COPRESORES ALTERNATIVOS

I.1.- INTRODUCCIÓN

Fig I. 2.- Volumen barrido en un compresor alternativo

I.2.- FACTORES INCLUIDOS EN EL RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO REAL

El ciclo teórico de trabajo de un compresor ideal se entiende fácilmente mediante el estudio de un compresor monofásico de pistón funcionando sin pérdidas y que el gas comprimido sea perfecto, Fig I.3.

Fig I.3.- Ciclo de trabajo teórico de un compresor ideal, sin pérdidas, con espacio muerto nulo y con un gas perfecto

Con ésto se da por hecho que el pistón se mueve ajustado herméticamente al cilindro, e incluso se considera que el paso del aire hacia y desde el cilindro tiene lugar sin resistencias en válvulas y conductos, es decir, sin cambio de presión.

El volumen de desplazamiento de un compresor es el volumen barrido en la unidad de tiempo por la cara o caras del pistón de la primera etapa, Fig I.2; en el caso de doble efecto, hay que tener en cuenta el vástago del pistón.

El volumen desplazado V_D por un compresor es el volumen de la cilindrada de la máquina multiplicado por el número de revoluciones de la misma.

En el caso de ser un compresor de más de una etapa, el volumen engendrado viene indicado por la primera etapa.

El espacio muerto o volumen nocivo V₀ corresponde al volumen residual entre el pistón y el fondo del cilindro y las lumbreras de las válvulas, cuando el pistón está en su punto muerto, estimándose entre un 3% ¸ 10% de la carrera, de acuerdo con el modelo de compresor.

Esto provoca un retraso en la aspiración debido a que el aire almacenado en el volumen residual a la presión p2 debe expansionarse hasta la presión p1 antes de permitir la entrada de aire en el cilindro.

Sin embargo, su efecto es doble en razón a que si por un lado disminuye el volumen de aspiración, por otro ahorra energía, ya que la expansión produce un efecto motor sobre el pistón; se puede considerar que ambos efectos se compensan bajo el punto de vista energético.

Si el compresor no tuviese espacio muerto, el volumen residual entre el punto muerto superior PMS y las válvulas de aspiración y escape sería 0; esta salvedad se hace en virtud de que la compresión del aire no se puede llevar, por razones físicas, hasta un volumen nulo, existiendo al extremo de la carrera del compresor un espacio muerto, que se corresponde con el menor volumen ocupado por el gas en el proceso de compresión.

Fig I.4.- Diagrama de un compresor alternativo ideal.

La causa principal de la disminución del volumen de gas efectivamente desplazado por un compresor es el espacio muerto o perjudicial. En el ciclo interno teórico del compresor, Fig I.4, al término de la compresión la presión es p2; el vapor comprimido pasa entonces a la línea de escape, recta (2-3), pero en el punto 3, punto muerto superior, queda todavía un volumen V0, espacio muerto.

En la posterior carrera de retroceso (aspiración), este volumen V0 de gas se expansiona hasta el punto 4, presión pa, y es solamente entonces, al ser alcanzada la presión de la aspiración, cuando comienza la admisión de gas dentro del cilindro.

Si la transformación (3-4) es una politrópica de exponente n se cumple:

Retraso en la apertura de la válvula de admisión

Hasta que la presión dentro del cilindro sea (pa - Δpa) (para vencer la tensión del resorte de la válvula de admisión) no se abrirá ésta; por lo tanto el vapor al entrar en el cilindro sufrirá una expansión Δpa (laminación) a su paso por el orificio de la válvula de admisión.

Esto quiere decir que mientras dura la aspiración la presión del gas dentro del cilindro es menor que la reinante en la línea de aspiración.

La consecuencia de este retraso en la apertura de la válvula de admisión es que el volumen admitido dentro es menor, pues parte de la carrera teórica de admisión del pistón se emplea en expansionar el gas desde pa hasta, pa - Δpa.

Retraso en la apertura de la válvula de escape

Por idéntico motivo, para que pueda salir el gas en el escape, deberá estar dentro del cilindro a una presión, p_e + Δp_e, ligeramente superior a la p_e reinante en la línea de escape.

En el supuesto de que en el punto muerto superior la presión dentro del espacio muerto no tenga tiempo material de igualarse a la p_e de la línea de escape, el recorrido del pistón en el retroceso para la expansión del gas del espacio muerto, no ya desde pe hasta, p_a - Δp_a, sino desde, p_e + Δp_e, hasta, p_a - Δp_a, deberá ser mayor, disminuyendo también por este concepto la carrera útil de admisión del pistón, y por lo tanto el volumen realmente admitido en el cilindro.

A señalar que los efectos debidos a los retrasos de apertura en las dos válvulas no están influenciados por el valor de la relación de compresión.

Calentamiento del cilindro

El gas admitido en el cilindro en la carrera de admisión, se calienta al ponerse en contacto con las paredes interiores del cilindro, que están a temperatura más elevada por el rozamiento, y también por el hecho de que el gas comprimido no es perfecto, disminuyendo su densidad, o lo que es lo mismo, aumentando su volumen específico.

Por esta razón, al final de la carrera de admisión el peso total de vapor admitido en el punto muerto inferior será menor, o lo que es lo mismo, el volumen aspirado, medido en las condiciones reinantes en la línea de aspiración, será menor que el barrido por el pistón en su carrera útil de admisión.

A señalar que este calentamiento del cilindro es función de la relación de compresión y aumenta al elevarse ésta. La pared del cilindro se calienta por doble motivo: por contacto directo con el gas a alta temperatura y por rozamiento mecánico entre pistón y cilindro.

Inestanqueidad de válvulas y segmentos

Por este concepto, el volumen que realmente llega a impulsar el compresor es todavía menor; la inestanqueidad aumenta igualmente al elevarse la relación de compresión.

Eficiencia de la compresión

La eficiencia de la compresión es una medida de las pérdidas que resultan de la divergencia entre el ciclo real o indicado y el ciclo teórico (isentrópico) de compresión. Estas pérdidas son debidas a que tanto el fluido como el compresor, no son ideales sino reales, es decir con imperfecciones y limitaciones tales como:

a) Rozamiento interno a causa de no ser el fluido un gas perfecto y a causa también de las turbulencias
b) Retraso en la apertura de las válvulas de admisión y escape
c) Efecto pared del cilindro
d) Compresión politrópica

Los factores que determinan el valor del rendimiento de la compresión y del rendimiento volumétrico real del compresor, son los mismos.

El diagrama del ciclo ideal de compresión se fija teóricamente y el del ciclo real de compresión se obtiene en el banco de ensayos mediante un sensor introducido en el volumen muerto del compresor, que transmite la presión reinante, que se registra en combinación con el movimiento del pistón, dando lugar al diagrama (p,v) interno de la máquina.

DIAGRAMA INDICADO DEL COMPRESOR REAL

Las áreas A, B, C y D que diferencian el ciclo real del ideal vienen motivadas por:

A) La refrigeración, permite una aproximación del ciclo a una transformación isotérmica. Por falta de refrigeración, o por un calentamiento excesivo a causa de rozamientos, dicha área puede desaparecer.
B) El trabajo necesario para efectuar la descarga del cilindro.
C) El trabajo que el volumen perjudicial no devuelve al expansionarse el gas residual, y que es absorbido en la compresión.
D) El trabajo perdido en el ciclo de aspiración.

Las áreas rayadas B, C, D expresan las diferencias de trabajo efectuado en cada etapa del ciclo, entre el diagrama teórico y el diagrama real.

El diagrama estudiado corresponde a un compresor de una sola etapa, cuyo ciclo de compresión se realiza rápidamente, sin dar tiempo a que el calor generado en la compresión del aire pueda disiparse a un refrigerante o intercambiador de calor, pudiéndose decir que el aire durante su compresión sigue una evolución adiabática.

Si el área (12341) del diagrama indicado ideal representa el trabajo teórico de compresión, el área comprendida dentro del diagrama indicado real (sombreado), representará el trabajo real necesario para efectuar la compresión real; para obtener el valor del trabajo absorbido en el eje del compresor, a este trabajo hay que sumarle el perdido en vencer los rozamientos mecánicos del compresor.

- Al final de la carrera de admisión, punto 1 muerto inferior, la velocidad del pistón disminuye hasta cero, igualándose las presiones del exterior p_ext y del interior del cilindro p_a (aunque por la velocidad del pistón no exista tiempo material a que éste equilibrio se establezca); la válvula de admisión está cerrada, así como la de descarga.

- Al final de la carrera de escape, punto 3 muerto superior, la velocidad del pistón disminuye igualmente hasta cero, tendiendo la presión dentro del cilindro a regresar al valor de p_e; la válvula de escape esta cerrada, así como la de admisión.

- Para que la válvula de admisión abra durante la carrera de retroceso, es necesario que la presión reinante en el interior del cilindro sea inferior a la pa del vapor de admisión; esto ocurre por ejemplo en el punto 4', en donde, p4´ = p_a - Δp_a, Fig I.6.

En el instante de la apertura, la válvula se abre de golpe, tendiendo luego a cerrarse algo (supuesta eliminada la posibilidad real de que la válvula comience a vibrar, abriéndose-cerrándose- abriéndose, etc...) , con lo que la presión dentro del cilindro aún bajará algo más, hasta el punto 4" por ejemplo; por lo tanto, V1 - V4´, será el volumen ocupado al final de la admisión por el gas aspirado al interior del cilindro, medido a la presión de aspiración p_a, pero a una temperatura superior, debido al efecto pared del cilindro, que se podría interpretar como que el cilindro permanece durante la compresión a una temperatura media, mientras que el fluido al comienzo de la compresión estará por debajo de ella y al final estará por encima, por lo que se puede considerar representado por dos calores, uno entrante y otro saliente.

- En la carrera de compresión, para que la válvula de escape se abra, es necesario que la presión reinante dentro del cilindro sea superior a la pe de la línea de descarga; esto ocurre por ejemplo en el punto 2', en donde, p2 = pe + Δp, Fig I.6.

En el instante de la apertura, ésta se producirá igualmente de golpe, volviendo a cerrarse y originando que la presión en el interior del cilindro suba algo más, hasta 2" por ejemplo; en la carrera de expulsión al estar el gas a mayor temperatura que la pared, ésta absorberá el calor del fluido.

- En los procesos de compresión y expansión, el sentido de la transmisión del calor entre el vapor y las paredes del cilindro se invierte; en todo este razonamiento se ha supuesto que el compresor real carece de camisa de agua.

Durante la última parte del proceso de expansión y en la inicial del de compresión, hemos visto que la temperatura de la pared era mayor que la del vapor, pasando por lo tanto calor de aquélla a éste; en la parte inicial del proceso de expansión y la final del de compresión, la temperatura del vapor es superior a la de la pared, por lo que el calor pasará de aquél a ésta; ésto se puede interpretar como si el gas funcionase con un coeficiente politrópico variable.

- Si se pretende representar todo ésto en un diagrama termodinámico, resulta más sencillo y correcto definir los estados inicial y final 1 y 2, justo antes y después del compresor, como puntos de equilibrio termodinámico

Así en el punto 1, antes de la válvula de admisión, las condiciones del gas o vapor son las existentes y conocidas de la línea de admisión.

En el punto 2 (justo después de la válvula de escape a través de la cual el gas se habrá laminado, expandiéndose isentálpicamente desde una presión comprendida entre, p_e + Δp_e, y p_e, a otra que es la reinante p_e en la línea de descarga; la presión es p_e pero la temperatura, (valor que junto a la p_e permite determinar la posición del punto 2 en el diagrama termodinámico correspondiente), será función de todas las aportaciones y cesiones caloríficas, así como de las dos laminaciones que sufre el gas a lo largo de todo el ciclo interno del compresor real.

Supuesto fijado correctamente el punto 2, midiendo por ejemplo su temperatura T2, de la transformación (1-2) sólo conocemos sus puntos inicial y final en el diagrama termodinámico, no pudiendo ser considerada como una politrópica, como hasta ahora se ha venido haciendo, pues como se ha descrito en el ciclo real indicado, tienen lugar operaciones que termodinamicamente no tienen sentido incluirlas en una politrópica.

Lo que sí es cierto, supuesto correctamente fijado el punto 2, es que, i₂ - i₁, representa el trabajo neto realizado por el compresor real y que este valor coincide con el área que el diagrama indicado real proporciona, por lo que se tiene otra forma diferente de determinar el punto 2, mediante el diagrama indicado real referido a 1 Kg de gas en la admisión y escape, calculando su superficie a, por lo que:

i₂ - i₁ = a >> i₂ = a + i₁

La camisa de agua de refrigeración en un cilindro hace que T2 sea menor, disminuyendo el valor de, i₂ - i₁. No es correcto representar en el diagrama termodinámico puntos tales como el 2", 2"' , etc..., que representan la presión de una parte del gas comprimido, y no la del resto que ya ha salido y estará por lo tanto a la presión de escape p_e.

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