CURSO DISEÑO Y CALCULO DE COMPRESORES

DISEÑO Y CALCULO DE COMPRESORES

AUTOR

INGENIERO INDUSTRIAL

PEDRO A GOMEZ RIVAS

Compresor. Es una máquina que fundamentalmente se utiliza para elevar la presión de un gas pasando de presión baja a otra más alta. Una variante de ésta máquina sirve tambien para producir vació; sin embargo, no estudiaremos esta variante porque la demanda para ésta utilización es muy escasa.

Grupo de compresor autónomo. Es un grupo completo montado en un patín y está formado por el accionamiento primario, compresor, aparatos necesarios para la refrigeración, depuradores, colectores de humedad, mandos de seguridad y tuberías. O sea, un grupo completo para conectarlo con las tuberias de aspiración o descarga.

Usos de un compresor. Un compresor se utiliza en: 1. Transferencia de gas desde pozos productores de baja presión hasta las Plantas de Procesamiento.

2. Comprimir gas para devolverlo a la formación petrolífera con el objetivo de mantener presión o aumentar la presión del yacimiento.

3. Devolver el gas a la formación cuando el propietario desea reducir la proporción gas-petroleo. Algunos estados limitan la cantidad de gas que se puede producir o vender por barril de petroleo producido. Por lo tanto, el propietario de los pozos que producen demasiado gas por barril de petróleo tiene que devolver parte del gas al yacimiento para obtener más petróleo.

4. Transferir gas para llevarlo al punto de consumo.

5. Aumentar presión en tubería de almacenamiento.

6. Comprimir aire para distintos usos en todas las industrias.

Compresor reciprocante Compresor reciprocante es una máquina que comprime el gas mediante el desplazamiento de un piston dentro de un cilindro. A continuación describiremos el ciclo ideal y el real en un compresor reciprocante.

PRESIONVOLUMENC I C L O I D E A LABCD E comprimido es 100%. El vector A-B representa el movimiento del stroke o carrera de succión en el cual el gas empieza a ingresar al cilindro a travez de la válvula de succión hasta el volumen V1 que es el volumen total del cilindro de compresión, durante éste movimiento la presión P1 permanece constante y es igual a la presión en la succión o tubería de carga al compresor. En el punto B , la fuerza d compresor actua positivamente y comprime el gas hasta el punto C en el cual se alcanza la presión deseada de descarga P2 y es éste el momento en el cual la válvula de salida se abre permitiendo la transferencia total del gas del cilindro de compresiónal sistema en el punto D. Como asumimos que estamos operando un compresor ideal o perfecto que nos permite hacer una compresión ideal, el punto D corresponderá a un volumen de cero cuando se cierran las válvulas de salida. Aquí empieza el retorno del pistón, pasando del punto D al punto A y de la presión P2 a la presión P1 idealmente, ya que al llegar al punto D , como el volumen es cero, no habrá moléculas remanentes de gas y la presión, en éste instante, no tendrá ningún valor, P1P2

luego tan pronto se abran las válvulas de entrada de gas en el punto A la presión será la de carga o succión al compresor, P1 , iniciándose nuevamente el ciclo de compresión. E se puede pensar en una compresión ideal, por lo que es mejor analizar el ciclo real que sucede en un compresor reciprocante, modelo más conocido en el campo petrolero.

PRESIONVOLUMEN0431265CLEARANCE

Posición 1INICIO DEL STROKE O CARRERA DE COMPRESIÓNVÁLVULAS DE SUCCIÓN Y DESCARGA CERRADASPosición 2APERTURA DE VÁLVULA DE DESCARGAPosición 3INSTANTE FINAL DEL STROKE O CARRERA DE COMPRESIÓNE INICIO DEL STROKE O CARRERA DE DE SUCCIÓN. VALVULAS DE SUCCIÓN O CARGA Y DESCARGA CERRADAS. Posición 4VÁLVULAS DE SUCCIÓN O CARGA ABIERTASC I C L O R E A L D E C O M P R E S I O N En las figuras de los ciclos ideal y real se puede observar claramente las diferencias en diagramas. Complementamos la explicación con el gráfico de posición del pistón en cada uno de los puntos del ciclo real de compresión que podemos observar en cualquier comprsor reciprocante.

Posición 1 Este es el inicio del stroke o carrera de compresión. El cilindro está lleno de gas a la presión de succión. El pistón empieza a desplazarse para llegar a la posición 2, el gas es comprimido por éste desplazamiento del pistón y está representado por el tramo curvo 1-2.

Posición 4 Posición 2 En éste punto la presión del cilindro supera en un diferencial a la presión existente en la tubería de descarga. Este diferencial origina la apertura de la válvula de la descarga. La descarga o transferencia de gas continúa hacia la tubería . Esta acción está representada por el tramo 2-3 en el diagrama y por el cambio de posición del pistón desde la posición 2 a la posición 3.

Posición 3 En ésta posición, el pistón completó toda la descarga o transferencia del gas desde el cilindro de compresión hasta la tubería ó linea de descarga. En éste instante termina el stroke o carrera de descarga. Es obvio que el diseño de un compresor no pueda lograr un acoplamiento perfecto de las superficie circular del pistón y el extremo del cilindro, éste es el origen del volumen remanente de gas, el cual recibe el nombre de CLEARANCE VOLUMEN 0 VOLUMEN MUERTO.

Al empezar el retorno del pistón, la presión dentro del cilindro será mayor que la presión de succión, porque el volumen muerto o volumen clearance está a la presión de descarga, y se irá expandiendo (Ley de Boyle) con la consecuente disminución de presión a lo largo de la curva 3-4, hasta llegar a la presión de succión en el punto 4.

En éste punto, al estar la presión del cilindro igualizada con la presión de succión o de carga al compresor, y empezar el stroke o carrera de succión, se produce la apertura de la válvula de succión permitiendo el ingreso del gas al cilindro. Esta acción está representada por el tramo 4-1.

La compresión del gas natural origina tambien incremento de temperatura, éste incremento de temperatura hace necesario enfriar el gas para que pase a la siguiente etapa de compresión a la temperatura adecuada.

Despues de la exposición de los ciclos ideal y real de compresión pasamos a conocer otros conceptos necesarios para poder calcular un compresor de gas.

Desplazamiento del pistón:

PD

Es el volumen de gas natural desplazado por el pistón en su desplazamiento desde la Posicion 1 (botton dead center) hasta la posición 3 (top dead center). El PD se expresa normarmente en pies cubico por minuto, PCM. En el caso de los cilindros de doble acción se incluye el barrido de la otra superficie del cilindro descontando el volumen del eje (Piston Rod Displaces). Su ecuación es:

AHE x S x RPM PD = --------------------1728

donde: AHE = Area HE del pistón S = Stroke, inches RPM = Revoluciones x minuto PD = PCM, pies cubicos por minuto

Para un cilindro de Doble Acción, el PDDA es:

AHE x S x RPM ACE x S x RPM PDDA = --------------------- + --------------------1728 1728

Esta ecuación podemos reducirla:

S x RPM x 2 AR

PDDA = ------------------- x [ AHE - ----- ] 1728 2

donde AR = Area Rod HE = Head End CE = Crank End

Los valores PD vienen tabulados en función de los otros parámetros, S, RPM, Areas. P I S T O N D E D O B L E A C C I O NHEAD ENDCRANK ENDCOMPRIME ALA IDACOMPRIME A LA VUELTA Relación de compresión. Llamada tambien THE COMPRESSION RATIO, (R) se define como la relación de la presión absoluta de descarga entre la presión absoluta de la succión o carga de un cilindro compresor. En el gráfico del ciclo real de compresión, el trazo 2-3 representa la presión de descarga y el trazo 4-1 representa la presión de succión o carga al cilindro compresor.

Espacio muerto Llamado tambien CLEARANCE VOLUMEN, (CL) es el volumen remanente en el cilindro compresor al final del stroke o carrera de descarga. En el gráfico del ciclo real el punto 3 el volumen del espacio muerto. Este incluye el espacio entre el final del pistón y el cabezo del cilindro, el espacio libre en las válvulas de succión y descarga, entre estas y sus respectivos asientos.

Porcentaje de espacio muerto Llamado tambien PERCENT CLEARANCE, (% CL) es el volumen de espacio muerto, pero expresado como porcentaje

Vc (Espacio muerto e % PD (Despzmto del pistón en inc

En los cilindros de Doble Acción el porcentaje de Clearance p porcentaje final será igual a la suma de los espacios muertos, entre la suma de los PD ( descontando el volumen del ROD o barra del pistón. Para el cálculo ind

VcHE

PDHE

PDCE

Las unidades en estas ecuaciones y Constante K de los gases. E calores específicos: Cp Cv Donde Cp = Calor especí Cv = Ca

Esta ecuación permite la igualdad

PVK = Const

E S medir la eficiencia volum La Eficiencia Volumétrica es afectada por el Espacio Muerto (CL). El efecto está en función de la Razón de Compresión (R) y de las ca La formula para encontrar el porcentaje de la Eficiencia Volumétrica es: P2 % Ev = 100

R

P1

esta ecuación puede ser derivada D I A G R A M A P V Volumen Desplazado

VD = V1

V3

Volumen inducido dentro del cilindro = V1

V4

E VD

V3 S VD Entonces -----> V3 = CL x VD

De la ecuación VD = V1

V3, de

Y en ésta ecuacion reemplazamos V3.

V1 = VD + CL x

P3 x V3k = P4 x V4K

V4k P3

V3K P4 Elevamos los dos términos de la ecua

V4 P3

V3

Pero , en el diagrama PV podemos v

P2 = P3 y P1 = P4, ento

P2

P1 Reemplazamos el valor de V3

P1

La Eficiencia Volumétrica es :

V1 - V4

VD

En ésta ecuación reemplazamos el val te (VD E VD

Eliminando VD, nos queda:

Ev = 1 + CL -

Ordenamos para sacar el factor CL y tenemos

Ev = 1 - (CL x (P2/P1)1/K ) + CL

Sacamos el factor común CL y la Eficiencia Volu

Ev = 1- CL ( (P2/P1)1/K - 1 )

Ecuación basada en el diagrama PV n fa compresor, por debajo de las reales condiciones de operación. No debemos olvidar que en la práctica, las presiones dentro del cilindro son ligeramente mayores que las presiones de succión y descarga en las bridas por efectos de de presión).

. Ps (caida

La linea de reexpansión real, tiene un poco más de pendiente que la linea cilindro tiende a transferirse al gas de succión. Por ésta razón se adiciona el factor RC (razón de compresión a la ecuación ideal, calculada anteriormente, co de compensar los efectos de los factores de variación mencionados antes.

En consecuencia, la ecuación final de porcentaje de eficiencia volumétrica se convie % EV = 100

R

Potencia (Horsepower) L la cantidad neta de trab completo de compresión. Las pruebas reales efectuadas en talleres y laboratorio, permiten preparar, curvas de volumen. Estas curvas tienen como entradas la Relación de compresión RC y el valor K del gas natural comprimido. Leyes de los Gases Ideales L comportamiento de los Gases Concepto de Presión Absoluta L Manómétrica más la Presión Atmo mar, es decir 14.73 P

Concepto de Temperatura Absoluta L calcula sumando 460º a la temper grados Fahrenheit. TABS RANKINE = Treal en F

Ley de Boyle A proceso isotérm porporcional a la presión absoluta .

L V2 P1

A proceso adiabáti proporcional a la temperatura absoluta: V1 T1 L V2 T2

Ley combinada de de las Leye

P1 V1 P2 V2

T1 T2

Ecuación Característid ga E y volúmenes de los gases. PV = D P = Presión Absoluta W = Libras T = Temperatura Absoluta ºR 15 R = --------------------------Peso molecular del Calculo de la constante K E

calores específicos a pre constante. K = CP / CV

D ecanterior tenem

Por otro lado recordamos que para todos los hidro g MCV = MCP - 1.986 Este valor de MCV lo reemplazamos en la e te MCP MCP - 1.986 De M = Peso Molecular M MCV = Capacidad Mola 1.986= Constante para todos los hidrocarburos gaseosos

Césta ecuación es posible calcular el valor K conocie s Existen tablas, como la siguiente, donde figuran los valores de MCP correspondiente a la temperatura asumida dur compresión de 150 ºF. Metano Etano CH4CH6 8.97 13.78 Propano 2C3H8 9.58 I Butan CH0

25.82 N Butano 41C4H10 26.16 I Pentano C5H12 32.20 N Pentano C5H12 32.39 Hexano C6H14 38.70 Heptano C7H16 45.00

E

Encontrar el valor de la constante K para la sigu

Nombre Símbolo % Etano 1C2 Propano C3 1.85 I Butan 0.39 N Butano 0.55 I Pentano I - C5 0.17 T O T A L

ión:

T E

- Axiales - Centrífu - Reciprocan E

axial rota mientras el circula en forma paralela al eje de rotación del compresor. En precio, estos equipos son mas económicos que los centrífugos cuando su aplicación se hace para transfe caudales mayores a 70 MPC (mil pies cúbicos por minuto). Son compresores de tamaño pequeño pero su eficiencia es ligeramente mayor que las centrífugas. Eficiencia de compresión: Entre 75 y 82 % . Compresores rotativos E 1.- Compresores rotativos 2.- Compresores rotativos de baja presión.

Compresores rotativos de alta presión (m E de un ambiente cerrado sin entrar en contacto. So compresores de bajo costo y tiene una eficiencia mayor que los compresores centrifugos equivalentes tipo centrífugos. No son muy sensitivas a las propiedades del gas, pueden comprimir gas ligeramente sucio. La desventaja más notoria pero que la tecnología está logrando controlar es el ruido que Eficiencia de compresión: Entre 75 y 80 %.

C D rotativas. El costo es menor que los de alta presión por metalurgia de los materiales. La eficiencia de compresión varía entre 75 y 80 %. Compresores centrífu E altas revoluciones (+ de m impulsores (casing). El caudal que circula dentro de la caja de impulsores es de tipo continuo. La alta velocidad, típica en éstos compresores, hace posible comprimir volúmenes de gas natu mpcd y el tamaño del equipo no requiere gran espacio en planta. Se caracterizan por operar durante periodos largos de operació Reparación Mayor. La alta velocidad de trabajo hace sensible a la densidad del gas, peso molecular El efecto más significativo es el incremento de la constante politrópica del gas originado por la disminución e densidad o disminución en el peso molecular. La consecuencia inmediata es la variación de la Relación de compresión (R). La Eficiencia de compresión varía entre 70 y 78 %. Compresores reciprocantes. L los han ubicado como los má Industria del crudo y del gas natural. Están compuestos por pistones que se desplazan dentro de los cilindros hasta que las válvulas de actúen de acuerdo con el diseño. Este tipo de compresor es de menor precio y de mayor eficiencia que los otros modelos en En el campo de Talara y Selva del Perú se utilizan desde 1960 los compresores reciprocantes.

Ventajas de un compresor reciprocante Las ventajas de un compr s

- Capacidad adaptable en la industria petrolera - No son m d - Permite controlar cargas intermitentes. - Son económicos para operaciones de alta presión.

Capacidad adaptable a requerimientos. S Pl de gas en campo, en función de los disponibles pueden diseñarse con cilindros de diferente tamaño y de 1,2 ó 3 etapas. Son accionados por motor a gas o motor eléctrico acoplados directamente. Tambien hay modelos integrales (un sólo cigueñal mueve a motor y compresor. El diseño de cada etapa permite intercalar enfriadores y separadores de condensado cuyo valor es significativo. No son muy sensibles a las cambios de las características del gas. E doble acción, este desplazamiento de ir y venir origina un caudal co Comprimen el mismo volumen de gas a los mismos niveles de presión independiente si lo que comprimen es hidrógeno o butano. Esta característica es de importancia fundamenta los campos de petróleo porque permite comprimir gas aunque la composición del gas sufra alguna variación en su composición y porque permite reubicar físicamente el equipo de un lugar a otro según la producción de gas natural. Si comparamos con un centrifugo, el diseño y tamano del centrifugo requería mayor número de impulsores para llegar a igual descarga que un reciprocante.

Pero tambien debemos señalar que la tecnología continúa con los avances y está logrando acortar las diferencias entre uno y otro modelo. Permite controlar cargas intermitentes. El diseño de e significativa considerando que la producc reservorios es constante pero el caudal no es continuo. Se usan Bolsillos ( Clearance pockets o válvulas aliviadoras de succión), que minimizan las pérdidas de potencia. Son económicos para operaciones de alta presión. Existe la tendencia a no usar los centrífugos en s a los centrífugos tiene impulsores que mueven caudales La aplicación de los reciprocantes en los sistemas de alta presión es muy apropiada en rangos de 2500 hasta 50000 psig. Desve

- Problemas de pulsación y vibración. -

Periodos cortos de operación contin Si los compresores reciprocantes usa a

SERVICIO MESES ENTRE PARADAS Gas sucio 2 a 3 G 6 a 10

Estos perio intern

ivo.

En algunas empresas para superar este cuadro, se opta por compresores SPARE ( de repuesto o de reemplaz A metalurgia y en modelos de válvulas, hacen posible la fabricación de válvulas termoplasticas y por otr analisis predictivo aplicado en los motores de combustión interna han revolucionado los tiempos de parada de los equipos. Problemas de pulsación y vibración. Los movi c de succión en algunos casos no so vibraciones que incrementan el desgaste de las piezas. Los avances en análisis de esfuerzos y vibraciones permiten diseñar bases con perfiles de acero rellenados parcialmente con concreto armado principalmente debajo del motor y compresor. Estos equipos ya no necesitan construir bases profundas y costosas. Se puede completar, si el caso lo requiere, con instalación de botellas de pulsación (DAMPERS). Factor de servicio menor al 100 %. El origen del factor de servicio men lo cuenta que una reparación mayor se h a 14 días en función de la potencia del equipo. Los porcentajes del factor de servicio varían de 93 % en equipos que comprimen gas sucio hasta 98 % en equipos que comprimen gas limpio. El uso de gas combustible que viene directamente de los separadores de las baterías de producción origina carbonización rápida en las válvulas de los motores de combustión interna. El uso de este gas representa un ahorro para el área operativa pero incrementa los costos de mantenimiento. Costos que afectan la rentabilidad de las compañías dedicadas al mantenimiento de los equipos. Por ésta razón es recomendable utilizar gas comprimido, filtrado y enfriado, para que la combustión sea lo más limpia posible.

Diseño de compresores Para diseñar un compresor un comprsor se requiere básicamente conocer la de entrada, presiones de nivel del mar. Consideraciones Generales Las siguientes

Presion Temperatura Sobrecar Relación de co Enfriamie Aire de arran E y

Tipo de cilindro Presión de trabajo (Psig) Cast iron (hierro colado o Hasta 1000 fu Cast iron nodular Hasta 1500 Cast Steel (acero fundido) Refined S HastA 2500 Se aplican aleacion

Para seleccionar el tipo de m presencia de gas corro terial cuando est

g AGA y API.

Es indispensable instalar una válvula de seguridad en cada etapa, previendo la generación de altas presiones no controlables

ejemplo, si un etapa está descargando a 300 psig, la válvula de seguridad debe actuar a 330 psig, caso contario se pone en peligro inicialmente el motor porque generará mayor potencia si es que su caballaje lo permite o puede fallar quebrando brazos de biela. Por ejemplo si tenemos un compresor de 6 etapas diseñado con 15 psig de succión y 5000 de descarga, pero lo hacemos trabajar con 20 psig de succión, estaremos sobrecargando el motor en un 25 % , lo que significa riesgo alto para el motor. La posible rotura pone en peligro no sólo el motor sino las instalaciones cercanas. Si se trata del cilindro de primera etapa debemos cuidar que la presión no supere la calidad del material, es posible que se originen recalentamientos que posteriormente produzcan fallas por fatiga de material. La válvula de seguridad en el cilindro de descarga debe estar calibrada con 25 psig encima de la presión de descarga. En algunos casos por necesidades de operación se asienta a mayor presión, lo cual orig presentarse. Temperatura Si la potencia lo p los cilindros de La temperatura mínima para los lubricantes es 40 ºF, porque si se trabaja con temperaturas más frias se requiere compresores sin lubricación. Las temperaturas de desca especificarse en función de las condiciones de operación, ésta especificación influye en el diseño del enfriador del gas. Motores Los compresores reciprocantes operan entre 350 y 950 rpm, velocidad que hace posible acoplar directamente c eléctricos

BHPs mínimos requeridos por un motor (BHP Normal del compresor) (Factor de carga) BHP (mín requeridos) = ----------------------------------------------------------Eficiencia mecánica de la transmisión obrecargas S Cualquier incremento en la presión de succión o de carga a compresor resulta en sobrecarga al motor. Por ésta razón debe operarse el compresor con un regulador de presión en m tubería o línea Relación de compresión En general la relación de compresión recomendada es de 5.0. sin embargo algunos fabricantes aplican mayores relaciones de compresión porque tie q Relaciones de Compresión aire que cargan con cero psig y descargan 100 psig. La Relación de compresión va ligada directamente al diseño de resistencia de la barra del piston (ROD) Enfriamiento interetapas ( intercooler ) El enfriamiento es necesario siempre y cu temperatura no exceda los 350 º F porque si es mayor definitivamente el conjunto motor com tr cilindro de la primera etapa y en la componentes de los lubricantes. El diseño de los enfriadores implica un sistema cerrado con agua tratada químicamente y de radiadores con tubos por donde circulan gas calente y tubos por donde circula agua caliente que se enfriarán por la acción de los ventiladores movidos por el mismo motor de auxiliares. Es importante la dirección del viento para que los ventiladores trabajen adecuadamente en campo. El enfriamiento interetapas origina condensación de hidrocarburos como propano, butano, pentano, hexano y

gasolina liviana y agua cuyo valor por barril supera los 10 dólares. El tratamiento del agua de enfriamiento es muy porque incide directamente en el tiempo de vida util de los tubos del enfriador. El costo de un panel radiadores supera los mil dólares. Algunos equipos necesitan varios paneles de tubos ale Si se enfría correctamente el gas se puede ahorrar entre 3 y 5 % de los BHPs requeridos. Requerimientos para el arranque de un compresor Las investigaciones científicas y lo diseño de los arrancadores han hecho posible que las presiones de gas o de aire c hasta 150 psig actualmente. Algunas empresas utilizan gas comprimido, pero la tendencia es a eliminarlo por los riesgos que respresenta. Es obvio que el adecuarse a las normas actuales implica inversiones adicionales que cada empresa debe evaluar debidamente. Es importante que el aire presencia de líquidos. En otros casos se utilizan un conjunto de baterías para arranque de los motores de combustión interna Fórmulas auxiliares D Se utiliza la siguiente fórmula: K-1 T K

Donde: T2 = Temperatura de sal T Rc

Determinar el número de etapas de un compresor. Para determinar el número de las etapas de un compres multicilindrico se utiliza la siguiente ecuación: nPn Po ón de compresión ro aproximado de etapas final de descarga = Presión inicial de succión Cálculo de un compresor de etapa sim

Información: 1.- Capacidad requerida: 10,500 MSCFD y 2.- Condiciones de presión: Presión de succión = 5 Psig

3.- Temperatur 4.- Constante del gas K = 1.25 5.- Loca

C I .- Tipo, caballaje, y número de comp II.- Tamaño, clase y número de cada máquina. II

Solución Necesitamos la presión atmosférica a 3000 pies de altura. Revisamos gráfi la presión atmosférica es 13

bicos682 La relación de de compresión será: 53.1/18.1 = 2.93 Rc, calculamos la temperatura f la ecuación:

K-1 T2 = T1 x Rc( -------) K Aplicamos el C Temperatura de s Relación de compresión 1 BHP requeridos por Millón de pies cú succión. Aplicamos el programa Volumen a las condiciones de medición=10500000PCDTemperatura de medicion del gas. FCálculo del volumen a la temperatura de succión

just E 7 tr factor a los 3 la potencia con el factor 0.934. Aplicamos el programa y tenemos: Selección de los cilindros compresores En la selección de los cilindros compresores debemos tener en cuenta lo siguiente: 1.- Si la presión de succión no e e cuación: BHP x 104 ------------------------------( BHP/MMPCD ) * (P1 0.5) ente, si la presión de succión no excede l dg

Rc2 = -----------P1 - 0.5 L requerimientos: debe estar - Verificar que compresión puedan o - Las cargas sobre las barras del pistón no deben exceder las recomendaciones d - La c más arr disponib

Calculo del PD x EV requerido (Desplazamiento del pistón por Eficiencia Vo BHP x 104 -----------------------PMMPCD ) * (P1 0.5) del producto PD x Ev 747200017.6 (BHP/MMPCD)*(P1 - 0.5)1142.24BPHx10000) / PRODUCTO AN

PD x Ev = 6542 CFM

Si deseamos trabajar con un sólo cilindro, el e Entonces tenemos 6542 = De donde Rc = 3.02 Entonces ya tenemos PD x Ev = 3271 P253.1P1 - 0.5=17.6Rc = P2 / (P1-0.5)=3.02 R K = on estos datos revisamos C encontramos:

Diámetro Clase % Clearance PD EV PD x 32 CF5 - 14 8.4 3980 0.846 = 336Podemos concluir que es el cilindro apropiado par a nuestro miento. ponemos del manual es posible solicitar al fabrican u cálculos seleccionar cada fabricante tiene patentes de la mus cindrs. silo

Bessemer GMVA de 300 rpm, evaluamos la Rc con la P2 Rc2 = -----------P1 - 0.5 camos el program y tenemos

Evaluación de los cilindros seleccionados P resión e de a es de rgia los cili s d mera etapa s orta

m 150 psig. Podemos afirmar que no tendremos dificultades para trabajar con el primer cilindro. Segundo, verificar si los cilindros son afines. Cada fabricante tiene carácterísticas singulares para sus cilindros, en éste caso son cilindros iguales para la primera etapa y pueden trabajar en paralelo sin ningún problema por er iguales. s

T límites permisibles. or ejemplo, si el fabricante nos informa P tensión que soporta su material de barra (Rod) es: Tensión = 52500 libras Compresión = 76000 libras Entonces para la carga de tensión aplicamos: T.L. = (CE * Area P2) - (HE ó la siguiente fórmula

T.L. = (P2 - P1) Para la carga de C.L. = (P2 P1) Las unidades son plicamos el

AHE - AR x R compresión, utilizamos AHE + AR x P1 PSIG

A P2 (psig) Cálculo de las cargas a la barra (rod) P1 (psig)5P2 -P1 (psig)35== Area HE ( área HE del cili Area rod (área sección ba (P2-P1) * Area HE28140= nsión en la barra (libras)2785=

87281451718.1H 10-4 Ahora aplicamos el p n: Cálculo de las cargas compre P2 (psig) P1 (psig)= rocedemos a calcular la carga real en B Número dCálculo de las carga real en BHP a p PD * # de cilindros79= Ev 0.840.5== sobrecarga en psig carga real es 769 BHP con 2.8 % de sobrecarga.

14.79055060 C La capacidad real se encuentra aplicando la fó Q A

BHPs disponibles 10 a la 61000000BHPs por MMPCD= BHPs disponibles x 10 a la 6 Capacidad real Qr El resultado es 10 662 965 CFD a 14.7 psig y 60 F.