Este documento describe los principios básicos de diseño y cálculo de compresores. Explica que un compresor es una máquina que eleva la presión de un gas mediante el desplazamiento de un pistón dentro de un cilindro. Luego describe el ciclo ideal y real de compresión, incluidos conceptos como desplazamiento del pistón, relación de compresión, espacio muerto y eficiencia volumétrica. Finalmente, presenta fórmulas para calcular estos parámetros clave.

1. DISEÑO Y CALCULO DE
COMPRESORES
AUTOR
INGENIERO INDUSTRIAL
PEDRO A GOMEZ RIVAS

2. 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.

3. 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.
n el ciclo ideal de la compresión, la descarga del gas
esarrollada por el motor del
P
R
E
S
I
O
N
VOLUMEN
C I C L O I D E A L
A B
CD
P1
P2
V1V2
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,

4. 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.
En la realidad los equipos de compresión no son perfectos, ni
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.
P
R
E
S
I
O
N
VOLUMEN
C I C L O R E A L
0
4
3
1
2
6
5
CLEARANCE

5. Posición 1
INICIO DEL STROKE O
CARRERA DE COMPRESIÓN
VÁLVULAS DE SUCCIÓN
Y DESCARGA CERRADAS
Posición 2
APERTURA DE VÁLVULA
DE DESCARGA
Posición 3
INSTANTE FINAL DEL STROKE
O CARRERA DE COMPRESIÓN
E INICIO DEL STROKE
O CARRERA DE DE SUCCIÓN.
VALVULAS DE SUCCIÓN O CARGA
Y DESCARGA CERRADAS.
Posición 4
VÁLVULAS DE SUCCIÓN
O CARGA ABIERTAS
C 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.

6. 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.
Posición 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.

7. 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

8. 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 N
HEAD END CRANK END
COMPRIME A
LA IDA
COMPRIME 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
del desplazamiento del pistón. Por ésta razón el término por
ciento del espacio muerto está representado así:

9. Vc (Espacio muerto en inch3)
CL ( % Espacio muerto) = -----------------------------------------
h3)
ara cada lado de la acción del pistón es diferente y el
pendiente utilizaremos:
% CLHE (ida) = ------- x 100
VcCE
% CLCE (vuelta) = ------- x 100
están en pulgadas cúbicas
pies cúbicos por minuto.
s un valor adimensional que se obtiene de la relación entre
K = ----------
fico a presión constante
lor específico a volumen constante
ante
%
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

10. Eficiencia volumétrica
e representa por “Ev” y como su nombre lo indica sirve para
étrica de un cilindro compresor.
rácterísticas del gas que dependen de la conastante K
- %CL ( (----)1/K - 1)
del diagrama “PV”
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
P
R
E
S
I
O
N
VOLUMEN
D I A G R A M A P V
V3
4
3
1
2
P2 , P3
P1 , P4
V4 V2 V1
Volumen Desplazado……………… VD = V1 – V3
Volumen inducido dentro del cilindro = V1 – V4

11. V1 – V4
ntonces: Ev = ---------
i => CL = ---- (expresado como fracción)
spejamos V1 = VD + V3
VD
---- = -----
ción a 1/k
---- = ( ----- )1/K
P4
er lo siguiente
nces
V4 = V3 ( ----- )1/K
P2
V4 = CL x VD ( ----- )1/K
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

12. La Eficiencia Volumétrica es :
V1 - V4
Ev = -----------
or de V1 y V4 y
nemos:
+ (CL x VD)) - (CL x VD x (P2/P1)1/K )
v = --------------------------------------------------------
(CL x (P2/P1)1/K )
métrica es:
o toma encuenta los
ctores que afectan la Eficiencia Volumétrica del cilindro
de compresión y el calor residual dentro del
n la finalidad
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 “▲ Ps” (caida
de presión).
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.

13. En consecuencia, la ecuación final de porcentaje de eficiencia
volumétrica se convierte en:
- %CL ( R1/k
- 1 )
a potencia requerida para un cilindro compresor depende de
ajo que se necesita durante un ciclo
potencia por unidad de
as leyes de los gases ideales nos permiten analizar el
Ideales.
a Presión Absoluta es igual a la suma de la Presión
sférica tomada a nivel del
ABS = Pman + 14.73
a temperatura absoluta se expresa en grados Rankine y se
atura real medida en
ahrenheit + 460º
temperatura constante ( en termodinámica se conoce como
ico) el volumen de un gas es inversamente
% 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”.

14. V1 P2
ey de Boyle --- = -----
Ley de Charles
presión constante ( en termodinámica se conoce como
co) el volumen de un gas es directamente
ey de Charles --- = ---
s de Boyle y Charles
------- = --------
ca e un s perfecto
sta ecuación es necesaria para las conversiones entre pesos
WRT
onde:
en PSIA
V = Volumen en Pies cúbicos
45
gas
l valor K de un gas está en función de la relación de los
sión constante y a volumen
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 Característi d 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

15. D e c anterior teneme la cua ión os: K = MCP / MCV
carburos
aseosos tenemos:
cuación de K y
nemos:
K = ------------------
ond :
CP = Capacidad Molar calórica a presión constante
r calorica a volumen constante
on ndo
ólo la Capacidad Calórica a presión constante, (MCP).
ante la
Nombre Formula MCP a 150 ºF
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
D e
M = Peso Molecular
M
MCV = Capacidad Mola
1.986= Constante para todos los hidrocarburos gaseosos
C ésta 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 CH4 8.97
Etano C H2 6 13.78
Propano 1C3H8 9.58
I Butano C4H 01 25.82
N Butano C4H10 26.16
I Pentano C5H12 32.20
N Pentano C5H12 32.39
Hexano C6H14 38.70
Heptano C7H16 45.00

16. Ejemplo del valor K par una mezcla gaseosa
iente mezclaEncontrar el valor de la constante K para la sigu
Nombre Símbolo %
Metano C 92.161
Etano C2 4.88
Propano C3 1.85
I Butano i - C4 0.39
N Butano n -C4 0.55
I Pentano I - C5 0.17
T O T A L 100.00
Solución:
A B C D
B=A/100 D = B x C
Nombre % Fracción molar MCp a 150 ºF
Metano 92.16 0.9216 8.97 8.267
Etano 4.88 0.0488 13.78 0.672
Propano 1.85 0.0185 19.58 0.362
I Butano 0.39 0.0039 25.82 0.101
N Butano 0.55 0.0055 26.16 0.144
I Pentano 0.17 0.0017 32.2 0.055
N Pentano 0.00 0.0000 32.39 0.000
Hexano 0.00 0.0000 38.7 0.000
Heptano 0.00 0.0000 45 0.000
Total 100.00 1.0000 9.6008
valor K = MCp/ (MCp - 1.986) = 1.260809133
1.26
Tabla para cálculo de constante K

17. Tipos de Compresores
xisten cuatro tipos de compresores conocidos.
- Rotativos
gos
tes
Compresores Axiales
stan compuestos por dos grupos de hojas axiales, un grupo
otro permanece estacionario. El gas
rir
xisten dos tipos de compresores rotativos:
de alta presión.
as de 125 psig)
stán conformados por dos hélices rotativas que giran dentro
n
hacen al funcionar.
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 %.

18. Compresores rotativos de baja presión (hasta 125 psig)
ifieren de los anteriores en el diseño mecanico de las hélices
la
gos
stán compuestos por uno o varios impulsores que giran a
il RPM) dentro de la caja de
ral superiores a los 100
n (+ de 18000 horas de trabajo) sin requerir
y a la constante politrópica del gas.
n la
os compresores reciprocantes tienen ventajas operativas que
s conocidos en el campo de la
descarga y de succión
las operaciones de campo.
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.

19. Ventajas de un compresor reciprocante
Las ventajas de un compresor reciprocante son las
iguientes:
uy sensibles a las cambios de las características
el gas.
e adaptan facilmente a los requerimientos de Refinerias,
antas de proceso de gas natural y sistemas de recolección
volúmenes de gas
l compresor reciprocante es de desplazamiento con simple o
nstante pero no continuo como los centrífugos.
l en
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.

20. 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 cada etapa permite manejar manual y
ficientemente las cargas intermitentes. Esta ventaja es
ión de gas en los
istemas de
lta presión porque los caudales en alta presión son bajos y
altos.
ntajas de los compresores reciprocantes
Periodos cortos de operación continua.
Factor de servicio menor al 100 %.
ua.
n válvulas de metalurgia
ntigua, los mantenimientos de operación se incrementan.
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
Gas limpio 4 a 6
Aire 6 a 10
Estos periodos se acortan si el motor es de combustión
a y no se hace mantenimiento predictintern ivo.

21. En algunas empresas para superar este cuadro, se opta por
compresores SPARE ( de repuesto o de reemplazo ).
ctualmente los grandes avances en investigaciones de
o lado el
mientos de los pistones en los cilindros originan
audales constantes pero no continuos, además los caudales
n continuos originan
or al 100 % se origina por
s tiempos de parada para mantenimiento, teniendo en
ace en un periodo de 5
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.

22. Diseño de compresores
Para diseñar un compresor un comprsor se requiere
básicamente conocer la composición, volumen, temperaturas
succión y descarga, y altura sobre
son las consideraciones básicas:
Motores
gas
mpresión
nto interetapas (intercooler)
que
Presión
n la tabla siguiente podemos observar la presión de trabajo
el tipo de material para gas no corrosivo.
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
fundido)
Cast iron nodular Hasta 1500
Cast Steel (acero fundido) HastA 2500
Refined Steel (acero refinado)
es.
Encima de 2500
Se aplican aleacion
Para seleccionar el tipo de ma amos en la
sivo, se hace tratamiento químico del
as o se slecciona material de acuerdo con las normas de
. El diseño de cada válvula implicará calibración
con un valor de asentamiento de 10 % como mínimo. Por
terial cuando est
presencia de gas corro
g
AGA y API.
Es indispensable instalar una válvula de seguridad en cada
etapa, previendo la generación de altas presiones no
controlables

23. 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 origina riesgos que no deberían
requerida supera los 100 HP , no debe superar
s 350 ºF porque encima de ésta tempertura se alteran las
ropiedades de los lubricantes y es temperatura crítica para
hierro fundido.
rga de cada etapa debe
los
ompresores a motores de combustión interna o a motores
con reductor de velocidad. Las turbinas no son
recomendables por la alta velocidad que desarrollan.
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

24. BHPs mínimos requeridos por un motor
(BHP Normal del compresor) (Factor de carga)
BHP (mín requeridos) = -----------------------------------------------------------
Eficiencia mecánica de la transmisión
obrecargasS
Cualquier incremento en la presión de succión o de carga al
uy buen estado y con filtro (gorro de bruja) instalado en la
de carga.
nen materiales y diseños patentados
ue les permite aplicarlas. Se llega algunas veces a encontrar
de hasta 7.8 en compresores de
ando la
presor no podrá
abajar por los peligros que representa en el material del
estructura de los
l compresor o por motores
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

25. gasolina liviana y agua cuyo valor por barril supera los 10
dólares.
El tratamiento del agua de enfriamiento es muy importante
teados.
s avances tecnológicos en el
para arranque de los motores de
ombustión interna baje de 250 psig hace unos 15 años
o gas utilizados no tengan
eterminar la temperatura del gas en la descarga.
2 = T1 x Rc( -------)
ida ºRanquine
1 = Temperatura de entrada ºRanquine
= Relación de compresión (sin unidad)
K = Constante del gas ( sin unidad )
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

26. Determinar el número de etapas de un compresor.
Para determinar el número de las etapas de un compresor
Donde: Re = Relaci
n = Núme
Pn = Presión
Po
ple de etapa simple
(medidos a 14.7 psig
60 ºF
Presión de descarga = 40 Psig
a de Succión = 90 ºF
ción: 3000 pies de altura sobre el nivel del mar.
alcular:
resores requeridos
cilindros de compresión para
I.- Capacidad controlada.
co y encontramos que a 3000 pies de altura ,
.1 psig, entonces:
P1 = 5 + 13.1 = 18.1 psig
P2 = 40 + 13.1 = 53.1 psig
multicilindrico se utiliza la siguiente ecuación:
n Pn
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

27. La relación de de compresión será:
53.1/18.1 = 2.93
y con el dato de inal aplicando
programa y tenemos
Revisamos la curva respectiva y encontramos que para Rc
igual a 2.93 y Constante del gas K = 1.25 se necesitan 64.9
BHP por cada MMCFD. Debemos encontrar el volumen a
4.4 psig (presión en curva revisada) y a la temperatura de
Rc, calculamos la temperatura f
la ecuación:
K-1
T2 = T1 x Rc( -------)
K
Aplicamos el
BHP requeridos por Millón de pies cúbicos
1
succión. Aplicamos el programa
Temperatura de succión 90 F = 460 = 550 Rankine
= 2.9337
Constante del gas = 1.25
Constante menos uno = 0.25
(K menos 1) / k = 0.200
Rc elevado a { (k - 1)/K } = 1.24018
T2 = T1 por Rc elevado a {(k-1)/k} = Grados Rankine
T final = 222 Grados F
álculo de temperatura de descargaC
Relación de compresión
682
Volumen a las condiciones de medición = 10500000 PCD
Temperatura de medicion del gas. F
Cálculo del volumen a la temperatura de succión
60 = 520 Rankine
Temperatura de succión del gas F 90 = 550 Rankine
Presión atmosférica de medición del gas, psig = 14.7 psig
Presión atmosférica (curva BHP) = 14.4 psig
Volumen a 14.4 psig y temperatura de succión = 11337139 PCD a
14.4 psig.
y tempert 90 F

28. Según el manual que dispongamos, es posible a ar la cifra
de la potencia requerida.
n la marca Cooper bessemer el equipo que más se acerca a
36 HP es el de 800 hps y considerando que el equipo
abajará en una locación ubicada a 3000 pies sobre el nivel
del mar, para esa altura Coper Bessemer recomienda ajusta
xcede las 10 psig. Se aplica la
PD x EV =
2.- Igualm a presión
e 10 psig, la eficiencia volumétrica se determina con los
ráficos EV y además se usa la ecuación:
BHP requeridos = (BHP/MMPCD) * (Capacidad/1000000)
BHP / MMPCD = 64.9
BHP requeridos = 736 BHP
Cálculo de la potencia requerida
just
E
7
tr
la potencia con el factor 0.934.
Aplicamos el programa y tenemos:
HPS equipo mas cercano 800
000 pies 0.93
BHP disponibles 747
Cálculo de la potencia requerida
factor a los 3
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
ecuación:
BHP x 104
-------------------------------
( BHP/MMPCD ) * (P1 – 0.5)
ente, si la presión de succión no excede l
d
g

29. P2
a selección de cilindros debe cumplir los siguientes
- La presión de trabajo permisible para
cualquier cilindro seleccionado no
en exceso.
los cilindros de
perar dentro de
todos los parámetros.
el fabricante.
arga efectiva nunca debe exceder
iba del 3% de los BHPs
les en el motor.
lumétrica)
PD x EV = -------
( BH /
Aplicamos el programa
BHP X 10000
P1 - 0.5
BHP / MMPCD 64.9
TERIOR 6542
Cálculo
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
------------------------
P MMPCD ) * (P1 – 0.5)
PD x Ev = 6542 CFM
7472000
17.6
(BHP/MMPCD)*(P1 - 0.5) 1142.24
BPHx10000) / PRODUCTO AN
del producto PD x Ev

30. Si deseamos trabajar con un sólo cilindro, el PD x Ev de 6542
s alto razón por la cual es mejor utilizar dos cilindros.
/2 = 3271 volumen con el que se va
al manual de la marca y si se trata de un compresor Cooper
fórmula:
Apli
c = 3.02
1.25
el manual de la marca y
Ev
e
Entonces tenemos 6542
Bessemer GMVA de 300 rpm, evaluamos la Rc con la
P2
Rc2 = ------------
P1 - 0.5
camos el program y tenemos
De donde Rc = 3.02
Entonces ya tenemos PD x Ev = 3271
R
K =
on estos datos revisamosC
encontramos:
Diámetro Clase % Clearance PD EV PD x
32” CF5 - 14 8.4 3980 0.846 = 3365
requeri
Si no dis te
na lista de los cilindros que fabrica y en base a nuestros
el apropiado. No debemos olvidar que
etalurgia que utiliza en
Cálculo de la Rc
P2 53.1
P1 - 0.5 = 17.6
Rc = P2 / (P1-0.5) = 3.02
=
Podemos concluir que es el cilindro apropiado para nuestro
miento.
ponemos del manual es posible solicitar al fabrican
u
cálculos seleccionar
cada fabricante tiene patentes de la m
us c indr s.s il o

31. Evaluación de los cilindros seleccionados
Primero, debemos evaluar la máxima presión permisible.
La p d scarg 40 psig y generalmente la
etalu de ndro e pri op hasta
ercero, verificar si la tensión de la barra, está dentro de los
que la máxima
area x P1)
programa para calcular la tensión:
40
ndro) 804
rra 3" ) 7.07
Area rod * P2 283
Te 7
=
=
=
=
resión e de a es de
m rgia los cili s d mera etapa s orta
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 informaP
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) AHE - AR x R
Para la carga de compresión, utilizamos
C.L. = (P2 – P1) AHE + AR x P1
Las unidades son PSIG
plicamos elA
P2 (psig)
Cálculo de las cargas a la barra (rod)
P1 (psig) 5
P2 -P1 (psig) 35
=
=
Area HE ( área HE del cili
Area rod (área sección ba
(P2-P1) * Area HE 28140=
nsión en la barra (libras) 2785=

32. Ahora aplicamos el programa para calcular la carga de
compresió
Ahor P.
Se usa la siguiente fórmula:
BHP = PD x Ev x P1 x BHP/MMPCD x
Aplicamos el programa y tenemos:
La
40
5
P2 -P1 (psig) 35
Area HE ( área HE del cilindro) 04
Area rod (área sección barra 3" ) .07
(P2-P1) * Area HE 0
Area rod * P1 3
Carga compresión en barra (libras) 28 5
=
=
=
=
=
=
sión
=
n:
P2 (psig)
Cálculo de las cargas compre
P1 (psig) =
8
7
2814
5
17
a procedemos a calcular la carga real en BH
10-4
Número d
Cálculo de las carga real en BHP
e cilindros 2
PD ( manual del fabricante) 3980
60
6
P1 - 0.5 ( psia ) 17.6
BHP X 10 a la menos 4 0.00649
Carga real BHP 769
100 % carga
% que representa 0.5 psig 2.8
=
=
=
=
=
=
=
PD * # de cilindros 79=
Ev 0.84
0.5=
=
sobrecarga en psig
18.1
carga real es 769 BHP con 2.8 % de sobrecarga.

33. Capacidad real en PCD.
siguiente
rmula con los BHP disponibles
R = (BHP x 106) / (BHP/MMPCD)
plicamos el programa y tenemos:
747
64.9
747200000
11513097.1
Presión (curva de BHPs) 14.4
Presión standard
Temperatura de succión F
Temperatura de succion (Rankine)
Temperatura standard F
Temperatura standard Rankine 520
Capacidad real a condiciones Std 10662965=
=
=
=
=
=
=
=
=
Cálculo de la capacidad real en CFD
=
=
La capacidad real se encuentra aplicando la
fó
Q
A
BHPs disponibles
10 a la 6 1000000
BHPs por MMPCD
=
BHPs disponibles x 10 a la 6
Capacidad real Qr
14.7
90
550
60
El resultado es 10 662 965 CFD a 14.7 psig y 60 F.