.16) es utilizado para restringir el movimiento axial del rotor.

Está compuesto de zapatas pivotantes. La película de aceite transmite la fuerza desde el disco

hasta el cojinete. El tamaño del cojinete depende de la carga axial y dimensión del pistón de

balance.

Figura 1.16 Cojinete axial.



15

1.4.11 Álabes guía de entrada

Los álabes guía de entrada (Figura 1.17) pueden ser fijos o ajustables. Proveen la dirección

deseada del flujo entrando al impulsor. El tipo ajustable es utilizado mayormente en

compresores de una sola etapa. La inclinación de estos alabes afecta al funcionamiento del

compresor, incluyendo la línea de oleaje o surge. Por eso debe tenerse muy en cuenta a la hora

de realizar el diseño.

Figura 1.17 Alabes guía.

1.4.12 Diafragma

El diafragma (Figuras 1.18 y 1.19) es un componente estacionario que se suelte colocar en la

pared divisoria entre las etapas. Controla la dirección y velocidad del gas. Incorpora el difusor

y canal que dirige el gas hacia la aspiración del siguiente impulsor.

Figura 1.18 Diafragma.



16

Figura 1.19 Diafragma de compresor centrífugo.

1.4.13 Carcasa

La carcasa (Figura 1.20) contiene toda la presión y aloja al rotor junto al resto de las partes

estacionarias, además de las conexiones de aspiración y descarga. Suele estar fabricada en

acero forjado o vaciado.

Figura 1.20 Principales partes del compresor centrífugo.



17

Los fluidos que pasan por los compresores pueden ser de naturaleza diversa: gas puro, mezcla

gaseosa, vapor recalentado o saturado. En ciertos casos, el fluido que sufre la compresión

puede ser tratado como un gas ideal; esto depende no solo de la naturaleza del fluido, sino

también de la relación de presión considerada. Así en el caso de un compresor que aspira aire

atmosférico y eleva su presión a unos 5 bar, las propiedades del fluido no difieren esencialmente

de las de un gas perfecto, sin embargo, no sucede lo mismo cuando la presión del gas es más

elevada. Por otra parte, si el fluido es un vapor saturado o ligeramente recalentado, no debe

compararse con un gas perfecto ni siquiera cuando la presión a la salida del compresor sea

moderada. La diferencia fundamental entre estos dos casos, consiste en el hecho que la

constante particular del gas R para el caso de los vapores varia con la presión y la temperatura,

mientras que para un gas perfecto casi no cambia permaneciendo aproximadamente constante.

1.5 Importancia de los compresores centrífugos.

Los compresores son vitales en las refinerías para manejar hidrógeno, sulfuro de hidrogeno,

etano, propano, propileo, butano, butileno benceno, cloruros vinílicos, etc. Se usan en la

industria química en los procesos de síntesis del gas amoníaco, metanol, del dióxido de carbono,

etc. Los compresores se emplean en las plantas de separación de aire, bien sea con aire o con

nitrógeno, oxígeno, argón, helio, etc. Estos son necesarios en los servicios de aire industrial para

tener potencia, como en sopladores de hollín, en aire para pruebas, con aire para la combustión

del petróleo y derivados, con aire para el tratamiento de aguas. También son indispensables en

el tratamiento del gas natural húmedo para convertirlo en gas seco y para su distribución en las

ciudades, así como en los procesos de fabricación del gas LP (gas propano líquido) o del LNG

(gas natural líquido). Se requieren en los procesos criogénicos con el amoníaco, freón, dióxido

de carbono, etileno, LPG, LNG, helio, etc.

Los compresores son necesarios en todo sistema de alimentación con circulación forzada, en la

industria de los metales ferrosos y no ferrosos, en la industria del cemento, textil, del papel, de

cigarros. Son de uso obligado en las minas, hospitales, laboratorios de investigación con altas

y bajas presiones y temperaturas y en cualquier caso donde se haga necesario contar con aire o

gases a presión.

En la figura 1.21 se muestra la aplicación del turbocompresor accionado con turbina de gas.



18

Figura 1.21 Grupo turbina de gas compresor centrífugo

1.6 Clasificación general de los compresores.

Tan variada y extensa es la utilización de los compresores que abarca una gama amplísima de

tipos.

Los compresores pueden clasificarse de diferente forma. Así por ejemplo, según la presión se

clasifican en: compresores de alta, media y baja presión.

Según la naturaleza del gas se clasifican en: Neumáticos o para aire, para gas de proceso y para

gasoducto.

No obstante, la clasificación más importante es de acuerdo con al principio de funcionamiento,

como puede observarse en la figura 1.22

A continuación se analizarán las características generales de los compresores centrífugos [1]

1.7 Aplicación típica de los turbocompresores.

Los compresores centrífugos encuentran su aplicación típica, cuando la capacidad fluctúa entre

500 y 20000 ft3/min a la entrada del compresor. Los compresores axiales tienen mejor

rendimiento que los centrífugos y su rango de aplicación más usual están entre 7500 y 60000

ft3/min; sin embargo, se utilizan únicamente para aire o gases limpios, ya que son susceptibles

de depósitos, corrosión y erosión en los álabes.

Entrada de gas Salida de gas

Turbina de gas

Compresor



19

COMPRESORES

DINAMICOS

FLUJO RADIAL

CENTRIFUGOS

ETAPA SIMPLE

MULTIETAPA

MODULARES

CORTE HORIZONTAL

CORTE VERTICAL

INTERENFRIADOS

ISOTERMICOS

FLUJO AXIAL

ALABES VARIABLES

MULTIETAPA

DESPLAZAMIENTO POSITIVO

RECIPROCANTE

ENFRIADOS POR AIRE

ENFRIADOS POR AGUA

ETAPA SIMPLE

CON ACCIONADORDE GAS SEPARADO

MULTIETAPA

ROTATIVO

TORNILLO SECO

TORNILLO LUBRICADO

ASPAS

DOS LOBULOS

TRES LOBULOS

PELICULA DE LIQUIDO

SIN ACCIONADORDE GAS SEPARADO

Figura 1.22 Clasificación de compresores

La relación de presión máxima por etapa para compresores de gas de proceso, está limitada por

la temperatura de descarga. El límite para los centrífugos es de 400 a 450 ºF y para los axiales

es de 600 ºF [13]. Los compresores centrífugos tienen un rango más bajo debido a que las

terminales de los diafragmas, se dilatan radialmente debido al aumento de temperatura del gas

comprimido. Aunque requieren menos mantenimiento que los compresores de émbolo, es

necesario tener un rotor ensamblado como reserva, para garantizar el servicio continuo [2].

Los turbocompresores son los más comunes y están constituidos fundamentalmente por un rotor

provisto de álabes, que gira dentro de una carcasa de hierro fundido o de acero, herméticamente

cerrada, de forma que pueda producirse un gradiente de presión entre la entrada y salida de la

máquina en virtud de la acción de los álabes del rotor sobre el fluido. Se trata, pues, de máquinas

con gradiente de presión dinámica.



20

La dirección del flujo puede ser radial o axial y así se tienen en el primer caso a los compresores

radiales o centrífugos, y en el segundo a los axiales. En ambos tipos, el fluido, a la salida del

rotor pasa a un difusor que convierte parcialmente la energía dinámica en estática. El difusor

forma parte de la carcasa, bien sea como ducto abocinado en los centrífugos o como álabes fijos

axiales.

En ciertos casos el flujo es mixto, esto es en parte radial y en parte axial; su estudio se incluye

dentro de los centrífugos

1.8 Arreglo de boquillas.

Los compresores centrífugos de etapas de compresión múltiples son máquinas extremadamente

flexibles. Estos pueden ser adaptados a un amplio rango de consideraciones mecánicas y

demandas de proceso.

Dependiendo de la carga (trabajo de flujo) requerido, el número de impulsores empleados puede

variar de dos a doce. Las bridas de succión y descarga pueden ser localizadas hacia arriba, hacia

abajo o formando un ángulo cualquiera con la carcasa, también pueden tener varias boquillas de

entrada y salida para recibir corrientes laterales de gas de proceso, o bien para instalar

economizadores (interenfriadores) entre las etapas de compresión, estas boquillas, pueden ser

localizadas en cualquier parte de cuerpo del compresor.

Algunas de las configuraciones más comúnmente empleadas son las que se muestran a

continuación, sin embargo, los arreglos son hechos a las necesidades de cada usuario. Por

simplicidad el arreglo de boquillas hacia abajo es el más común pues permite un fácil acceso a

las partes internas del compresor, sin la necesidad de desmantelar las tuberías principales, y es

usualmente preferido, especialmente para compresores de corte horizontal (Ver figura 1.24).

El compresor mostrado en la figura 1.24 permite introducir o extraer gas a niveles de presión

seleccionados. Los flujos de corrientes laterales pueden ser de gas de proceso o flujos de etapas

de refrigeración, los flujos laterales, se pueden introducir a través de dos etapas de compresión

en el diafragma, o si el flujo es muy grande, este puede introducirse en el área destinada a los

impulsores, omitiendo uno o más impulsores.



21

Cuando se emplea una sola carcaza para un aumento de presión muy grande, se emplea un

arreglo de impulsores espalda con espalda (back to back), para disminuir el empuje axial. En

la figura 1.25 se puede ver como las fuerzas de empuje axial actúan a través de los dos bancos

de impulsores, tendiendo a neutralizarse una a otra [3].

Figura 1.23 Compresor corte horizontal con bridas hacia abajo.

Figura 1.24 Compresor con arreglo de impulsores espalda con espalda



22

La cubierta tipo barril o de corte vertical puede emplearse en rangos de presión hasta de 10000

lb/pg2, las bridas de succión y descarga se localizan en cualquier parte del compresor formando

un ángulo cualquiera con la línea horizontal o vertical, al igual que los compresores de corte

horizontal, el arreglo de impulsores cuando maneja grandes presiones, será espalda con espalda,

para disminuir los efectos del empuje axial (Figura 1.2).

Figura 1.25 Compresor de corte vertical

1.9 Ventajas para utilizar Turbinas de Gas.

Desde hace más de 40 años, las turbinas de gas se utilizan en gran número como unidades

motrices en refinerías de petróleo, en plantas de amoniaco, butadieno y etileno, entre otras.

Normalmente, las turbinas de gas se utilizan en lugar de turbinas de vapor con condensación por

alguna de las siguientes razones:

Las turbinas de gas son unidades integradas. No necesitan calderas, condensadores, sistemas

de agua de alimentación y enfriamiento y el equipo relativo.

Producen alta potencia a elevada velocidad, con gran confiabilidad, fácil mantenimiento, y

ocupan poco espacio.

Las turbinas de gas tienen eficiencias térmicas mucho más elevadas que las de vapor con

condensación para procesos.

No producen tanta contaminación ambiental con su escape y, además porque casi no hay que



23

purgar sistemas de agua de alimentación y enfriamiento.

Los límites prácticos de potencia de turbinas de gas en aplicaciones de procesos van desde

1 000 hasta 100 000 o más HP.

Con todos estos factores favorables, se justifica la instalación de turbinas de gas en lugar de las

de vapor, sobre todo para plataformas marinas, donde solo existe agua de mar.

1.10 Aspectos fundamentales de las Turbinas de Gas.

El concepto de turbina de gas es más antiguo que el de otros motores primarios, pero su

perfeccionamiento no ha sido fácil.

En la figura 1.26 se ilustran los componentes de una turbina de gas, de ciclo simple. Un

compresor dinámico suministra aire a una cámara de combustión, en donde se quema el

combustible con exceso de aire, a presión constante. Ciclo simple sólo significa que los

productos de la combustión se mezclan con un exceso de aire para producir gas con energía a

una temperatura lo bastante baja para el tipo de materiales utilizados. El gas energizado se

expande en una turbina que impulsa el compresor de aire y produce potencia adicional como

salida mecánica. Como último paso, los productos de la combustión se descargan en atmósfera.

Figura 1.26 Turbina de Gas de ciclo simple

Aunque esta configuración parece ser sencilla, presenta ciertas dificultades. Primera, se requiere

alta eficiencia en el compresor y en la turbina. Segunda, la presión y temperatura en el ciclo

deben ser mayores de ciertos límites mínimos antes de que se pueda producir potencia de salida.



24

1.11 Tipos de Turbinas de Gas.

Las turbinas de gas se utilizan para trabajo pesado y Aero derivadas de motores de aviación (o

tipo avión).

El tipo para trabajo pesado se ha perfeccionado para satisfacer las necesidades normales de las

plantas industriales, sin limitaciones de espacio y de peso.

Esta turbina normalmente es del tipo de uno o dos ejes. Los álabes del compresor y la turbina

son de construcción robusta, lo mismo que las toberas. Esto, junto con las relaciones de presión

y temperaturas moderadas en el gas energizado, permite largos intervalos para las inspecciones

y mantenimiento. Los cojinetes (chumaceras) del árbol son convencionales, del tipo de

manguito o de cuerpo oscilante en los radiales, y de caras cónicas o de segmentos múltiples, en

los de empuje; dispuestos para funcionar con un sistema de lubricación a presión común para la

turbina de gas y la máquina impulsada. Por lo general, la turbina, el sistema de lubricación, los

sistemas auxiliares y los instrumentos sirven para las necesidades normales de las plantas de

proceso, expresados en normas como las API 614 y 616.

La turbina Aero derivada, por contraste, es un motor de chorro ("jet") para aviones pero, en

vez de impulsar un avión, mueve una turbina de potencia. En esta forma, el motor es un

generador de gas energizado que se envía a una turbina convencional de potencia para trabajo

pesado.

Estas turbinas presentan las siguientes ventajas: 1) la aplicación de tecnología de punta de las

turbinas de aviación para uso industrial; 2) las técnicas de producción en serie y de control de

calidad aplicados a la aviación benefician a los usuarios industriales; 3) la disponibilidad de los

centros de servicio para motores de avión, con sus estrictos requisitos de certificación, existencia

de piezas de repuesto (a veces unidades completas a cambio) e instalaciones para prueba, son

apropiados para dar servicio a los generadores de gas. Esto fue utilizado en compresores

centrífugos para gasoductos

El diseño y producción de turbinas de potencia para temperaturas moderadas, flujo alto y baja

velocidad, de unas 5 000 r.p.m., fueron una continuación de la fabricación de esos compresores.

En la actualidad, se utiliza un número cada día mayor de estas turbinas de gas en gasoductos,

perforaciones costa fuera, plataformas marinas y servicios públicos, debido a que, para potencias



25

altas, este tipo de turbina es más eficiente.

La turbina de gas Aero derivada tiene dos o tres árboles, según sea el diseño del motor de

reacción, debido a su construcción compacta, no se puede utilizar en ellas el ciclo regenerativo.

La turbina de potencia y el generador de gas (motor de reacción) son componentes separados,

sin conexión mecánica de flecha dividida; los sistemas auxiliares también están separados.

Figura 1.27 Turbina de gas Solar Taurus de eje bipartido

La turbina de potencia, como se mencionó es de construcción resistente y comparte los

accesorios, instrumentos y sistema de lubricación con el equipo al cual impulsa. Pero el origen

del generador de gas es evidente en su diseño mecánico, además de su menor peso y tamaño

compacto exigidos para los aviones. Otras importantes variantes para su empleo en plantas de

proceso incluyen gran número de cojinetes antifricción, sistemas especiales de lubricación con

aceites sintéticos no inflamables, accesorios hidráulicos e instrumentos electrónicos e

hidráulicos. Esto, más las holguras tan precisas requeridas en su construcción, hacen necesarios

métodos de operación y mantenimiento diferentes de los normales en una planta.

También existe la ''turbina de gas tipo industrial'', que es para trabajo pesado. Sus características



26

especiales pueden incluir salida de potencia en el extremo delantero (lado del compresor) y

engranaje integral para cambios de velocidad. También pueden observarse algunas de las

características de los motores de avión en esta turbina, que se ilustra en las figuras 1.28 y 1.29.

Las turbinas industriales, han sido diseñadas con criterios más conservadores, tienen un costo

por kW instalado inferior a las Aero derivadas y su mantenimiento es más económico, exigiendo

menos paros programados en la marcha del equipo. Las reparaciones de estas turbinas se pueden

realizar en el lugar de instalación, fundamentalmente si son máquinas grandes manufacturadas

con técnicas similares a las que se aplican en las turbinas de vapor. Su potencia máxima está

actualmente en orden de los 219 MW con un rendimiento cercano a 38 % [4].

Las turbinas Aero derivadas suelen tener un costo por kW instalado superior a las industriales y

requerir un mantenimiento más costoso, con períodos más frecuentes de revisión, del orden de

la mitad con relación a las turbinas industriales. Normalmente, en su mantenimiento se precisan

herramientas especiales y el personal que lo ejecuta debe ser mucho más especializado. En el

mantenimiento mayor el rotor es extraído y sustituido por otro.

La mayor ligereza de las turbinas Aero derivadas las hace idóneas cuando se requiere una

reducida relación de peso/potencia (0.27 kg/kW). Por el contrario, se debe indicar que no suelen

utilizar combustibles pesados de baja calidad. Además, hay que tener presente que, al ser la

temperatura de gases de salida más baja que en las de tipo industrial, son menos adecuadas para

la aplicación en ciclos combinados.

Las turbinas Aero derivadas alcanzan rendimientos máximos del orden de 40% y temperaturas

sobre los 1,300 ºC en la cámara de combustión. La potencia máxima para generación eléctrica

alcanzada con este tipo de turbinas oscilan entre 40 y 50 MW.

En estos sistemas el combustible empleado puede ser líquido o gaseoso, pero el gas natural

posee grandes ventajas. Entre éstas se pueden señalar el no requerir almacenamiento, mayor

limpieza en el sistema de recuperación, proporcionar una vida superior a los álabes de la turbina,

exigencias menores en el mantenimiento y revisiones. Estas ventajas hacen que la elección se

incline a favor de utilizar este combustible, cuando se dispone de él en las proximidades de la

planta [5].



27

Figura 1.28 Turbina de gas Solar Taurus de eje bipartido

1.12 Turbinas para aviación y servicio industrial.

Las características de operación de las turbinas Aero derivadas e industriales, son en cierta

manera diferentes. He aquí los aspectos más sobresalientes [6].

Tabla 1.2 Características de operación

Aviación. Industrial.

1) Opera dentro de amplios límites de temperatura y de

presión ambientales.

Opera dentro una gama más pequeña de temperaturas y

presiones ambientales.

2) Quema solamente queroseno de alto grado a fin de

obtener seguridad en la regulación, valores caloríficos

satisfactorios, etc.

Quema combustibles muy variados, líquidos o gaseosos, desde

petróleo crudo a gas natural. Incluso combustibles sólidos.

3) Emplean materiales de construcción ligeros y

resistentes al calor y a la oxidación (aleaciones de

titanio.)

Emplean materiales resistentes a la corrosión.

4) Se puede sacrificar la vida de la máquina por razones

de buena respuesta en el despegue del avión.

Se debe prolongar la vida de la máquina con cargas de

operación adecuadas, reduciendo o evitando las sobrecargas.



28

1.13 Principio de funcionamiento de la Turbina de Gas.

El principio de funcionamiento de la turbina de gas, se basa en el ciclo Joule Brayton. En este

se introduce aire atmosférico en la succión del compresor, donde inicialmente el motor de

arranque suministra la potencia para comprimir el aire, y una vez alcanzada la velocidad de

carga de la turbina, este se desacopla, proporcionando la energía la turbina de potencia de ahí

en adelante. El aire comprimido pasa a través del difusor donde, parte de su energía cinética es

convertida en presión y es introducido en la cámara de combustión donde se inyecta el

combustible (gas natural dulce es el más común) mezclándose con el aire presurizado. Durante

el ciclo de arranque de la máquina, una flama colocada en el interior de la cámara de combustión

es alimentada por una línea separada de combustible, que se enciende por medio de una bujía.

La flama prende la mezcla aire combustible que se introduce en la cámara de combustión, donde

se mantiene una combustión continua, siempre que exista un adecuado flujo de mezcla aire

combustible.

Los gases calientes, a una temperatura próxima a 1200 ºC y gran velocidad, pasan a través de

los álabes de la turbina produciendo energía mecánica, que será transformada en energía

eléctrica, por medio de un alternador acoplado, o en trabajo de flujo, para aumentar la presión

de un gas.

Los gases de salida, conteniendo una cantidad importante de energía térmica, a una temperatura

del orden de 550 ºC y con un 15% de Oxigeno aproximadamente, pueden utilizarse

directamente, por ejemplo en un proceso de secado, o bien introducidos en una caldera de

recuperación para producir vapor.

El ciclo Brayton, (Figura 1.29) en su forma ideal, evoluciona con dos procesos adiabáticos

reversibles (pvk=c), y dos procesos isobáricos, el fluido de trabajo es aire y se comporta como

gas ideal.

Esto significa que el cambio de entropía durante el proceso de combustión, sea igual al proceso

de retiro de calor en el escape, por lo que se tiene una relación de temperaturas de:

1

4

2

3

T

T

T

T 1.1



29

No obstante, que el estudio de las transformaciones termodinámicas que ocurren en la máquina,

son algo complejas, se han fijado conceptos de mucha utilidad que lo simplifican.

Tres de estos conceptos son:

1. - La entalpía total o de estancamiento, que se representa como la suma de la entalpía

estática, más la energía cinética.

ℎ0 − ℎ1 =𝑐12 − 𝑐0

2

2

Figura. 1.29 Diagrama básico del ciclo Brayton

1

2 3

4

P2

T

s

p

v

1

2

3

4

1

2 3

4

P2

P1

P1



30

Cuando 𝑐0

2 = 0, esto es.

2

2

110

chh

2. - La temperatura total o de estancamiento, que corresponde al valor que adquiere el fluido

al ser llevado al reposo, hasta condiciones de velocidad cero para capacidades caloríficas que

no son función de la temperatura.

pc

ctt

2

2

110

3. - Presión total o de estancamiento, que es la presión alcanzada cuando el proceso de

desaceleración es isotrópico.

𝑝0 = 𝑝1 (𝑇0𝑇1)

𝑘𝑘−1

1.14 Materiales de construcción para Turbinas de Gas.

Cualquiera que sea el tipo de la turbina de gas, su eficiencia total depende de las eficiencias

individuales del compresor y la turbina, y de la temperatura máxima de entrada con la cual se

puede tener funcionamiento continuo.

Con la tecnología actual, la eficiencia del compresor y la turbina ha llegado alrededor del 90%

[4], y no se considera probable poder aumentarla. Sin embargo, los aumentos en la temperatura

máxima de combustión, son algo por completo diferente. Los constantes adelantos en la

tecnología de materiales han permitido su elevación y la mejora consecuente en la eficiencia de

las turbinas existentes.

Para lograr este adelanto, los fabricantes se han enfrentado a los problemas del manejo de altas

temperaturas, en tres formas básicas.

La primera es que se han creado y se siguen perfeccionando materiales con alta resistencia a la

ruptura por fluencia, a temperaturas elevadas. En los componentes rotatorios sometidos a



31

grandes esfuerzos como los álabes y discos de la primera etapa, se utilizan superaleaciones

basándose en níquel. Para temperaturas todavía más altas, se pueden emplear aleaciones

basándose en cobalto, pero con menor grado de esfuerzo en las toberas estacionarias de la

primera etapa. Para los revestimientos de las cámaras de combustión (combustores) y piezas de

transición se utilizan aleaciones más especializadas.

Las superaleaciones resistentes a las altas temperaturas, además de alta resistencia física también

deben tener resistencia a la oxidación, erosión y corrosión. Deben ser adecuadas para darles

forma con los procesos de manufactura disponibles, tales como colada con revestimiento, forja

de precisión, laminación, maquinado y soldadura.

En segundo lugar, con el empleo de revestimientos protectores de barrera térmica para las

toberas y álabes en servicio con altas temperaturas, se puede aumentar la duración de estas

piezas dos veces o más, según sean las características del combustible. Los revestimientos

incluyen óxido de aluminio y carburos de tungsteno y de cromo en aleación con níquel, cromo

y platino. Se emplean diversos procesos para aplicar los revestimientos e incluyen bombardeo,

aspersión con plasma y con plasma al vacío, difusión, recubrimiento y electrodeposición o

combinaciones de ellos [7].

Una tercera forma, que ha dado los mejores resultados en la operación a altas temperaturas,

consiste en enfriamiento por aire para las toberas, álabes y discos de la turbina. El enfriamiento

por aire se ha utilizado en las cámaras de combustión (combustores) estacionarias desde que

aparecieron las turbinas de gas. La eficacia de este tipo de enfriamiento de las toberas y álabes,

está íntimamente relacionada con la mejora de las técnicas de fundición con revestimiento y de

cascarones múltiples, para superaleaciones de altas temperaturas. Con estos adelantos, ha

mejorado la técnica para el manejo y distribución del aire de enfriamiento.

Para obtener aire de enfriamiento libre de polvo, se toma en el centro de su trayectoria en el

compresor y se pasa por trampas para polvo del tipo de inercia antes de llegar a los conductos

de diámetro pequeño en las toberas, discos y álabes (paletas). Las aberturas de entrada están

fuera de la trayectoria del gas caliente, y las salidas están colocadas para minimizar la

obstrucción con cenizas.

Con el enfriamiento eficiente por aire, es posible controlar la temperatura del metal de las



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toberas, álabes y discos, a alrededor de 250 a 5000F menos que la del gas de combustión. Estos

límites de temperaturas son para turbinas de trabajo pesado, en donde el metal para piezas

sometidas a grandes esfuerzos es más grueso y fuerte que en las turbinas del tipo avión. Con

ello, los límites de temperatura de entrada en las turbinas de gas ind

escuela superior de ingenieria mecanica y electrica seccion de estudios de … · 2017. 9. 1. ·...

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