COMPRESORES DE DOBLE TORNILLO 12/01/2011 COMPRESORES DE TORNILLO. COMPRESORES DE TORNILLO Antecedentes. COMPRESORES DE TORNILLO Clasificación

Transcripción

1 COMPRESORES DE TORNILLO COMPRESORES DE TORNILLO Antecedentes En 1878 Heinreich Krigar of Germany desrrolló el primer compresor de tornillo, pero no es hasta 1930 que Alf Lisholm introdujo el peril de los modernos compresores helicoidales. Los compresores helicoidales utilizados en técnicas frigoríficas pueden ser de dos tipos: a) De dos rotores, (Lysholm), que comenzaron a utilizarse en los años 30 y están compuestos de dos husillos roscados (rotores), uno motor y otro conducido. b) De rotor único, (Zimmern), que comenzaron a utilizarse en los años 60 y están compuestos por un rotor o husillo roscado único, queengranaconunparderuedas satélites dentadas idénticas. Compresor Krigar Compresor Lysholm E. TORRELLA E. TORRELLA Pag. 2 COMPRESORES DE TORNILLO Clasificación El compresor de tornillo es un dispositivo de tipo rotativo y desplazamiento positivo. Existen dos variantes: De doble tornillo. Monotornillo con satélites. COMPRESORES DE DOBLE TORNILLO E. TORRELLA Pag. 3 E. TORRELLA Pag. 4 1

2 Esta integrado por dos engranajes helicoidales, o tornillos, en contacto que giran en sentido contrario. Uno de ellos, el motriz, posee lóbulos, el otro tornillo (hembra) es desplazado por el primero y presenta en su lateral canales que se corresponden con los pasos del tornillo motriz (macho). El refrigerante procedente del evaporador queda atrapado en los espacios existentes entre los dientes del tornillo hembra, dando vueltas con él y comprimiéndose a medida que avanza hacia la salida, ya que el volumen disponible entre las ranuras que dejan los tornillos va disminuyendo gradualmente. El rotor macho acoplado al motor eléctrico tiene de 4 a 5 lóbulos, mientras que el rotor hembra suele poseer 6 ó 7 cavidades. Engrane E. TORRELLA Pag. 5 E. TORRELLA Pag. 6 Screw compressor dos rotores Para asegurar el cierre hermético de las cámaras de trabajo y, por lo tanto, la separación de las cavidades de aspiración e impulsión del compresor, la sección transversal de los dientes ha evolucionado desde un perfil circular, hasta perfiles cicloidales, en orden a mejorar el funcionamiento mecánico y dinámica de los rotores. El perfil del tornillo conductor es convexo, mientras que el del conducido es cóncavo; el rotor conductor, conectado al eje motor, gira más rápido que el conducido en una relación, 6/4 = 1,5 ó 6/5 = 1,2. El vapor que penetra por la cavidad de aspiración, situada en uno de los extremos del compresor, llena por completo cada una de las cámaras de trabajo helicoidales del rotor conducido. Durante el giro de los rotores, las cámaras de trabajo limitadas entre los filetes de los rotores y las superficies internas del estator, dejan de estar en comunicación directa con la cavidad de aspiración y se desplazan junto con el vapor a lo largo de los ejes de rotación. En un momento determinado, cada cámara de trabajo se cierra por uno de sus extremos mediante uno de los cuatro dientes del rotor conductor, quedando así atrapado un volumen de vapor V 1,que queda desconectado de la aspiración a la presión p 1 (fin de la fase de admisión), comenzando la etapa de compresión; al proseguir la rotación, el volumen se va reduciendo hasta que se pone en comunicación con la lumbrera de escape, alcanzando un valor V 2 alapresiónp 2, momento en que se produce el fin de la fase de compresión y comienzo de la de escape. Cada una de las cámaras de trabajo se comporta como si el cilindro fuese un compresor alternativo, en donde cada diente del rotor conductor hace las veces de pistón, que primero cierra y después comprime el volumen inicialmente atrapado V 1, por lo que un compresor helicoidal no es sino un compresor alternativo de seis cilindros helicoidales, en el que se han eliminado el cigüeñal, el espacio muerto y las válvulas de admisión y escape. Estructura interna E. TORRELLA Pag. 7 E. TORRELLA Pag. 8 2

3 Fases Fase de Aspiración - Transporte. Cuando giran lo rotores, el gas fluye a través de la entrada de aspiración y llena los espacios adyacentes situados entre los lóbulos. Estos espacios aumentan en longitud durante la rotación a medida que el engrane se aproxima al lado de descarga. Cuando el espacio entre los lóbulos se llena con el gas de aspiración, en toda la longitud del rotor, la conexión de aspiración se cierra y termina la fase de aspiración. Fases Fase de Compresión. Al continuar la rotación disminuye el espacio entre los lóbulos, de modo que el gas encerrado es comprimido y aumenta su presión. E. TORRELLA Pag. 9 E. TORRELLA Pag. 10 Fases Fase de Descarga. Cuando el rotor está en cierta posición, el gas llega a la salida de descarga, iniciándose esta fase, la cual continúa hasta que el espacio entre los lóbulos quede completamente vacío. VARIACIONES EN PRESION Y VOLUMEN Volumen Cierre con lumbrera de admisión Admisión Apertura a lumbrera de escape Transporte Compresión Volumen aspiración Volumen descarga Angulo de rotación Descarga Presión descarga Presión Presión admisión 360 Angulo de rotación E. TORRELLA Pag. 11 E. TORRELLA Pag. 12 3

4 Características de funcionamiento. Relación de volumen RV RV V 1 = = V 2 Volumen inicio compresion Volumen final compresion Relación de presión RP p1 presion inicioi i compresion RP = = p presion final compresion 2 En caso de compresión isoentrópica; la relación entre las anteriores es: c γ p RP = RV γ = c v Pérdidas energéticas. Para un compresor dado y un refrigerante específico, la relación de presiones RP es constante, por lo que para cada presión de aspiración se tiene una de descarga, independiente de la reinante en condensador. Por lo que pueden producirse los siguientes casos: p 2 <p K ; el vapor se acumula en la descarga hasta contrarestar el deficit, resultando un incremento en el trabajo de compresión y una caída de eficiencia. p 2 >p K ; el vapor se expande en la tubería de descarga, se ha generado un trabajo mayor al necesario, por lo que también resulta un descenso de eficiencia. E. TORRELLA Pag. 13 E. TORRELLA Pag. 14 Pérdidas energéticas. Pérdidas energéticas. Representación gráfica PÉRDIDAS POR SOBREPRESIÓN PÉRDIDAS POR INFRAPRESIÓN E. TORRELLA Pag. 15 E. TORRELLA 4

5 Screw compressor dos rotores y uno. PRESIÓN FINAL DE COMPRESIÓN (cont) La presión p2 de diseño del compresor seleccionado no siempre es posible hacerla coincidir con la presión de condensación impuesta por la instalación frigorífica pc, por lo que se pueden dar los siguientes casos: a) Si pc = p2 la compresión se realiza según el ciclo indicado (1-2-b-a-1), cuya superficie representa el trabajo teórico consumido por el compresor. b) Si pc > p2 cuando el volumen de la cámara de trabajo alcanza el valor V2 se pone en comunicación con la lumbrera de escape, produciéndose un reflujo de vapor desde la cavidad de alta presión hacia la celda de volumen V2, que de modo casi instantáneo eleva la presión en el interior desde p2 a pcs. La entrada del volumen (3-4) de vapor que proviene de la parte de alta, finaliza la compresión hasta pcs, objetivo que el compresor por sí solo no habría podido conseguir. Como el árbol motor sigue girando, la cámara llena de vapor a la presión pcs disminuye su volumen en la fase de descarga desde V2 hasta el valor cero según (3-c). El área (1-2-3-c-a-1) del diagrama indicado representaría el trabajo mecánico de la compresión realizada. En consecuencia, el área ( ) representa el trabajo adicional consumido. c) Si pc < p2 cuando el volumen de la cámara de trabajo alcanza el valor V2 se pone en comunicación con la lumbrera de escape, se produce un reflujo de vapor desde la cámara de volumen V2 hacia la parte de alta, que de modo casi instantáneo disminuye la presión en el interior desde p2 a pci. Como el árbol motor sigue girando, la cámara llena de vapor a la presión pci disminuye su volumen en su fase de descarga desde V2 hasta el valor cero según (5-d). El área (1-2-5-d-a-1) del diagrama indicado representa el trabajo mecánico de la compresión así realizada. El área (2-5-6) representa el trabajo adicional consumido. Inyección de lubricante Los compresores de tornillo son, en general, lubricados mediante inyección directa de aceite a temperatura controlada. La cantidad de aceite inyectada es muy elevada, ya que además de lubricar, deben proporcionar estanqueidad (evitar cortocircuitos hacia la lumbrera de admisión), y absorber calor de compresión. La inyección de aceite aumenta la potencial relación de compresión. Además de cerrar el espacio entre los rotores, el aceite iguala la temperatura de éstos y reduce con eficacia la temperatura de descarga a un valor seguro, incluso con relaciones de compresión del orden de 18. El aceite se recupera en un separador de aceite, situado en la canalización de descarga, y es previamente enfriado, antes de su inyección en la cámara de compresión. E. TORRELLA Pag. 17 E. TORRELLA Pag. 18 Tipos de enfriamiento de lubricante AGUA AIRE RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO No todo el vapor es expulsado por el lado de alta presión, con lo que el que permanece en compresor juega un papel de volumen muerto, reexpandiéndose y limitando la entrada de vapor nuevo en la siguiente aspiración, en resumen, con estos compresorestambiénsehacenecesario tener en consideración un rendimiento volumétrico, debido al efecto mencionado y los "cortocircuitos" desde alta presión a baja, limitados la inyección lubricante que actúa de "sello. Antes de considerar el rendimiento volumétrico, el caudal geometricamente disponible en compresores de doble rotor: TERMOSIFON CON REFRIGERANTE V = N g z V. 118 macho macho asp int erlóbulos 2 0, Nmacho zmacho LDexterno en la que: N macho = régimen de giro del rotor "macho". Z macho = número de lóbulos del rotor "macho". L = longitud de los rotores. D externo = diámetro exterior de los rotores. E. TORRELLA Pag. 19 E. TORRELLA Pag. 20 5

6 RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO Según CEREPNALKOVSKY - CONAN 1 R v 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 Rv = 0,903-0,0176 t 0,4 2,5 7,5 12,5 17,5 TASA DE COMPRESION E. TORRELLA Pag. 21 RENDIMIENTO INDICADO IDEAL n p V n ( n 1) / n = cte w = p1 Vg [ RP 1] + p1 V n 1 g t RP RV mientras que el trabajo de compresión entre las presiones p 1 y p 2 es de w* = p V n n 11 ( n 1) / n [ t 1] 1 g Por tanto la relación entre "w*" y "w" pone de manifiesto las pérdidas que se producen en un compresor dado trabajando con una tasa de compresión diferente a la relación de presiones "RP" que puede dar el compresor, pudiéndose definir como un rendimiento interno, cuya expresión es: R = i ( n 1) / n [ n /( n 1) ][ t 1] ( n 1) t [ n /( n 1) ][ RV 1] + RV RV E. TORRELLA Pag. 22 n RENDIMIENTO INDICADO IDEAL RENDIMIENTOS 1 R i (IDEAL) 0,8 0,6 0,4 0,2 RV=2 RV=3 RV=4 RV= TASA DE COMPRESION Evidentemente, el rendimiento indicado es inferior al ideal mostrado en la figura. E. TORRELLA Pag. 23 E. TORRELLA Pag. 24 6

7 INSTALACION DOTADA DE COMPRESORES DE DOBLE TORNILLO REGULACIÓN DE LA CAPACIDAD La regulación de capacidad se puede realizar de tres modos diferentes: a) Variando la velocidad de giro del rotor conducido. b) Mediante una laminación a la entrada del compresor, que origina un aumento de la relación de compresión; este efecto, en otros compresores puede elevar peligrosamente la temperatura de escape del vapor, pero no en los helicoidales. c) Mediante corredera; método consistente en una o varias válvulas deslizantes, la función de éstas válvulas es devolver mediante un (bypass) situado en la cavidad de entrada del compresor, una fracción (variable) del volumen total desplazado a plena carga, retardando así el comienzo de la compresión; las válvulas deslizantes puede funcionar desde la presión correspondiente a plena carga, hasta cargas parciales cercanas a cero, en forma manual oautomática, mediante un pistón movido hidráulicamente por el aceite del compresor. E. TORRELLA Pag. 25 E. TORRELLA Pag. 26 Otras características del sistema de regulación El actuador de la válvula es operado hidráulicamente. Gracias al resorte incorporado, la válvula deslizante se abre automáticamente al detenerse el compresor, asegurando, que el arranque posterior del mismo se efectuará sin carga alguna. El sistema de corredera permite la posibilidad de regular en forma continua la capacidad entre e 100 % y 10 % con número constante de r.p.m., lo que tiene importancia con respecto a los costes de energía. El sistema de control no tiene prácticamente pérdidas y, por lo tanto, el consumo de energía disminuye al reducirse la capacidad. Esto significa que los costos de energía son proporcionales a la capacidad frigorífica requerida. Regulación por corredera El control de capacidad del compresor de tornillo se logra por medio de la válvula de control deslizante. Cuando ésta está en posición cerrada, el compresor funciona a plena capacidad. Cuando la válvula se desplaza axialmente a la posición abierta, la longitud efectiva de trabajo de los rotores disminuye, reduciéndose así la capacidad. El exceso de gas es devuelto al lado de aspiración del compresor. E. TORRELLA Pag. 27 E. TORRELLA Pag. 28 7

8 Posiciones de la corredera de regulación VISTAS DE LA CORREDERA E. TORRELLA Pag. 29 E. TORRELLA Pag. 30 VISTA INTERNA Sistema de regulación por corredera % POTENCIA CONSUMIDA 1 REAL IDEAL 0,8 0,6 0,4 0, ,2 0,4 0,6 0,8 1 % POTENCIA FRIGORIFICA Debido a las pérdidas internas, el control por corredera por debajo del 60% es ineficiente. E. TORRELLA Pag. 31 E. TORRELLA Pag. 32 8

9 Economizador Los vapores procedentes de evaporador son comprimidos en una primera etapa, después se juntan con los que se generan en el enfriamiento del motor eléctrico y la mezcla se vuelve a comprimir en una segunda etapa. ECONOMIZADOR 1 st Orifice Condenser El liquido a alta presión procedente de condensador se expansiona en el primer orificio, el vapor formado es el que se utiliza en el enfriamiento del devanado del motor. El liquido restante se vuelve a expansionar hasta la presión reinante en evaporador. Compressor 2 nd Orifice Evaporator E. TORRELLA Pag. 33 E. TORRELLA Pag. 34 Economizador. p-h COMPRESOR MONOTORNILLO E. TORRELLA Pag. 35 E. TORRELLA Pag. 36 9

10 COMPRESOR MONOTORNILLO Consta de un rotor conductor con seis cámaras de trabajo helicoidales de perfil globoidal, que acciona dos ruedas dentadas satélite que tienen once dientes cada una, de perfil idéntico al de las cámaras de trabajo, y situadas a ambos flancos del rotor conductor, la velocidad de las ruedas dentadas es (6/11) de la del rotor principal. La potencia de compresión se transfiere directamente desde el rotor principal al vapor; las ruedas dentadas no disponen de ningún tipo de energía, salvo pérdidas por rozamiento. Las holguras entre los perfiles en movimiento i tienen que ser pequeñas, (las óptimas para cada tipo de máquina), con el fin de evitar fugas o filtraciones de vapor desde la cavidad de escape hacia regiones donde las presiones sean más bajas. La inexistencia de juntas y segmentos hace que las pérdidas por rozamiento mecánico sean más bajas en comparación con las que se producen en los compresores alternativos. Las holguras relativas son mayores en las máquinas pequeñas, en las que predominan COMPRESOR MONOTORNILLO VISTA E. TORRELLA Pag. 37 E. TORRELLA Pag. 38 Fases de funcionamiento Aspiración; Como el rotor está íntegramente encerrado en un cilindro, todas las estrías permanecen constantemente en comunicación con el extremo de la cámara de aspiración a través de una de las caras terminales del rotor. Un diente en cada estría cierra hermética y completamente la sección transversal de la misma. Su desplazamiento dentro de la estría provoca la toma de refrigerante. Compresión; Las estrías, así llenas, se cierran herméticamente una por una a partir de la cámara de aspiración, por medio de los dientes de la otra rueda de engranaje que se engrana en las estrías, reduciendo su volumen mediante el movimiento progresivo de los dientes a través de las estrías. De esta manera se obtiene la compresión del refrigerante. Descarga; La compresión continua en cada estría hasta que su extremo entra en comunicación con una de las dos lumbreras de salida situadas en oposición a cada lado del rotor en la camisa cilíndrica. Una vez que la presión alcanza su punto máximo la compresión cesa y el refrigerante comprimido se descarga completamente de la estría. Fases de funcionamiento (Cont) E. TORRELLA Pag. 39 E. TORRELLA Pag

11 Fases de funcionamiento (Cont) Aspiración Como el rotor está íntegramente encerrado en un cilindro, todas las estrias permanecen constantemente en comunicación con el extremo de la cámara de aspiración a través de una de las caras terminales del rotor. Un diente en cada estría cierra hermética y completamente la sección transversal de la misma. Su desplazamiento dentro de la estría provoca la toma de refrigerante. Compresión Las estrías así llenas se cierran herméticamente una por una a partir de la cámara de aspiración por medio de los dientes de la otra rueda de engranaje que se engrana en las estrías, reduciendo su volumen mediante el movimiento progresivo de los dientes a través de las estrías. De esta manera se obtiene la compresión del refrigerante. Descarga La compresión continua en cada estría hasta que su extremo entra en comunicación con una de las dos lumbreras de salida situadas en oposición a cada lado del rotor en la camisa cilíndrica. Una vez que la presión alcanza su punto máximo la compresión cesa y el refrigerante comprimido se descarga completamente de la estría. COMPRESOR MONOTORNILLO VARIACIONES DE PRESION Y VOLUMEN Pto a. Comienzo de la aspiración. Pto b. El diente comienza a cerrar el valle. Pto c. El valle se pone en comunicación con el orificio de descarga Pto d. El diente abandona el valle De lo expuesto se deduce que las cámaras de trabajo del rotor, se comportan a todos los efectos como seis ci-lindros de doble efecto, en los que los dientes actúan como pistones; mientras que por uno de sus lados se efectúa la aspiración del vapor, por el otro se realiza simultáneamente su compresión y escape. E. TORRELLA Pag. 41 E. TORRELLA Pag. 42 Compensación de esfuerzos Estructura interna E. TORRELLA Pag. 43 E. TORRELLA Pag

12 Control de potencia COMP. MONOTORNILLO REGULA I E. TORRELLA Pag. 45 E. TORRELLA Pag. 46 COMP. MONOTORNILLO REGULA II Control de potencia E. TORRELLA Pag. 47 E. TORRELLA Pag

13 Correderas paralelo E. TORRELLA Pag. 49 E. TORRELLA Pag. 50 COMPRESORES DE TORNILLO Rango de potencias en máquinas frigoríficas Q0 [kw] R-12 T R-134a T R-134a P R-22 T R-22 P E. TORRELLA T = TEÓRICO; P = PRÁCTICO Pag. 51 R-502 T R-125 T R-717 T R-717 P C3H8 T COMPARACIÓN CON ALTERNATIVOS La comparación con los compresores de tipo alternativo no puede ser limitada a los compresores de tornillo, sino que la discusión puede ampliarse a los demás tipos de compresores volumétricos del tipo rotativo. Los compresores rotativos están sometidos a un movimiento de giro constante, el flujo de vapor en la admisión y el escape es asimismo constante, y por tanto sufren menores vibraciones mecánicas, y pulsaciones en la descarga, que los compresores alternativos. El campo de aplicación de los compresores alternativos está limitado por la temperatura de compresión, que no debe rebasar un valor máximo de 135 a 140 ºC, esta limitación entraña que para el amoníaco no debe sobrepasarse una tasa de compresión de unvalor de "8" (aproximadamente "11" para el R-22), siendo los valores del rendimiento volumétrico muy bajos para estos valores con compresores alternativos. En un compresor de tornillo pueden alcanzarse unos valores de tasas de compresión superiores al disponer de sistemas de enfriamiento por inyección de líquido o enfriamiento de aceite. El control de la capacidad se efectúa reenviando vapores de refrigerante hacia la admisión, comprimiendo sólo una parte del flujo total, con lo que se consigue una variación continua de la potencia del 100% al 10%. E. TORRELLA Pag

14 COMPARACIÓN CON ALTERNATIVOS COMPARACIÓN CON ALTERNATIVOS Otras de sus características son: No emplean válvulas. Limitado par de arranque debido a la compensación de presión que se produce en parado. En general pueden emplear accionamiento directo, sin transmisiones intermedias. Ausencia de elementos de ajuste frecuente. Bajo mantenimiento. En general estos compresores pueden emplearse en casos en que es necesario desplazar un volumen de refrigerante fi muy alto por unidad de potencia frigorífica (especialmente indicados como "boosters" o compresores de baja presión en sistemas de varias etapas). La utilización normal de los alternativos alcanza los 2000 m3/h, mientras que los de tornillo se mueven en el rango de 200, m3/h. Presentan el inconveniente de ser necesaria una gran precisión en su fabricación, tanto en tolerancias dimensionales como de forma y acabado superficial. E. TORRELLA Pag. 53 E. TORRELLA Pag