Mayo 2009

BOMBEO DE CRUDO ALTAMENTE

VISCOSO EN EL TRAMO I DEL O. N. P.

MEDIANTE BOMBAS DE TORNILLO

José Walter Díaz Ugarte Quiroz

Piura, 06 de Mayo de 2009

FACULTAD DE INGENIERÍA

Área Departamental de Ingeniería Mecánico-Eléctrica

BOMBEO DE CRUDO ALTAMENTE VISCOSO EN EL TRAMO I DEL O. N. P. MEDIANTE BOMBAS DE TORNILLO

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Repositorio institucional PIRHUA – Universidad de Piura

U N I V E R S I D A D D E P I U R A FACULTAD DE INGENIERÍA

Programa Académico de Ingeniería Mecánico-Eléctrica

“Bombeo de crudo altamente viscoso en el Tramo I del O.N.P mediante bombas de

tornillo”

Tesis para optar el Título de Ingeniero Mecánico - Eléctrico

José Walter Díaz Ugarte Quiroz.

ASESOR: Dr. Ing. Daniel Marcelo Aldana.

Piura, Mayo 2009

A Dios, a mis padres, a mi abuela y a mis demás seres queridos por su constante apoyo, paciencia y motivación.

Prólogo

El presente trabajo surge a raíz de la necesidad de Petroperú S.A-Operaciones Oleoducto a bombear crudos altamente viscosos, los cuales a través de los años han ido disminuyendo su calidad. Dicho aumento de viscosidad ha incrementado los costos de operación y mantenimiento con los equipos actuales, para lo cual se ha presentado como alternativa de solución el cambio de equipos de bombeo a unos que se adecúen a los requerimientos actuales. Con la motobomba centrífuga actual no es posible bombear mayores caudales a los bombeados en la actualidad, menos aún si el crudo disminuye en calidad; ésto se debe a la limitación de potencia de la unidad motriz por el bajo rendimiento de la bomba centrífuga al bombear este tipo de crudo. Dicha limitación de potencia implica un elevado costo de operación así como de mantenimiento debido al elevado consumo de combustible y al deterioro de los componentes del equipo, siendo desfavorable técnica y económicamente para la empresa. En este trabajo se analiza desde el punto de vista técnico y económico, la posibilidad de reemplazar el actual equipo de bombeo de la Estación N° 01 conformado por la motobomba centrífuga 1MB1 por motobombas de desplazamiento positivo tipo Tornillo. Las motobombas tipo tornillo presentan como principal característica el alto rendimiento al operar con fluidos viscosos. Hasta la fecha, en la Sección Energía de la Universidad de Piura no se han realizado trabajos de tesis donde se estudien las bombas de tornillo para el bombeo de crudos viscosos en el Oleoducto Nor Peruano. Quisiera terminar agradeciendo a todos aquellos que de alguna u otra forma me ayudaron en el desarrollo de esta tesis. A mi asesor Dr. Ing. Daniel Marcelo Aldana, por su constante dedicación. A mis compañeros de la Unidad Ingeniería de Operaciones Oleoducto-Petroperú S.A por su constante asesoría en las diversas dudas que surgieron durante el trabajo. A mis mejores amigos, que dentro de sus posibilidades fueron un incondicional apoyo dentro del desarrollo de esta tesis. Finalmente, gracias a mis padres y abuela por ser los primeros y mejores motivadores y enseñarme a soñar en grande.

Resumen Esta tesis propone el uso de las motobombas de desplazamiento positivo tipo tornillo para el bombeo de crudos altamente viscosos en el Tramo I del Oleoducto Nor Peruano, en reemplazo de la actual motobomba centrífuga. La tesis se desarrolla en cinco capítulos. El primer capítulo describe al Oleoducto Nor Peruano, brindando los criterios de diseño utilizados para su construcción, su funcionamiento a lo largo de los tramos y la situación actual en la que se encuentra éste. El segundo capítulo se ocupa del estudio de la teoría de bombas centrífugas. El tercer capítulo se encarga del estudio de la teoría de las bombas de desplazamiento positivo, centrándose en la teoría y funcionamiento de las bombas tipo tornillo. El cuarto capítulo se encarga del análisis actual de los equipos de bombeo en la Estación Nº 01, básicamente se da un fundamento técnico de que los equipos no están funcionando correctamente. Por último, el quinto capítulo muestra la selección de la bomba de tornillo a utilizar, esto implica resultados técnicos y un análisis económico de que es conveniente el reemplazo del equipo de bombeo.

Por medio de la consulta bibliográfica se obtienen los conceptos fundamentales para el entendimiento de cómo funciona el sistema de bombeo en el tramo I y poder seleccionar correctamente el equipo a utilizar. Para verificar la factibilidad de lo planteado se realiza el análisis económico, en el transcurso de la tesis se muestran los criterios tomados para dicho análisis. Los resultados son satisfactorios, llegando a la conclusión que es conveniente el reemplazo de las motobombas centrífugas por unas motobombas de tipo tornillo.

Índice

Introducción .......................................................................................................1 Capítulo I: PETROPERU S.A. y Oleoducto Nor Peruano …………………….3 1.1 Petróleos del Perú-Petroperú S.A………………………………………………3 1.2 Breve reseña histórica………………………………………………………… 6 1.3 Oleoducto Nor Peruano………………………………………………………. 7 1.3.1 Descripción general………………………………………………………… 7 1.3.2 Especificación de las instalaciones………………………………………… 9 1.3.3 Otros datos de referencia………………………………………………… …10 1.4 Criterios de diseño del Oleoducto Nor Peruano……………………………… 11 1.4.1 Caudal de diseño…………………………………………………………. …11 1.4.2 Características del petróleo crudo………………………………………….. 11 1.4.3 Pérdidas por fricción……………………………………………………....... 12 1.4.4 Tubería de la línea principal………………………………………………... 12 1.4.5 Presiones máximas admisibles……………………………………………… 12 1.4.6 Potencia de bombeo……………………………………………………… …13 1.5 Diagnóstico de la situación actual…………………......................................... 13 1.5.1 Segregación de petróleo mediante “batches”…………………………….. …13 1.5.2 Situación actual…………………………………………………………….. 14 Capítulo II: Teoría de bombas centrífugas…………………………………… 19 2.1 Introducción…………………………………………………………………... 19 2.1.1 Nociones generales…………………………………………………………. 19 2.1.2 Clasificación de las bombas……………………………………………….. 20 2.2. Descripción general de las bombas centrífugas…………………………….. 21 2.3 Teoría de las bombas centrífugas……………………………………………. 23 2.3.1 Relaciones hidraúlicas básicas……………………………………………… 23 2.4 Comportamiento de las bombas centrífugas……………………………….. …27 2.5 Curvas características………………………………………………………… 29 2.6 Operación de las bombas…………………………………………………….. 31 2.6.1 Operación en serie………………………………………………………….. 31 2.6.2 Operación en paralelo……………………………………………………… 31 2.7 Factores que afectan el funcionamiento de las bombas……………………… 32

2.7.1 Gravedad específica (γ)…………………………………………………….. 32 2.7.2 Viscosidad (µ)……………………………………………………………… 32 2.7.3 Velocidad de bombeo……………………………………………………… 32 2.7.4 Altura de succión positiva neta (NPSH)…………………………………… 33 2.8 Puntos de funcionamiento…………………………………………………… 33 2.9 Corrección de curvas características por viscosidad y velocidad……………. 34 2.9.1 Corrección por viscosidad…………………………………………………. 34 2.9.2 Corrección por velocidad………………………………………………….. 39 Capítulo III: Teoría de bombas de tornillo…………………………………… 41 3.1 Bombas de desplazamiento positivo………………………………………… 41 3.1.1 Marco teórico……………………………………………………………… 42 3.2. Clasificación de las bombas de desplazamiento positivo………………….. 43 3.2.1 Bombas de émbolo………………………………………………………… 43 3.2.2 Bombas rotativas………………………………………………………….. 44 3.3 Características de operación de las bombas de desplazamiento positivo…… 48 3.3 Bombas de tornillo………………………………………………………… …50 3.3.1 Teoría de bombas de tornillo……………………………………………… 51 3.3.2 Tipos de bombas tornillo………………………………………………….. 57 3.3.3 Comportamiento………………………………………………………….. 71 3.3.4 Aplicaciones especiales multifásicas………………………………………. 79 3.3.5 Instalación y operación…………………………………………………… 80 Capítulo IV: Situación actual de los equipos de bombeo en la Estación N° 01……………………………………………83 4.1 Introducción………………………………………………………………….. 83 4.2.Descripción del equipo actual de bombeo…………………………………… 85 4.3 Bombeo de crudos pesados con las actuales bombas centrífugas…………… 86 4.3.1 Simulación hidraúlica del Tramo I………………………………………… 86 4.3.2 Cálculo de las curvas características de las unidades de bombeo…………. 90 4.3.3 Análisis de la situación actual del equipo de bombeo……………………… 92 Capítulo V : Selección y especificación de los equipos de bombeo ………. .97 para las actuales y futuras calidades de crudo a bombear en el Tramo I del Oleoducto Nor Peruano 5.1 Introducción………………………………………………………………… ..99 5.2.Características principales de las bombas de tornillo………………………. ..99 5.3. Selección del equipo de bombeo…………………………………………… 103 5.3.1 Bomba de dos tornillos……………………………………………………. 104 5.3.2 Bomba de tres tornillos…………………………………………………….. 104 5.3.3 Selección y especificación de la bomba a utilizar………………………… 105 5.4 Evaluación económica……………………………………………………… 115 5.4.1 Consideraciones…………………………………………………………… 115 5.4.2 Resultados………………………………………………………………… 117

Conclusiones…………………………………………………………………… 119 Bibliografía……………………………………………………………………… 121 Apéndice A……………………………………………………………………… 123 Apéndice B……………………………………………………………………… 149 Apéndice C……………………………………………………………………… 157 Anexo I…………………………………………………………………………. 171 Anexo II………………………………………………………………………… 175 Anexo III……………………………………………………………………….. 179 Anexo IV……………………………………………………………………….. 187 Anexo V………………………………………………………………………… 193 Anexo VI……………………………………………………………………….. 199 Anexo VII………………………………………………………………………. 213 Anexo VIII……………………………………………………………………… 235 Anexo IX……………………………………………………………………….. 243 Anexo X………………………………………………………………………… 249 Anexo XI……………………………………………………………………….. 255 Anexo XII………………………………………………………………………. 271 Anexo XIII……………………………………………………………………… 275 Anexo XIV……………………………………………………………………… 281

1

Introducción La calidad del crudo bombeado a través del Oleoducto Nor Peruano está disminuyendo notablemente a medida que pasa el tiempo, haciéndose cada vez más viscosos. El aumento de viscosidad en los crudos transportados limita el caudal a transportar por parte del equipo de bombeo actual, exigiendo una potencia muy elevada que sobrepasa la capacidad del motor actual. La unidad de bombeo al ser exigida al máximo aumenta su consumo de combustible y las piezas del equipo se dañan mucho más rápido, presentando elevados costos de operación y mantenimiento. El objetivo principal de este trabajo de tesis es el estudio de las bombas de desplazamiento positivo tipo tornillo para el bombeo de crudos viscosos en el Tramo I del Oleoducto Nor Peruano, haciendo más eficiente y rentable la operación del transporte de hidrocarburos. Dentro de este estudio se tienen en consideración las características de calidad del crudo a transportar por dicho tramo.

En el capítulo I se da una explicación del Oleoducto Nor Peruano con la finalidad de conocer y tener presente su funcionamiento, criterios de diseño y situación actual a la que opera. El conocer todo lo mencionado anteriormente es útil para el entendimiento de lo que se plantea a lo largo de la presente tesis. En el capítulo II se desarrolla la teoría de las bombas centrífugas, detallando sus características principales. A través de la investigación bibliográfica se logra tener un conocimiento certero de este tipo de bombas para poder estudiar su comportamiento en las nuevas condiciones de funcionamiento a las que se encuentran operando actualmente. En el capítulo III se desarrolla la teoría de las bombas de desplazamiento positivo tipo tornillo, detallando sus características principales. A través de la bibliografía utilizada y con información brindada por el proveedor de dichos equipos se logra tener la información necesaria para tener una base teórica suficiente. Con la teoría brindada en este capítulo se está en la capacidad de seleccionar la bomba de tornillo a utilizar según sea el caso planteado. En el capítulo IV se presenta el estado de las bombas centrífugas en Estación Nº 01 según las condiciones de bombeo actuales. En este capítulo también se presentan los

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fundamentos técnicos, que son uno de los sustentos a tomar en cuenta para realizar el cambio de motobombas centrífugas a equipos de desplazamiento positivo de tornillo. En el capítulo V se exponen los criterios de selección de la bomba de tornillo a utilizar, según las condiciones de bombeo a la que se encuentra el Tramo I actualmente. La selección se realiza con la ayuda del software WIPS proporcionado por IMO PUMP, que es el proveedor de las bombas de tornillo. Además, se presenta el análisis económico del reemplazo de las bombas centrífugas por bombas tipo tornillo para determinar la factibilidad o no del proyecto de tesis estudiado. Finalmente, se presentan las conclusiones de la tesis. La conclusión principal a la que se llega es la necesidad del cambio de los equipos de bombeo actual si se quiere trabajar con costos más bajos y tener la posibilidad de bombear mayores volúmenes a las condiciones de viscosidad que se manejan actualmente.

Capítulo I

Petroperú S.A. y Oleoducto Nor Peruano1

1.1 - Petróleos del Perú-PetroPerú S.A.

Petróleos del Perú - PETROPERU S.A. fue creado el 24 de julio de 1969. PETROPERU es una empresa pública del Sector Energía y Minas que tiene a su cargo las diferentes actividades de la industria petrolera como son transporte, refinación y comercialización. Su actividad actual se resume en la figura 1.1. Las actividades realizadas por PETROPERU son destinadas a sus distintas operaciones, tales como: Talara, Conchán, Selva y Oleoducto. Operaciones Talara, Conchán y Selva básicamente están relacionadas con los procesos de refinación y bajo su cargo están las Refinerías Talara, Conchán e Iquitos, respectivamente.

1 Este capítulo ha sido desarrollado en base a la referencia [5].

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Fig.1.1. Actividad actual de PETROPERU

ACTIVIDAD DE LA EMPRESA PETROPERU S.A

TRANSPORTE DE PETRÓLEO

REFINACIÓN DE PETRÓLEO

COMERCIALIZACIÓN DE PRODUCTOS DERIVADOS DEL

PETRÓLEO

• Oleoducto Nor - Peruano. • Oleoducto Ramal Norte. • Flota Marítima y Fluvial

contratada

• Refinería Talara. • Refinería Conchán. • Refinería Iquitos. • Refinería El Milagro. • Refinería Pucallpa (en

alquiler)

• Plantas de venta propias. • Capacidad de

almacenamiento contratada en terminales y plantas de venta.

• Red de estaciones de servicio afiliadas.

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El proceso principal de Operaciones Oleoducto está conformado por:

a) Recepción

Es el proceso que consiste en recibir el petróleo enviado desde los centros de producción o refinación hasta las estaciones recolectoras (Estaciones de Andoas y 01) de Operaciones Oleoducto para transportarlo hasta la Estación Terminal Bayóvar.

Los eventos más importantes son:

• Fiscalización de petróleo recibido. • Descarga de barcazas (Estación 01). • Segregación de petróleo.

b) Almacenamiento

Es el proceso de reunir el petróleo en tanques en las estaciones colectoras. Las Estaciones 01 y de Andoas son consideradas colectoras principales, pues reciben el petróleo producido en los campos de Pluspetrol Perú Corporation para su posterior transporte a la Estación 05.

En Estación 05 y Terminal Bayóvar el almacenamiento es selectivo por calidad y por cliente.

Los eventos más importantes son:

• Fiscalización de petróleo. • Drenaje. • Control operativo. • Selección de tanques para la recepción del petróleo.

c) Transporte

Este proceso consiste en el bombeo del petróleo desde las estaciones recolectoras hasta el Terminal Bayóvar para su posterior embarque.

Los eventos más importantes son:

• Operación de bombeo. • Plan operativo • Control de parámetros de bombeo.

d) Despacho de petróleo

Proceso que consiste en embarcar el petróleo en buque-tanques y barcazas por vía marítima y fluvial, respectivamente, con destino a las diferentes refinerías del país y del extranjero.

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Actualmente, se embarca petróleo desde Bayóvar para las refinerías de La Pampilla, Conchán y Talara; y desde la Estación 01 con destino a la refinería de Iquitos.

Los eventos más importantes son:

• Fiscalización de petróleo. • Operaciones portuarias. • Plan operativo de embarques.

1.2 - Breve reseña histórica

Se tenía conocimiento que en la década de los 80, los países compradores de petróleo y sus derivados tendrían que aceptar ser dependientes de un mercado dominado por los países exportadores de estos productos. El Perú percibió con suma claridad el efecto económico que implica no poseer petróleo y la gran incidencia que tiene en el desarrollo industrial.

El balance energético proyectado indicaba que el petróleo y el gas natural representarían el 60 por ciento de la energía utilizada, muy por encima de la hidráulica y otras no convencionales.

Se tenían dos campos de petróleo en la Amazonía, el de Aguas Calientes y el de Maquía; y el campo de gas de Aguaytía. Se inició un programa exploratorio en la Selva Norte, efectuando tres significativos descubrimientos que despertaron la atención de los círculos petroleros. Occidental Petroleum, la primera empresa en suscribir un contrato con PETROPERU, tuvo dos hallazgos importantes. PETROPERU encontró nuevas reservas petrolíferas que sumadas a la producción de los campos de Occidental se estimaban en 135 000 barriles diarios, lo cual permitiría cubrir íntegramente la demanda nacional en ese entonces.

Por la ubicación y por los volúmenes de producción de los campos petrolíferos de la Selva, el medio más rápido y viable de comercializar el crudo era el mercado brasileño, así se realizó desde 1974 hasta 1976, mediante transporte fluvial en barcazas (5 000 barriles/día). Esta operación tenía un alto costo, dependía mucho de las condiciones de navegación de los ríos y nuestro país continuaba importando crudo, a un promedio de 40 000 barriles/día.

Ante la promisora realidad que representaba nuestra Amazonía, la declinación de los campos petroleros en Occidente y sobre todo, por la necesidad de superar la onerosa condición de importador de petróleo y sus derivados, se decidió la construcción del oleoducto, para permitir recuperar el autoabastecimiento y generar divisas mediante la exportación.

En 1972 se iniciaron los estudios correspondientes y, una vez definido el proyecto, en diciembre de 1974 se suscribió el contrato para la construcción del Oleoducto.

La etapa de construcción del Oleoducto Nor Peruano comenzó el 26 de julio de 1974 con la firma del contrato entre PETROPERU Y BECHTEL, grandes y reconocidas empresas trabajaron para la construcción del Oleoducto y sus estaciones; tales como WILLIAMS/SEDCO/HORN, TECHINT, COSAPI, WIMPEY.

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Luego de 30 meses el petróleo amazónico llegó al puerto de Bayóvar, por primera vez, en mayo de 1977. Pocos días después, el 07 de junio, el buque-tanque “Trompeteros” realizaba el primer embarque de crudo con destino a la Refinería La Pampilla.

Posteriormente, PETROPERÚ construyó el Oleoducto Ramal Norte que va desde la Estación de Andoas hasta la Estación 05. Este Oleoducto inició su operación el 24 de febrero de 1978. Para llevar a cabo la construcción del Oleoducto se requirió una inversión de 671 millones de dólares, la cual fue financiada gracias a la cooperación de los gobiernos de Japón, República Federal Alemana, Estados Unidos de América, Gran Bretaña, Unión Soviética y Argentina.

Luego del Oleoducto de Alaska, el Oleoducto Nor Peruano ha sido calificado como la obra de ingeniería más compleja de su género en el mundo. Tiene 856 kilómetros de longitud en su tramo principal que nace en San José de Saramuro, avanza en paralelo al río Marañón al cual cruza dos veces, pasa por zonas boscosas y pantanosas en la Selva Alta, asciende por los Andes a 2400 metros de altura, y luego desciende para cruzar el desierto de Sechura y llegar, finalmente, a la bahía de Bayóvar en Piura.

Actualmente este terminal tiene la posibilidad de desembarcar crudo de los buques que circulan por el canal de Panamá. Esto potencia aún más las actividades de PETROPERU, porque además de tener una playa de almacenamiento para la producción de la selva, se puede almacenar crudo proveniente del exterior en Bayóvar, cobrando según las tarifas vigentes por este servicio de almacenaje. 1.3 - Oleoducto Nor Peruano 1.3.1 - Descripción general

El Oleoducto Nor Peruano se divide en dos partes: El Oleoducto Principal que fue el primero en ser construido y va desde la Estación 01 en San José de Saramuro hasta el terminal de Bayóvar y el Oleoducto Ramal Norte que va desde la Estación Andoas hasta la Estación N° 05 en Borja.

El Oleoducto principal se divide en el Tramo I que va desde la Estación N° 01 hasta la Estación N° 05 y el Tramo II que va desde la Estación N° 05 hasta el Terminal de Bayóvar. El Tramo Ramal Norte presenta una estación intermedia llamada Estación de Morona. El sistema del Oleoducto recibe petróleo crudo de las instalaciones colectoras de Pluspetrol ubicadas en San José de Saramuro, al suroeste de Concordia, en un emplazamiento paralelo al curso del río Marañón y en Andoas, en la selva peruana, el que transporta hasta Bayóvar en la bahía de Sechura. Al llegar ambos ramales a Borja, sigue una ruta orientada hacia el Oeste hasta Olmos, cruzando los Andes en el paso de Porculla a una elevación de 2400 m.s.n.m. De Olmos el oleoducto continúa directamente hasta Bayóvar.

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En la figura 1.2 se puede apreciar el mapa de la ruta del Oleoducto Nor Peruano, con sus distintas estaciones de bombeo. Fig.1.2. Oleoducto Nor Peruano

Mapa de la ruta del Oleoducto Nor Peruano

El mapa de la ruta muestra las instalaciones colectoras de Andoas y Estación N° 01 que consisten en una playa de tanques y Estaciones de Bombeo respectivas, las instalaciones intermedias con las Estaciones de Bombeo N°s 05, 06, 07, 08 y 09, y una playa de tanques, instalaciones marítimas de embarque y descarga de lastre en el terminal de Bayóvar. La tubería tiene 24 pulgadas de diámetro, espesor de 0.25 pulgadas en su mayoría y 0.5 pulgadas en un pequeño tramo y además una longitud de 303.4 kilómetros entre la Estación de Bombeo N° 01 y la Estación de Bombeo N° 05. Entre la Estación de Bombeo N° 05, y Bayóvar se tiene 36 pulgadas de diámetro, espesores entre 0.344 y 0.875 pulgadas y una longitud de 549 kilómetros. Entre los componentes principales de cada estación de bombeo se encuentran las bombas centrífugas accionadas por motores y/o turbinas. También, existen generadores accionados por motores en todos los lugares de emplazamiento de las estaciones de bombeo y en Bayóvar.

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En el Tramo Ramal Norte, la tubería tiene 16 pulgadas de diámetro, espesor promedio de 0.7 pulgadas y una longitud de 252 kilómetros. Al igual que en el tramo anterior, los componentes principales de la mayoría de las estaciones de bombeo son las bombas centrífugas accionadas por motores y/o turbinas y los generadores son accionados por motores en todos los lugares de emplazamiento de las estaciones de Bombeo y en Bayóvar. En las estaciones de Andoas y Morona hay motobombas centrífugas y se encuentran actualmente instalando un grupo de motobombas tipo tornillo. Cuenta también con los equipos de rutina, como son los motogeneradores, electrobombas, etc. La Estación N° 01 está ubicada dentro del recinto de playa de tanques en San José de Saramuro, la Estación Andoas se encuentra dentro de la playa de tanques de dicha estación y a lo largo del Tramo Ramal Norte tenemos la Estación Morona. Las otras cinco estaciones están ubicadas a lo largo del Oleoducto entre Borja y el Paso de Porculla. En el tramo entre Porculla y Bayóvar no se utiliza ninguna estación de bombeo. El terminal de Bayóvar tiene un espigón fijo completo con brazos de carga apropiados para el embarque y descarga de petróleo crudo en buques tanques de 250 000 Toneladas DWT.2 1.3.2 - Especificación de las instalaciones Los principales equipos de bombeo y capacidad de almacenamiento disponible por cada estación de bombeo se resumen en las tablas 1.1 y 1.2. Tabla 1.1. Principales equipos de bombeo

Item

Estación

Cantidad de

Equipos

Descripción

1 Andoas 2 Turbobomba centrífuga marca Ruston-Bingham de 4000 BHP por equipo.

2 Motobombas centrífugas marca Caterpillar-Ingersoll Rand de 750 BHP por equipo.

2 Motobombas tipo tornillo marca Caterpillar-IMO de 900 BHP por equipo.

2 Morona 2 Motobombas centrífugas marca Caterpillar-Bingham de 825 BHP por equipo.

2 Motobombas tipo tornillo marca Caterpillar-IMO de 475 BHP por equipo.

3 Estación 01 1 Turbobombas marca Ruston-Bingham de 1500 BHP. 1 Motobombas centrífugas marca Caterpillar-Bingham

de 825 BHP por equipo. 4 Estación 05 2 Turbobombas marca Ruston-Bingham de 4000 BHP

(Un equipo en Stand-by). 5 Estación 06 2 Turbobombas marca Ruston-Bingham de 4000 BHP

(Un equipo en Stand-by).

2 Unidades para hacer referencia al peso muerto, DWT ( Deadweight)

10

6 Estación 07 2 Turbobombas marca Ruston-Bingham de 4000 BHP (Un equipo en Stand-by).

7 Estación 08 2 Turbobombas marca Ruston-Bingham de 4000 BHP (Un equipo en Stand-by).

8 Estación 09 5 Turbobombas marca Ruston-Bingham de 4000 BHP (Dos equipo en Stand-by).

Tabla 1.2. Tanques principales de almacenamiento de crudo

Item

Estación

Cantidad de

Equipos

Descripción

1 Andoas 3 01 Tanque de 125 MBls.3 02 Tanques de 35 MBls.

2 Morona 1 01 Tanque de 5 MBls de alivio.

3 Estación 01 5 03 Tanques de 105 MBls. 02 Tanques de 40 MBls.

4 Estación 05 7 06 Tanques de 120 MBls. 02 Tanques de 12 MBls.

5 Estación 06 1 01 Tanque de 20 MBls de alivio. 6 Estación 07 1 01 Tanque de 20 MBls de alivio. 7 Estación 08 1 01 Tanque de 20 MBls de alivio. 8 Estación 09 1 01 Tanque de 20 MBls de alivio. 9 Bayóvar 15 14 Tanques de 120 MBls.

01 Tanque de 20 MBls de alivio. 1.3.3 - Otros datos de referencia En la tabla 1.3 y 1.4 se muestran algunos datos de referencia en lo concerniente a ubicación y alturas topográficas de los puntos más resaltantes del Oleoducto Nor Peruano. Tabla 1.3.Ubicación de las Estaciones del Oleoducto Nor Peruano

Estación Progresiva (km) Altura (msnm)

01 0 122 Andoas 0 154 Morona 170 124

05 306.130 (*) 282 06 417.818 360 07 518.546 428 08 593.440 816 09 648.894 1,162

Bayóvar 855.420 161 (*) Respecto a Estación 1, respecto a Andoas es 252 km.

3 MBls: Miles de Barriles.

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Tabla 1.4. Puntos más altos en el Oleoducto Nor Peruano

Lugar Progresiva (km) Altura (msnm) Pupuntas 325.58 900

Montenegro 457.4 875 Porculla 671.9 2380

1.4 - Criterios de diseño del oleoducto Nor Peruano El Oleoducto Nor Peruano fue diseñado en base a los siguientes criterios de diseño: 1.4.1 - Caudal de diseño

El diseño del sistema de tuberías está basado en los siguientes caudales para el petróleo crudo especificado en el apartado 1.4.2.

Tramo I: 250 MBPD (1656 hm3

)

Tramo II: 527 MBPD (3491 hm3

)

Tramo Ramal Norte: 105 MBPD (606 hm3

)

1.4.2 - Características del petróleo crudo El sistema se diseñó en base a una temperatura de circulación del crudo de 18° C, cumpliendo las siguientes características: Tramo I – 24 pulgadas: ° API4 24.85 ° API Peso específico 0.905 Viscosidad 52 centistokes @ 18° C Tramo II – 36 pulgadas: ° API 26.60 ° API Peso específico 0.895 Viscosidad 38 centistokes @ 18° C Tramo Ramal Norte – 16 pulgadas: ° API 26.6 ° API Peso específico 0.895 Viscosidad 12.1 centistokes @ 18° C

4 La gravedad API es una característica propia de los productos derivados del petróleo, para mayor detalle ver Apéndice A, apartado A.2.5.

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1.4.3 - Pérdidas por fricción Las pérdidas por fricción en la tubería están calculadas utilizando la ecuación básica de flujo, que es la siguiente:

5

2

D

Qfkh

⋅⋅= [5] (1.1)

Donde: k : constante igual a 603.9. (Resulta de simplificar la ecuación A.30 del Apéndice A y

tomando en cuenta las unidades en las que se va a trabajar). h : pérdida de carga en metros de agua por kilómetro.

Q : caudal en 3m por hora

h

m3

.

D : diámetro interno de la tubería en pulgadas. f : coeficiente de fricción determinado por el número de Reynolds y los datos

experimentales de acuerdo a Colebrook, para mayor detalle ver Apéndice A, apartado A.2.7.

1.4.4 - Tubería de la línea principal El diámetro exterior del Tramo principal es de 24 y de 36 pulgadas para el Tramo I y el Tramo II, respectivamente.

El acero de la tubería tiene un límite a la fluencia de 52000 psi o de 36.62mmkg .

Para el Tramo Ramal Norte el diámetro de la tubería es de 16 pulgadas y el acero utilizado

presenta un límite a la fluencia de 52000 psi o 36.6 2mmkg , al igual que en el otro tramo.

1.4.4.1 - Códigos y Reglamentos Gobernantes El Oleoducto se encuentra construido de acuerdo al Código B 31.4 del ANSI (“American Nacional Standard Institute”) para tuberías de presión, sistemas de tuberías para el transporte de petróleo líquido (“Liquid Petroleum Transportation Piping System”). 1.4.5 – Presiones máximas admisibles La presión máxima admisible para la tubería está determinada utilizando la norma ANSI B 31.4 y la siguiente fórmula:

D

dtSP

⋅⋅⋅= 200 [5] (1.2)

13

Donde:

P: Presión máxima admisible, en 2cmkg .

S: Esfuerzo admisible, en 2mmkg (En este diseño se consideró como admisible el 72 % del

mínimo punto de fluencia especificado anteriormente). t: Espesor nominal de la pared del tubo, en pulgadas. d: Coeficientes de acoplamiento ( Para este diseño se consideró igual a 1) D: Diámetro exterior del tubo, en pulgadas. 1.4.6 - Potencia de bombeo La potencia de bombeo fue calculada en base a la siguiente fórmula:

bomba

bombeo

HQP

ηγ

⋅⋅⋅=

1.274 [5] (1.3)

Donde:

bombeoP : Potencia de bombeo. (HP)

Q : Caudal en 3m por hora.

h

m3

.

H : Carga en metros de columna líquida. γ : Peso específico del líquido.

bombaη : Eficiencia de la bomba.

1.5 - Diagnóstico de la situación actual 1.5.1 - Segregación de petróleo mediante “batches”

Actualmente se utiliza la segregación del crudo mediante “batches”. Esto consiste en separar los crudos que van a ser transportados por el oleoducto con la finalidad de devolver el crudo a los clientes en las cantidades y calidades similares a las recibidas en las estaciones colectoras. Este proceso se realiza tanto en el almacenamiento como en el transporte. Además se debe controlar el desplazamiento del crudo a lo largo del oleoducto en cada momento y estación por estación, para evitar las mezclas de los crudos. La segregación de crudo en “batches” tiene por objetivo evitar las mezclas que se puedan producir en el bombeo. Para lograr esto, se debe bombear por “batches” (volúmenes de

14

crudo con calidad similar), los cuales se encuentran separados por raspatubos5 para evitar que se mezclen los diferentes “batches”. 1.5.2 - Situación actual El Oleoducto Nor Peruano fue construido en 1974 y fue diseñado para transportar 200 MBPD6 de petróleo crudo extraído de la Selva, desde las Estaciones N° 01, N°05 y de la zona de Andoas. En la estación de inicio del Oleoducto Ramal Norte (Estación Andoas) se recibe la producción del Lote 1AB, que actualmente se encuentra en 30 MBPDO7 aproximadamente, con un °API de 17.9 a 18.1 y una viscosidad 425 cSt @ 87 °F. Operativamente, su bombeo se realiza en forma continua y la calidad de crudo es única en ese ramal. El transporte de la producción proveniente de la Cuenca de Marañón (Estación 01) se realiza mediante la segregación por calidad de crudo, debido a que el menor volumen transportado permite la operación a través de sistema “batch”, desarrollado anteriormente. En Estación N°01, inicio del Tramo I, se recibe la producción del Lote 8 y el Residual primario de la Refinería Iquitos, conocido como Residual Petroperú. El volumen promedio diario total de hidrocarburo que actualmente se envía de la Estación N°01 hacia la Estación N°05 es 13 MBPDO. Un primer “batch” de 7.5 MBPDO está conformado por una mezcla de Residual Maquila, Crudo Yanayacu y Crudo Mayna Pesado de propiedad de Pluspetrol, con calidades de 19 °API, 20 °API y 24.8 °API respectivamente; el producto final es una mezcla de 24.68 °API aproximadamente y una viscosidad de 334.53 cSt @ 25°C. El segundo batch es de Residual Petroperú que tiene un volumen promedio diario de 3.8 MBPDO con calidad de 21.08 ° API y una viscosidad de 1022.59 cSt @ 25 °C. Adicionalmente, en el Tramo I se tiene un tercer batch de un volumen promedio diario de 1.7 MBPDO de crudo de 131.25 °API, cSt @ 25ºC que es enviado a la Refinería de El Milagro como carga, conocido como Mayna Pesado. Por lo tanto, en el Tramo I actualmente se manejan tres segregaciones, las cuales son bombeadas en “batches” separados por calidad a la Estación N° 05 (Inicio del Tramo II del ONP). En la Estación N° 05 (Inicio del Tramo II), punto de convergencia del ORN y el Tramo I, se reciben todos los crudos enviados desde la Estación 01 y de la Estación de Andoas. En esta estación, son almacenados en tanques separados, para luego ser bombeados en “batches” separados hacia el Terminal Bayóvar con una frecuencia de diez días por mes y un caudal de 140 MBPD aproximadamente.

5 Dispositivos que viajan junto con el crudo y que tienen la función de separar un crudo de otro. 6 MBPD: Miles de barriles por día. 7 MBPDO: Miles de barriles por día operativo.

15

Por último, cabe mencionar que en el Terminal Bayóvar también se cuenta con un sistema de desembarque de Buques Tanques, con la finalidad de almacenar Petróleo Crudo Importado para luego enviarlo a las Refinerías de PETROPERU, ésto con el propósito de aprovechar la capacidad de almacenamiento del Terminal Bayóvar y las oportunidades de compra de crudo importado. La frecuencia de desembarques es de aproximadamente una vez al mes en volúmenes variables desde 160 MB hasta 450 MB por embarque. En el Anexo I se puede apreciar los distintos tipos de crudo bombeados en cada tramo del Oleoducto reforzando lo descrito anteriormente. Actualmente, la capacidad utilizada del Oleoducto Nor Peruano equivale a aproximadamente 22.5% de la capacidad instalada, debido a la menor extracción de petróleo crudo de la zona por el decaimiento de los pozos petroleros. Esta situación ha generado disminución en la rentabilidad del negocio de transporte de petróleo crudo por el Oleoducto Nor Peruano, lo cual influye directamente en los resultados de la Empresa. A continuación se puede apreciar los volúmenes de producción de los últimos años en el Oleoducto Nor Peruano. Tabla 1.5. Volumen bombeado por el Oleoducto Nor Peruano

De continuar bajo el mismo sistema actual de bombeo, utilizando solo el 22.5% de la capacidad instalada del Oleoducto Nor Peruano (la cual irá disminuyendo con el tiempo debido a la menor extracción de petróleo crudo), se generarán mayores costos de mantenimiento y operación, reflejándose negativamente en los resultados económicos de la Empresa (ver Fig.1.3).

8MBDC: Miles de barriles por día calendario.

VOLUMEN BOMBEADO POR EL OLEODUCTO NOR PERUANO – MBDC 8

TRAMO 2000 2001 2002 2003 2004 2005 2006 2007 Andoas - Estación 05 36.7 35.6 37.7 36.4 31.9 27.7 28.0 28.17 Estación01- Estación05 20.7 20.0 20.6 17.1 14.0 12.1 12.3 11.70 Estación 05 - Bayóvar 57.2 55.6 58.0 53.4 45.5 39.7 39.9 40.89

16

Fig.1.3. Evolución del volumen de crudo transportado por el Oleoducto Norperuano

En la actualidad, las características del crudo transportado por el Oleoducto Nor Peruano son diferentes a las consideradas en el diseño, con tendencias a empeorar en el tiempo, en cuanto a viscosidad y mayor peso específico (menor gravedad API). En la figura 1.4 se puede apreciar como la calidad va disminuyendo en los últimos años en el lote 1AB en la zona de Andoas.

Evolución del Volumen Transportado por el ONP

0

20

40

60

80

100

120

140

19771978

19791980

19811982

19831984

19851986

19871988

19891990

19911992

19931994

19951996

19971998

19992000

20012002

20032004

20052006

2007

Años

Cau

dal (

MB

PD

)

Tramo I ORN Tramo II

17

Fig.1.4. Evolución de calidad del crudo producido en el Lote 1AB (Estación de Andoas)

Estas características influyen significativamente en las pérdidas de carga por fricción tanto en la tubería como en el sistema de bombeo. Por otra parte, la proyección de producción futura en la Selva Norte del Perú (Lotes 1-AB de Pluspetrol, 39 de Repsol-YPF y 67 de Barrett) con crudos pesados, teniéndose como alternativa para el transporte de estos crudos hacia la costa el Oleoducto Nor Peruano, hace que las condiciones de diseño en el futuro tendrán que sufrir ciertas modificaciones. Los equipos de bombeo usados actualmente, aparte de su antigüedad (hace casi 30 años que se construyó el Oleoducto Nor Peruano), no se encuentran en la capacidad de bombear crudos altamente viscosos ni grandes caudales de bombeo debido a que sus condiciones de diseño difieren de las condiciones actuales. Las bombas se encuentran fuera de su punto de funcionamiento ideal para el que fueron diseñadas. Durante la operación de estos equipos se presenta un elevado consumo de combustible por parte de los motores y turbinas, además los mantenimientos realizados a los equipos son demasiado costosos. Por lo tanto, desde el punto de vista técnico-económico no es conveniente seguir usando los actuales equipos de bombeo. La mayor parte de equipos de bombeo principal en el Oleoducto Nor Peruano son bombas centrífugas, algunas accionadas con motores diesel y otras con turbinas. Las bombas centrífugas no trabajan eficientemente con fluidos viscosos ya que disminuye su punto de funcionamiento, dando mucha menor presión que la que brindaría con algún otro fluido más liviano como puede ser el agua. Técnicamente no es recomendable el uso de este tipo de bombas para el bombeo de fluidos muy viscosos al presentar muy bajos rendimientos como altos requerimientos de potencia. La elevada potencia requerida en el bombeo debido al incremento de viscosidad en los crudos fuerza los equipos, y si bien es cierto, pueden usarse los equipos de “stand-by” como lo son las turbo bombas en algunos casos, éstas consumen demasiado combustible, lo cual no es favorable económicamente.

Evolución de Calidad del Crudo (Lote 1AB)

17.00

17.50

18.00

18.50

19.00

19.50

20.00

1999 2000 2001 2002 2003 2004 2005 2006 2007Año

Cal

idad

(AP

I)

18

Ante esta situación, las bombas de tipo tornillo presentan un mejor comportamiento al estar específicamente indicadas para bombear fluidos viscosos. En este tipo de bombas se puede operar con flujos fijos a su descarga, aún cuando bombeen contra una red de presión variable convirtiéndolas en excelentes equipos de bombeo a utilizar en redes de recolección de petróleo. En el caso de las bombas centrífugas el flujo entregado depende de la presión a su descarga.

Capítulo II

Teoría de bombas centrífugas9

2.1 - Introducción La bomba es uno de los inventos más antiguos utilizados para convertir la energía mecánica en trabajo útil, sustituyendo el esfuerzo muscular para satisfacer las necesidades del hombre. Las primeras bombas de las que se tiene conocimiento son conocidas de diversas formas, dependiendo de la manera en que se registró su descripción, así se tienen: las ruedas persas, ruedas de agua o norias. Todos estos dispositivos eran ruedas bajo el agua que contenían cubetas que se llenaban con agua cuando se sumergían en una corriente y que automáticamente se vaciaban en un colector a medida que se llevaban al punto más alto de la rueda en movimiento. La más conocida de aquellas bombas, el tornillo de Arquímedes, aún persiste en estos tiempos. Todavía se manufactura para aplicaciones de baja carga, en donde el líquido se carga con basura u otros sólidos. Sin embargo, es probablemente más interesante el hecho que con todo el desarrollo tecnológico que ha ocurrido desde los tiempos antiguos, incluyendo la transformación de la potencia del agua en otras formas de energía, hasta la fisión nuclear, la bomba queda como la segunda máquina de uso más común, excedida apenas por el motor eléctrico. 2.1.1 - Nociones generales Se debe entender por sistema de bombeo a todo el equipo eléctrico, mecánico e hidráulico que interviene en el control, medición y operación de las variables eléctricas, mecánicas e hidráulicas utilizados para la adición de energía a un líquido por medio de un equipo de

9 Este capítulo ha sido desarrollado en base a las referencias [1], [2], [3], [6], [7], [10], [11] y [20].

bombeo para ser desplazado de un punto a otro usando una tubería. En la figura 2.1 se ilustra un ejemplo sencillo de un sistema de bombeo, con su bomba respectiva y la tubería que complementan el sistema. Figura 2.1. Esquema de una instalación con bomba centrífuga

Sistema de bombeo Las líneas de succión y descarga pueden consistir en líneas sencillas, o en dos o más líneas derivadas de una principal. También un sistema de bombeo puede tener más de una bomba. Cuando se tienen varias bombas, estas pueden estar instaladas, ya sea en serie o en paralelo, o bien en un sistema mixto. Cuando hay más de una bomba en el sistema, el flujo que se establezca, es el resultado del efecto combinado del grupo de bombas. El sistema a través del cual se bombea el líquido ofrece una resistencia al flujo debido a varias razones que pueden ser apreciadas en mayor detalle en el Apéndice A, apartado A.2.8. El establecimiento de un flujo determinado en el interior de un tubo está limitado o restringido por la fricción, ya que la bomba debe vencer la resistencia total del sistema, lo que implica que la resistencia que representa la fricción más la resistencia de la elevación y la diferencia de presiones a los volúmenes de flujo deseados. 2.1.2 - Clasificación de las bombas Las bombas pueden clasificarse sobre la base de las aplicaciones a las que están destinadas, los materiales con que se construyen, los líquidos que mueven y aún su orientación en el espacio. Todas estas especificaciones, sin embargo, se limitan en amplitud y tienden sustancialmente a traslaparse entre sí. Un sistema más básico de clasificación define, en primer lugar, el principio por el cual se agrega energía al fluido, investiga la identificación del medio mediante el que se implementa este principio y finalmente delinea las geometrías específicas comúnmente empleadas. Este sistema se relaciona por lo tanto, con las bombas mismas, y no se relaciona con ninguna consideración externa a la bomba o con los materiales con los que ésta puede estar construida. Bajo este sistema, todas las bombas pueden dividirse en dos grandes categorías: • Bombas de desplazamiento positivo o volumétricas. • Bombas cinéticas. En el Anexo II, se muestra la clasificación más detallada de las bombas.

21

2.2 - Descripción general de las bombas centrífugas Una bomba centrífuga es una máquina rotatoria en el que el flujo y la presión son generados dinámicamente. Consiste de un juego de álabes rotatorios dentro de un alojamiento o carcasa que se utilizan para impartir energía a un fluido por medio de la fuerza centrífuga. La bomba centrífuga básicamente consta de dos partes principales: a) Un elemento rotatorio que incluye un impulsor o rodete y un eje. b) Un elemento estacionario formado por una carcasa, un alojamiento para el empaque y rodamientos. En este tipo de bombas el líquido se fuerza a entrar en un juego de álabes rotatorios mediante la presión atmosférica o cualquier otra clase de presión. Estos álabes constituyen un impulsor que descarga el líquido en su periferia a alta velocidad. Esta velocidad se convierte en energía de presión por medio de una voluta o mediante un juego de álabes estacionarios de difusión rodeando la periferia del difusor En la figura 2.2 se muestra una típica bomba centrífuga con difusor. Fig. 2.2. Bomba centrífuga

Las bombas centrífugas presentan otros elementos importantes para su funcionamiento, dentro de los cuales se pueden citar: � Estoperos: Tienen como función primordial la protección del eje de la bomba contra la erosión, la corrosión y el desgaste. Presentan unas cajas que protegen la bomba contra fugas en el punto donde la flecha cruza la carcasa de la bomba.

22

� Anillos de desgaste: Constituyen una junta de escurrimiento fácil y económicamente renovable entre el impulsor y la carcasa. Algunas bombas presentan juntas de escurrimiento en lugar de anillos, rellenándose en caso de desgaste mediante soldadura o algún otro medio. Los anillos pueden ir montados en la carcasa, en el cabezal de succión o en la caja del estopero. � Sellos mecánicos: Son utilizados para evitar fugas en la bomba. Se asemeja a un cojinete que involucra un juego en operación muy cerrado, con una película de líquido entre las caras. La lubricación y el enfriamiento proporcionado por esta película reducen el desgaste. Los sellos para las bombas centrífugas no operan satisfactoriamente en el aire o en gases. Pueden usarse en bombas que manejan líquidos con sólidos, así se evita que los sólidos se metan entre las caras del sello o interfieran con la flexibilidad del montaje. En las figura 2.3 y tabla 2.1 se presenta una bomba centrífuga con sus partes principales. Fig. 2.3. Bomba horizontal de voluta

Bomba horizontal de voluta, de un solo paso, de doble succión. (Los números se refieren a las partes listadas en la tabla 2-1)

Tabla 2.1. Detalle de figura 2.3

Parte Nº Nombre de la parte 1A Carcaza (mitad inferior) 1B Carcaza ( mitad superior) 2 Impulsor 6 Eje de la bomba 7 Anillo de la carcaza 13 Empaque 14 Camisa del eje 16 Cojinete (interior) 17 Prensaestopas

23

18 Cojinete (exterior) 20 Tuerca de la camisa del eje 22 Tuerca de cierre del cojinete 29 Jaula de sellado 31 Alojamiento del cojinete (interior) 32 Cuña del impulsor 33 Alojamiento del cojinete (exterior) 35 Cubierta del cojinete (interior) 37 Cubierta del cojinete (exterior) 40 Deflector 42 Acoplamiento (mitad del motor) 44 Acoplamiento (mitad de la bomba) 46 Cuña del acoplamiento 48 Buje del acoplamiento 50 Tuerca de fijación del acoplamiento 52 Birlo del acoplamiento 123 Cubierta posterior del cojinete 125 Grasera ( o aceitera) 127 Tubería de sellado

2.3 - Teoría de las bombas centrífugas Los movimientos de los fluidos en una bomba centrífuga son complejos. Los vectores de velocidad no son paralelos a las paredes de los pasajes de los fluidos y ocurren movimientos secundarios apreciables cerca de la descarga del impulsor y en la sección de difusión. El diseño práctico de las bombas se basa en una aproximación unidimensional que desprecia todos los movimientos secundarios y maneja el flujo principal sobre la base de áreas de flujo disponibles y direcciones que proporcionan las paredes de los conductos. 2.3.1 - Relaciones hidráulicas básicas El proceso de bombeo es básicamente una transferencia de energía entre el rodete y el fluido. El intercambio de energía mecánica y de fluido en las bombas se verifica únicamente en el rodete. Los restantes órganos de la máquina por donde circula el fluido son sólo conductos o sólo transformadores de una forma de energía que ya posee el fluido. El intercambio de energía se verifica por una acción mutua (acción y reacción) entre las paredes de los álabes y el fluido. 2.3.1.1 - Triángulos de velocidad La velocidad de un fluido se representa por medio de un vector. La longitud del vector da la magnitud de la velocidad en pies por segundo y la dirección del vector es tangencial a la línea de corriente. Se considera el triángulo de velocidades a la salida del rodete según la figura 2.4, donde 2c

r es la velocidad absoluta de salida, rc2

r representa la proyección de la velocidad absoluta de salida sobre el radio, es decir la componente meridional del vector

2cr .

Además 2wr es la velocidad relativa y 2ur la velocidad periférica.

24

Figura 2.4. Diagramas de velocidad

Diagramas de velocidades de entrada y salida en un impulsor de bomba centrífuga

2.3.1.2 - Intercambio de energía en el rodete La acción resultante del rodete sobre el fluido será una fuerza cuyo valor puede ser calculado mediante el principio de la cantidad de movimiento. El par motor que se requiere para mover un impulsor es igual al cambio de momento de “momentum” del fluido que pasa a través del impulsor. Una vez calculada la fuerza y su momento con relación al eje de la máquina, el cálculo de la energía que la máquina comunica al fluido es inmediato. De la misma manera por el principio de acción y reacción se obtiene la energía que el fluido comunica a la máquina. La ecuación que expresa la energía por unidad de masa intercambiada en el rodete es la ecuación de Euler, en la que se basa no sólo el funcionamiento de las bombas centrífugas, sino el de otras turbomáquinas. Esta ecuación constituye una base analítica para el diseño del rodete, es decir constituye una guía teórica para encontrar la geometría más adecuada a las condiciones de funcionamiento requeridas en la máquina a proyectar, ya sea bomba o turbina. Es considerada la ecuación fundamental al revelar gran parte de lo que sucede en el rodete.

25

La energía que el fluido intercambia con el rodete puede ser de dos clases:

a) Energía de presión

masadeunidadpor

p

ρ (2.1)

b) Energía cinética

masadeunidadpor

c

2

2

(2.2)

Donde: p : presión (Pa).

ρ : densidad

3mkg .

c : velocidad ( )sm .

2.3.1.3 - Ecuación de Euler para un impulsor Para la deducción de la ecuación de Euler se harán cuatro hipótesis que limitan la validez de esta ecuación al régimen permanente, al flujo ideal, irrotacional y unidimensional. (Ver Apéndice A, apartado A.2.1.1) En la Fig. 2.4 se puede apreciar el esquema del rodete de una máquina hidráulica en general. Una partícula del fluido entra en el rodete con velocidad absoluta 1cr y sale del

rodete con la velocidad absoluta 2cr . La trayectoria de la partícula en el rodete constituye una línea de corriente a la cual se le puede aplicar el teorema de la cantidad de movimiento. La variación de la velocidad (y cantidad de movimiento) axial en el eje origina una fuerza axial que deberá ser contrarrestada por el cojinete de apoyo. Ninguna de las dos tiene influencia alguna en el movimiento de giro del eje (al prescindir del aumento de fricción en los cojinetes). Se aplica el teorema del momento cinético de una línea de corriente sabiendo que el momento de las fuerzas que actúan sobre una línea de corriente entre dos superficies transversales de control es igual a la variación del momento cinético del fluido aislado entre dichas superficies. Dichas superficies se establecen en la entrada y salida del rodete, puntos 1 y 2 en la figura 2.4 mostrada anteriormente. En la figura 2.5 se puede apreciar el triángulo de velocidades a mayor detalle.

26

Fig. 2.5. Triángulo de velocidades

El momento de las componentes radiales y axiales a la entrada y salida de la máquina de la velocidad y de la cantidad de movimiento es nulo, el de las componentes radiales por cortar al eje de momento y el de las axiales por ser paralelas al mismo; por lo tanto el momento total será igual al correspondiente a la velocidad periférica 222 cosα⋅= cc u .

Entonces se tiene la ecuación 2.3.

( ) ( )uuuu crcrdGcrcrdQdM 11221122 ⋅−⋅⋅=⋅−⋅⋅⋅=− ρ (2.3)

Donde:

dM− (reacción) : Momento de las fuerzas exteriores que actúan sobre el fluido aislado dM (acción) : Momento de las fuerzas que el fluido aislado ofrece sobre el exterior. 21, rr : Radios o brazos de momento de las componentes periféricas uu cyc 12

dG : Gasto o flujo másico. De la ecuación (2.1) se deduce: ( )uu crcrdGdM 2211 ⋅−⋅⋅= (2.4)

Integrando para todas las líneas de corriente del rodete, se tiene:

(2.5)

Tomando en cuenta las hipótesis dadas al inicio se obtiene lo siguiente: � ctecr u =⋅ 11 (Al ser el flujo de régimen permanente, ideal e irrotacional)

� 1α el mismo para todas las partículas (Al ser el flujo unidimensional) y lo mismo a la salida. Con estas hipótesis se tiene: ( )uu crcrGM 2211 ⋅−⋅⋅= (2.6)

� Al ser fluido incompresible, ( )uu crcrQM 2211 ⋅−⋅⋅⋅= ρ (2.7)

En resumen M es el momento mecánico transmitido por el fluido al rodete. La potencia mecánica transmitida por el fluido al rodete será:

( ) dGcrcrM uu ⋅⋅−⋅= ∫ 2211

C Cm

Cu

27

(2.8) Igualando la potencia mecánica a la ecuación (A.38) (ver Apéndice A), se tiene la siguiente expresión.

( )uuu cucug

H 2211

1 ⋅−⋅⋅= (2.9)

Donde :

uH : altura útil (m).

1u : velocidad periférica a la entrada ( )sm

2u : velocidad periférica a la salida ( )sm

1c : velocidad absoluta a la entrada ( )sm

2c : velocidad absoluta a la salida ( )sm

g : aceleración de la gravedad ( )2sm

Analizando los signos de la ecuación (2.9), se tiene que: • ( ) 02211 ≥⋅−⋅ uu cucu , la máquina absorbe energía del fluido y restituye energía

mecánica perdiendo altura hidráulica el fluido. • ( ) 02211 ≤⋅−⋅ uu cucu , la máquina absorbe energía mecánica y restituye energía de

fluido, y el fluido adquiere altura hidráulica. Por lo tanto, para el caso de las bombas centrífugas que necesita una unidad generadora de potencia mecánica para transferir la energía al fluido se tiene que la ecuación de potencia mecánica quedaría de la siguiente manera:

(2.10)

2.4 - Comportamiento de las bombas centrífugas Las características más importantes de operación de las bombas centrífugas son las siguientes: � Capacidad � Carga � Potencia � Eficiencia Las variables que influyen sobre estas características son la velocidad (n) y el diámetro del impulsor (D). Se ha supuesto que todas las demás dimensiones del impulsor y de la carcasa se han fijado. La velocidad específica (ns) es un parámetro que clasifica a los impulsores de

( )uuu cucug

H 1122

1 ⋅−⋅⋅=

( ) ( )uuuu cucuGcrcrGMP 22112211 ⋅−⋅⋅=⋅⋅−⋅⋅⋅=⋅= ωωω

28

acuerdo con la geometría y las características de operación. El valor en condiciones de operación que corresponde a la mejor eficiencia se llama velocidad específica del impulsor y generalmente es el valor de interés. � Capacidad: La capacidad de la bomba Q (caudal) es el volumen de fluido por unidad de tiempo entregado por la bomba. El caudal es uniforme y este disminuye cuando aumenta la altura a bombear siguiendo una curva característica de cada bomba representado en la figura 2.6.

Figura 2.6. Curva característica de una bomba centrífuga

� Carga: La carga de la bomba H representa el trabajo neto realizado por la unidad de peso de un fluido pasando por una brida de entrada o de succión S, a la brida de descarga D. Está dada por la siguiente expresión:

)2

(2

22

γγS

SSD

DD p

zg

vpz

g

vH ++

⋅−++

⋅= (2.11)

En esta expresión:

γD

DD

D

pz

g

vH ++

⋅=

2

2

representa la carga de descarga o salida.

γS

SS

S

pz

g

vH ++

⋅=

2

2

representa la carga en la entrada o en la succión.

El término H recibe el nombre de cabeza de la bomba; carga total de la bomba o altura dinámica total.

El término γp

es la carga de presión y representa el trabajo necesario para mover la unidad

de peso de un fluido a través de un plano arbitrario perpendicular al vector de velocidad V contra la presión p.

EL término g

v

⋅2

2

es la carga de velocidad y representa la energía cinética de la unidad de

peso de un fluido moviéndose con velocidad v .

29

El término z es la carga de elevación o carga potencial y representa la energía potencial de la unidad de peso del fluido con respecto a la referencia escogida. La presión en cualquier punto de un líquido puede interpretarse como la causada por una columna vertical del líquido, el cual, debido a su propio peso, ejerce una presión igual a la presión en el punto en cuestión. La altura de esta columna es llamada la “altura estática” y está expresada en metros del líquido. La altura estática correspondiente a cualquier presión específica es dependiente del peso del líquido de acuerdo a la siguiente expresión:

específicaGravedad

kg/cmenPresiónmetrosenAltura

2

= (2.12)

Potencia: La energía de salida de la bomba se da generalmente como potencia líquida o potencia de agua, si el líquido bombeado es agua. La potencia absorbida aumenta con el peso específico del líquido.

Eficiencia: La eficiencia η de la bomba es la potencia hidráulica dividida entre la energía de entrada al eje de la bomba. La última se llama, generalmente, la potencia al freno (BHP). Las bombas se diseñan para operar en un punto de máxima eficiencia. La carga, potencia y capacidades en la máxima eficiencia se llaman con frecuencia los valores nominales ( nH , nP y nQ ). A veces una bomba puede operar en forma continua a una

capacidad ligeramente por arriba o por debajo de nQ . En tales casos, el punto real de

operación se llama punto nominal o de garantía si el fabricante especifica esta capacidad en la garantía. No es frecuente operar una bomba continuamente a una capacidad en la cual la eficiencia se encuentra por debajo del valor máximo. La bomba puede dañarse seriamente si se opera continuamente fuera de las condiciones de diseño. 2.5 - Curvas características El desempeño de una bomba para una velocidad de rotación del impulsor y viscosidad del líquido dado involucra tres parámetros básicos: 1) Capacidad: expresada en unidades de volumen por unidad de tiempo (Caudal). 2) Cabezal total: expresado en unidades de longitud de una columna del líquido a ser bombeado. 3) La velocidad a la cual opera la bomba: expresada, generalmente, en revoluciones por minuto (rpm). Normalmente, el desempeño o las características de una bomba son presentados por el fabricante en forma de curvas como las mostradas en la figura 2.7. Estas curvas corresponden siempre a la misma velocidad de la bomba, al mismo impulsor y generalmente son obtenidas con agua a temperatura ambiente y en ellas se muestran las siguientes relaciones: - Cabeza o Altura vs. capacidad (H - Q). - La curva de eficiencia de la bomba vs. capacidad (η - Q). - Potencia al freno vs. capacidad (BHP- Q).

30

La capacidad a la cual una bomba realiza su función de la manera más eficiente es conocida como el punto de máxima eficiencia o B.E.P. (“Best Efficiency Point”). Figura 2.7. Curvas características de las bombas centrífugas

a) Curva de cabeza o altura vs. capacidad (H- Q) Al gráfico de la altura en función del caudal para una bomba se le llama “Curva característica de la bomba”. La vía experimental para determinar la curva característica de una bomba es la siguiente: Por cada caudal se mide la presión de salida sp (a la brida de salida) y la presión de

entrada Ep (a la brida de entrada), luego se calcula H según la relación:

(2.13)

La curva característica de la bomba pasa por el punto que corresponde al caudal de diseño y a la altura útil de diseño, tal como se muestra en la figura 2.7. b) Curva de eficiencia vs capacidad (ηηηη - Q) La eficiencia total está calculada por la siguiente relación:

(2.14) Habiendo determinado H y Q experimentalmente para Q = 0 resulta η= 0, además por el valor del caudal para el caudal H = 0, resulta todavía η= 0. El caudal por el cual la eficiencia es máxima corresponde al caudal de diseño de la bomba. Generalmente, después del punto de máximo rendimiento la curva característica baja muy rápidamente, tal como se indicó en la figura 2.7.

BHP

HQ γη ⋅⋅=

γEs pp

H−

=

31

c) Curva de potencia vs capacidad El término potencia se refiere a la potencia entregada al eje de la bomba. Esta curva está determinada experimentalmente, midiendo por cada caudal la potencia entregada al eje. Los puntos graficados en la figura 2.7 son valores de potencia al freno. 2.6 - Operación de las bombas Se pueden arreglar dos o más bombas para la operación en paralelo o serie para lograr una amplia gama de requerimientos de la manera más económica. 2.6.1 - Operación en serie Este tipo de operación se usa cuando se desea proporcionar cargas o alturas mayores a las proporcionadas por las bombas individuales. En esta operación las cargas de las bombas se suman para obtener la curva combinada carga – capacidad. La eficiencia total de las bombas en serie está dada por la siguiente expresión:

[1] (2.15)

En donde:

rρ : Densidad relativa

∑H : Suma de alturas o cargas, en pies, de las bombas individuales.

Q : Capacidad de la bomba individual (gpm)

∑P : Potencia total suministrada a las bombas (HP)

2.6.2 - Operación en paralelo Este tipo de operación se utiliza cuando se desea cumplir con una demanda de caudal. Operando de este modo se incrementa la capacidad, debido a que los caudales o capacidades de cada una de las bombas se suman para obtener el caudal resultante, teniendo en cuenta que la altura será un valor constante para cada una de las bombas. Cualquier número de bombas en paralelo, se puede incluir en un único diagrama. No hay un máximo determinado de bombas en paralelo a usar, todo depende de la capacidad requerida. Aunque es necesario evaluar si añadiendo una bomba más en paralelo, la capacidad entregada varía notablemente.

∑∑

⋅⋅⋅

=P

HQr

3960

ρη

32

La eficiencia total η de las bombas en este tipo de conexión está dada por la siguiente expresión:

[1] (2.16) En donde:

rρ : Densidad relativa. H : Altura o carga, en pies, de las bomba.

∑Q : Capacidad de la bomba individual (gpm)

∑P : Potencia total suministrada a las bombas (HP)

2.7 - Factores que afectan al funcionamiento de las bombas

2.7.1 - Gravedad específica (γ)

La capacidad de la altura de impulsión total no será afectada por cambio alguno de γ de líquido bombeado. Sin embargo, como sea que la presión desarrollada en kg/cm2 y la potencia al freno para accionar la bomba son función de la s del líquido, ambos serán afectados en proporción directa por cualquier cambio de la γ; por tanto, todo cambio de la γ afectará la presión de descarga y podría sobrecargar la máquina accionadora de la bomba. 2.7.2 - Viscosidad (µµµµ)

La bomba se ha diseñado para dar una capacidad específica a la altura de impulsión indicada para un líquido con una viscosidad en particular.

Si se quiere emplear la bomba con un fluido que tiene una viscosidad diferente a la de diseño, se deben realizar las respectivas modificaciones, principalmente en sus curvas de operación. El método a seguir se desarrollará posteriormente. 2.7.3 - Velocidad de bombeo Si se cambia la velocidad de una bomba centrífuga, esto cambiará la capacidad, la altura de impulsión total, y los HP al freno. La capacidad variará en función directa con la velocidad, mientras que la altura de impulsión variará de acuerdo con la relación de la velocidad cuadrada.

Los HP al freno variarán según la relación de la velocidad cúbica, excepto en los casos en que el cambio de velocidad también reduzca la eficiencia de la bomba.

Las siguientes expresiones corresponden a la “Ley de afinidad de bombas”.

(2.17)

(2.18)

∑∑

⋅⋅⋅

=P

QHr

3960

ρη

2

1

2

1

n

n

Q

Q=

2

2

1

2

1

=

n

n

H

H

33

(2.19)

Donde los subíndices 1 son los puntos originales de trabajo de la bomba centrífuga y los subíndices 2 son las nuevas condiciones de trabajo.

Para utilizar adecuadamente las leyes de afinidad de bombas, se debe tener en cuenta lo siguiente:

- Deben usarse únicamente cuando se tiene una presión de succión (NPSH) adecuada para evitar el efecto de cavitación. - Estas leyes se verifican exactamente con fluidos de baja viscosidad como el agua y los aceites ligeros. - Deben aplicarse a bombas centrífugas de dimensiones y velocidades razonablemente grandes (impulsores mayores de 4 pulgadas de diámetro y velocidades mayores de 1000 rpm). 2.7.4 - Altura de succión positiva neta (NPSH) Todo líquido, caliente o frío, debe ser empujado dentro del impulsor de la bomba por alguna presión absoluta, como por ejemplo la atmosférica desde la cual la bomba toma su succión.

La altura en pies del líquido necesaria para empujar el flujo requerido dentro de la bomba se denomina altura de succión positiva neta. Este valor se mide por encima de la presión de los valores del líquido en la temperatura de bombeo.

Hay dos clases de NPSH: el NPSH requerido por la bomba, y como se muestra en las curvas de las bombas es la altura que se necesita para cubrir las pérdidas en la succión de la bomba. El segundo NPSH es el que está disponible en el sistema, teniendo en cuenta la pérdida por fricción en las tuberías de succión, válvulas, accesorios, etc.

En todos los casos, el NPSH disponible, medido por encima de la presión de vapores, debe ser superior a la altura de succión positiva neta requerida para empujar el líquido dentro de la bomba. El NPSH se mide en la brida de succión de la bomba y se refiere a la línea central de la bomba. 2.8 - Puntos de funcionamiento El punto de operación hace referencia al punto al cual trabajará el sistema de bombeo, es decir el punto de diseño.

Para obtener el punto de funcionamiento se grafican: la curva característica de operación de una bomba centrífuga, es decir la curva de carga contra capacidad y la curva de operación del sistema de bombeo dado; con ello se puede determinar gráficamente el flujo bajo unas condiciones en las cuales trabajará el sistema. Las dos curvas se intersecan en un valor del flujo, donde son iguales la carga de la bomba y la carga requerida por el sistema. Cuando se va a comprar una bomba se debe especificar que la curva de operación de la bomba intercepte la curva de operación del sistema en un valor deseado del flujo. Esta

3

2

1

2

1

=

n

n

BHP

BHP

34

intersección debe estar localizada de tal manera que corresponda al de máxima eficiencia de la bomba o en un punto más próximo.

A este punto de intersección se le da el nombre de punto de operación o de funcionamiento y es mostrado en la figura 2.8.

Donde Q*, punto de intersección de las dos curvas, es el caudal nominal o caudal al cual el sistema trabajará.

Figura 2.8. Punto de operación o punto de funcionamiento de una bomba centrífuga

2.9 - Corrección de curvas características por viscosidad y velocidad A continuación se describen los procedimientos que se siguen para corregir las curvas características de una bomba centrífuga para agua (cabeza, eficiencia y potencia vs. caudal) y así elaborar las curvas correspondientes para el bombeo de otros tipos de fluidos cuya viscosidad y gravedad específica son diferentes a las del agua. 2.9.1 - Corrección por viscosidad Cuando se dimensiona o evalúa la perfomance de una bomba es necesario tener en cuenta la viscosidad. Las principales pérdidas en una bomba centrífuga son por fricción. Estas pérdidas varían con la viscosidad del líquido de manera que las características (Q, H, η ) difieren de las obtenidas con agua; además de que las curvas presentadas en los catálogos por los vendedores son preparadas en base al agua -como fluido- y en muchos casos los fluidos a bombear son mucho más o menos viscosos que el agua.

35

Definitivamente, no es lo mismo bombear mantequilla que bombear agua, por lo tanto la viscosidad es un parámetro muy importante a la hora de seleccionar correctamente la bomba a utilizar. 2.9.1.1 - Método convencional

Las figuras 2.9 y 2.10 se usan para determinar el funcionamiento de la bomba con líquidos viscosos cuando las características para agua son conocidas.

36

Fig. 2.9. Factores de corrección por viscosidad para bombas de capacidad mayor de 100 GPM

37

Fig. 2.10. Factores de corrección por viscosidad para bombas de capacidad menor de 100 GPM

38

Para utilizar las tablas mostradas en las figuras anteriores se entra al ábaco con el valor del caudal (GPM), se continúa verticalmente hasta cortar la recta de la altura de elevación correspondiente, luego horizontalmente se busca la recta de la viscosidad requerida; de éste punto de intersección se sigue en forma vertical hasta cortar las curvas de los coeficientes de corrección (CQ, CH, CE). Los valores así obtenidos se multiplican por el caudal, altura y rendimiento dados para agua, obteniéndose los valores correspondientes al líquido viscoso. Para el caso de bombas multi-etapas es necesario tener en cuenta que la altura a ingresar es por etapa más no total. Además para el caso de la corrección de CH, los factores utilizados aseguran un cálculo correcto entre el 60% y 120% del caudal nominal; para otros valores de caudal es válido la interpolación y extrapolación entre los valores obtenidos. Es necesario destacar que las correcciones dadas por las figuras 2.9 y 2.10 son aproximadas y se aplican solamente a bombas centrífugas de diseños convencionales con rodetes abiertos o cerrados. No se obtienen buenos resultados cuando las correcciones son aplicadas a flujos axiales o mixtos. 2.9.1.2 - Aproximación numérica [7] Esta aproximación consiste en reemplazar el método tradicional y obtener directamente los factores de corrección a través de una serie de ecuaciones polinomiales que facilitan el cálculo. Si bien es cierto presentan un margen de error, nos dan una idea de los valores obtenidos. Para esta aproximación es necesario definir un término conocido como pseudo-capacidad que viene representado por la siguiente ecuación:

(2.20)

Donde: υ (cSt) : Viscosidad del fluido. H (pies) : Altura nominal por etapa. Q (gpm): Caudal nominal. La pseudocapacidad es utilizada en el siguiente polinomio:

(2.21) Donde:

xC : Es el factor de corrección a calcular.

xD : Coeficientes polinomiales mostrados en la tabla 2.2

P : Pseudocapacidad.

( ) 5.05.025746.05.0 04739.095.1 −⋅⋅⋅⋅= QHP υ

56

45

34

2321 PDPDPDPDPDDC xxxxxxx ⋅+⋅+⋅+⋅+⋅+=

39

Tabla 2.2. Coeficientes polinomiales

1xD 2xD 3xD 4xD 5xD 6xD

ηC 1.0522 -0.03512 -0.00090394 0.00022218 -0.000011986 1.9895E-07

qC 0.9873 0.009019 -0.0016233 0.000077233 -2.0528E-06 2.1009E-08

0.6 hC 1.0103 -0.0046061 0.00024091 -0.000016912 3.2459E-07 -1.6611E-09

0.8 hC 1.0167 -0.0083641 0.00051288 -0.000029941 6.1644E-07 -4.0487E-09

hC 1.0045 -0.002664 -0.00068292 0.000049706 -1.6522E-06 1.9172E-08

1.2 hC 1.0175 -0.0078654 -0.00056018 0.000054967 -1.9035E-06 2.1615E-08

Los alcances de estos factores de corrección son exactamente los mismos que en el método mencionado anteriormente. 2.9.2 Corrección por velocidad Conociendo la característica de una bomba que trabaje a una velocidad rpm1 puede obtenerse con facilidad y en detalle la característica que corresponde a una velocidad cualquiera igual a RPM2. Para realizar las correcciones por cambio de velocidad en las bombas centrífugas se usan las ecuaciones de “Ley de afinidad de bombas”, descritas anteriormente en las ecuaciones 2.17, 2.18 y 2.19.

Capítulo III

Teoría de bombas de tornillo10

3.1 - Bombas de desplazamiento positivo Dentro de la clasificación de bombas mencionada en el capítulo anterior, las bombas de desplazamiento positivo o volumétrico forman un grupo muy importante. Dichas bombas están basadas en el principio de la hidrostática, de modo que el aumento de presión se realiza por el empuje de las paredes de las cámaras, las que varían su volumen. En este tipo de bombas, en cada ciclo el órgano propulsor genera de manera positiva un volumen dado o cilindrada, por lo que también se denominan bombas volumétricas. En dichas bombas el desplazamiento líquido se realiza mediante el proceso de desalojamiento periódico del líquido a través de las cámaras de trabajo por medio de los desplazadores. La cámara de trabajo de la bomba volumétrica es el espacio que comunica periódicamente tanto la cavidad de aspiración durante la carga como la aducción (de descarga) durante la impulsión. Pueden tener una o varias cámaras de trabajo. El desplazador es el órgano de trabajo de la bomba que realiza directamente la expulsión (y a veces la aspiración). El número de desplazadores puede ser igual al número de cámaras de trabajo o menor que este último. De esta forma, el funcionamiento de la bomba volumétrica consiste en el paso periódico de determinados volúmenes de líquido de la cavidad de aspiración a la de descarga, con el aumento simultáneo de la presión. Por consiguiente, el paso del líquido por la bomba volumétrica, a diferencia del paso por la del tipo centrífugo, es siempre más o menos irregular, por lo cual se considera, generalmente, el promedio del paso del líquido en el tiempo.

10 Este capítulo ha sido desarrollado en base a las referencias [1], [3], [4], [8], [9], [12], [17] y [19].

Otra particularidad de la bomba volumétrica consiste en que la cavidad de aspiración está siempre aislada herméticamente de la descarga. Además, la hermeticidad puede ser absoluta o relativa (en la práctica). En este último caso, se admite la posibilidad de un pequeño escurrimiento o filtración del líquido a través de las holguras en una cantidad pequeña en comparación con el suministro de la bomba. Es importante indicar la propiedad de autoaspiración, es decir que al funcionar con aire (sin líquido) son capaces de crear un vacío muy grande y succionar el líquido por la tubería de aspiración de recipientes dispuestos más bajos que la bomba, con la condición que la altura geométrica de aspiración no sobrepase valores límites que dependen de las características de la bomba considerada. En la práctica, las bombas volumétricas pierden frecuentemente la propiedad de autoaspiración debido a una hermeticidad insuficiente o reducido número de revoluciones. Difieren de las bombas centrífugas en que el elemento propulsor para éstas es el impulsor o rodete, no conteniendo elementos móviles como son los desplazadores. En la figura 3.1 se muestra una bomba de desplazamiento positivo del tipo de pistón usada en trabajos de perforación. Fig. 3.1. Bomba de desplazamiento positivo

Bomba de pistón

3.1.1 - Marco teórico

De acuerdo al principio de funcionamiento de las bombas volumétricas indicado anteriormente, es posible anotar una expresión común para el caudal teórico. Se entiende por caudal teórico o geométrico de la bomba al suministro de líquido incompresible, siendo la hermeticidad de la bomba absoluta y el funcionamiento normal sin cavitación.

De esta forma se tiene:

( )smznvnV

Qt

3

6060

⋅⋅=⋅= (3.1)

43

Donde:

tQ : Caudal teórico ( )sm3

.

V: Volumen de trabajo de la bomba (3m ).

v: Es el volumen útil de cada cámara de trabajo en una vuelta del eje de la bomba (3m ).

z: Número de cámaras de trabajo.

n: Número de rpm del eje de la bomba.

V y z toman distintas formas dependiendo del tipo y construcción de la bomba.

Se puede observar que el caudal teórico no depende de la presión o altura creada por la bomba, por lo cual su característica en el sistema de coordenadas Presión vs Caudal con “n” constante, queda representada por una recta paralela al eje de ordenadas. En la figura 3.2 se puede apreciar la gráfica Presión versus Caudal.

Fig. 3.2. Curvas características

Curvas características teórica y real de una bomba de desplazamiento positivo 3.2 - Clasificación de las bombas de desplazamiento positivo

Las bombas de desplazamiento positivo pueden clasificarse dependiendo de la forma en que se desplaza la parte móvil de éstas; si el desplazamiento es rectilíneo y alternado, entonces se llaman oscilantes o de émbolo; y si el elemento móvil gira se denominan rotativas.

3.2.1 - Bombas de émbolo La bomba de émbolo o de potencia es aquella en que el líquido se desaloja de las cámaras de trabajo sólo por medio del movimiento de vaivén de los desplazadores respecto a estas

H

Q

H H

Q

44

cámaras. Dicho movimiento se realiza más a menudo mediante el mecanismo de biela y manivela, pero se emplean también otros (levas, excéntricas, etc.). La capacidad de la bomba varía de acuerdo al número de émbolos o pistones. En general, mientras mayor es el número de émbolos, menor es la variación en capacidad a un número dado de rpm. La bomba se diseña para una velocidad, presión, capacidad y potencia específicas. En las bombas de émbolo es característico la existencia de válvulas de aspiración y de impulsión que regulan el movimiento del líquido por la cámara de trabajo. Cuando la cámara de trabajo se va llenando de líquido, la válvula de aspiración está abierta y la de impulsión cerrada. Durante el desalojamiento del líquido (impulsión), cuando el desplazador va en sentido contrario, la válvula de aspiración está cerrada, y la de impulsión abierta. Estas válvulas son generalmente de acción, es decir, se abren sólo por la acción del gradiente de presión y se cierran por efecto de su propio peso o la acción de un resorte. Según el número de cámaras de trabajo, las bombas de émbolo se dividen en: de simple efecto, doble efecto, de triple efecto, etc. En la figura 3.3 se muestra una bomba de émbolo de simple efecto. Fig.3.3. Esquema de bomba de émbolo de simple efecto

Si el nivel de fabricación de las bombas de émbolo es bueno, ellas pueden crear presiones muy altas que llegan a decenas, centenas y en algunos casos a millares de atmósferas. Sin embargo, este tipo de bombas puede ser utilizado solamente con un número de revoluciones comparativamente pequeños (300-500 rpm). Si las revoluciones son muy altas, se altera el funcionamiento normal de las válvulas de aspiración e impulsión. Debido a la marcha lenta, las dimensiones de la bomba de émbolo resultan considerablemente mayores que las de la bomba centrífuga, calculada para los mismos parámetros (caudal y presión). Por esta razón, en el caso del abastecimiento de agua y muchas otras aplicaciones industriales, las bombas de émbolo son sustituidas por las centrífugas. 3.2.2 - Bombas rotativas Las bombas rotativas pertenecen a la clase de bombas volumétricas, las que actualmente encuentran una amplia aplicación en la construcción de máquinas. Son ejemplos de éstas

45

las bombas rotativas, de engranajes, tornillos, aletas, rotativa de émbolo, etc. En este tipo de bombas, la acción principal de bombeo es originada por el movimiento relativo entre los elementos rotatorios de la bomba y los estacionarios. Su movimiento rotatorio las distingue de las bombas alternativas de desplazamiento positivo en las que el movimiento principal de los elementos en movimiento es alternativo. La naturaleza del desplazamiento positivo de su acción de bombeo las distingue de la clase general de bombas centrífugas en que el desplazamiento del líquido y la acción de bombeo depende en gran parte de la velocidad desarrollada del líquido. Las bombas centrífugas están diseñadas para crear presión como resultado de las fuerzas centrífugas y normalmente manejan grandes volúmenes de fluido a presiones relativamente bajas. Al presentar cambios en la presión de descarga de la bomba, el caudal obtenido varía notablemente. Por lo general, las bombas centrífugas no son utilizadas para bombear fluidos de viscosidades elevadas. Sin embargo, las bombas rotativas basan su funcionamiento en la combinación del movimiento rotatorio, típico de las bombas centrífugas, con el desplazamiento positivo típico de las bombas de émbolo. Al ser un equipo de desplazamiento positivo, entrega una cantidad de caudal constante, independiente de la presión de descarga a la que se esté trabajando.

Estos equipos se encuentran diseñados para trabajar con cualquier tipo de fluido y tienen como ventaja o “plus” el de mejorar su eficiencia al trabajar con fluidos altamente viscosos, debido a esto se le conoce como “el caballo de fuerza de la industria”. Es característica de una bomba rotativa como una bomba de desplazamiento positivo, que el líquido desplazado en cada revolución sea independiente de la velocidad. Otra característica de las bombas rotativas, es la de mantener un sello continuo de líquido entre los orificios de entrada y salida. Por lo tanto, las bombas rotativas, generalmente, no requieren de arreglos de válvulas de entrada y salida, como lo hacen las bombas alternativas.

3.2.2.1 - Partes de una bomba rotativa

a) Cámara de bombeo: Se define generalmente como el espacio interior de la bomba que puede contener el fluido bombeado, mientras la bomba esté en operación. Los fluidos entran a la cámara de bombeo a través de uno o más orificios de entrada y la abandonan a través de uno o más orificios de salida, los cuales incluyen, generalmente, arreglos para conexiones herméticas, a prueba de líquidos o a prueba de aire, a los sistemas exteriores del fluido.

b) Cuerpo: Es la parte de la bomba que rodea los límites de la cámara de bombeo y se

llama a veces carcasa o alojamiento. En algunas bombas rotativas el cuerpo puede ser un ensamble rotatorio, pero en la mayoría de los tipos es estacionario, y a veces llamado estator.

c) Placas extremas: Son aquellas partes del cuerpo o separadas de él que cierran los

extremos de éste para formar la cámara de bombeo. A veces, llamadas cubiertas de la bomba.

46

d) Ensamble rotatorio: Generalmente incluye todas las partes de la bomba que giran cuando la bomba está en operación.

e) Rotor: Es la parte específica del ensamble rotatorio que gira dentro de la cámara de bombeo. Se les suele llamar engranes, tornillos o lóbulos dependiendo del tipo de bomba rotativa que se tenga.

f) Sellos: Los sellos de las bombas son de dos tipos: estáticos y móviles. Los sellos

estáticos proporcionan un sello hermético a prueba de líquido o aire entre las partes estacionarias desmontables de la cámara de bombeo y los sellos móviles se usan en los lugares limitantes de la cámara de bombeo, a través de la cual pasan los elementos móviles, generalmente los ejes. Los sellos móviles también se colocan entre los rotores de la bomba en algunos tipos de bombas rotativas.

El proceso de trabajo de cada elemento de la bomba rotativa consta de tres etapas: i) Las partes rotatorias y estacionarias de la bomba actúan para definir un volumen

sellado a la salida de la bomba y abierto a la entrada, el cual crece a medida que los elementos rotatorios de la bomba giran.

ii) Después, los elementos de la bomba establecen un sello entre la entrada de la misma y parte de este volumen, y hay un momento, aunque corto, en que este volumen no está abierto ni a las partes de entrada ni a las de salida de la cámara de bombeo.

iii) Finalmente, el sello hacia la salida de la cámara se abre y el volumen abierto hacia la salida es forzado por la acción conjunta de los elementos en movimiento y los estacionarios de la bomba.

3.2.2.2 - Tipos de bombas rotativas

Las bombas rotativas se clasifican según el dispositivo que lleven dentro de la cámara de trabajo. Pueden ser tornillos, engranajes, paletas, pistón o émbolo rotativo, lóbulos, etc.

A continuación se presenta una breve descripción de los tipos de bombas rotativas más importantes, a excepción de las bombas tipo tornillo, las que serán analizadas a detalle en otro apartado debido a que constituyen la parte central de esta tesis.

a) Bombas de paletas

Las bombas de paletas consisten en un conjunto de cuatro o más aletas con cinemática plana (radial), ver Fig 3.4; el rotor es un cilindro hueco con ranuras radiales en las que oscilan o deslizan las paletas, llamados desplazadores. Fig.3.4. Esquema de una bomba de paleta

47

El rotor va dispuesto en forma excéntrica respecto a la superficie interior del estator que es cilíndrica, debido a lo cual, las paletas durante la rotación del anterior realizan movimientos alternativos o de vaivén. Bajo la acción de la fuerza centrífuga, las paletas se aprietan con sus extremos libres a la superficie interior del estator y deslizan por éste, al tiempo que los extremos interiores de dichas aletas se desplazan sobre el eje de giro. El líquido llena un espacio, que es el comprendido entre dos paletas vecinas y las superficies correspondientes del estator y del rotor. Este espacio es la cámara de trabajo, cuyo volumen crece durante el giro del rotor hasta alcanzar un valor máximo, y después, se cierra y se traslada a la cavidad de impulsión de la bomba, comenzando al mismo tiempo el desalojo del líquido de la cámara de trabajo en una cantidad igual a su volumen útil.

b) Bombas de engranajes

La bomba de engranajes consiste en dos ruedas dentadas iguales, ajustadas al cuerpo de la bomba o estator, ver figura 3.5. El rotor es la rueda conductora, mientras que el órgano móvil o elemento desplazante, es la conducida. Como el espacio entre elementos y la carcasa es extremadamente pequeño y el material que es bombeado actúa como agente lubricante, la bomba nunca girará en seco. Estas bombas no están diseñadas para transportar sólidos, y por regla general llevan filtros en la línea de succión. Se accionan por un motor eléctrico y giran a elevada velocidad. En la cavidad de aspiración, el líquido llena los espacios entre los dientes de ambas ruedas dentadas, y después, estos volúmenes se aíslan y desplazan por unos arcos de circunferencia a la parte de descarga de la bomba. Al engranar los dientes entre sí, cada uno de ellos entra en el que le corresponde, desalojando al mismo tiempo el líquido contenido en el mismo; como el volumen del hueco es mayor que el del diente que engrana, una cierta porción de líquido retornará a la cavidad de aspiración. Estas bombas pueden crear presiones entre 100 y 150 atm. Para obtener presiones más elevadas, se utilizan, a veces, bombas de engranajes de etapas múltiples, es decir, se hace un montaje de varias bombas de engranajes acopladas en serie, originándose así una mayor altura de presión que es igual a la suma de las alturas manométricas correspondientes a las diversas etapas; para garantizar el llenado, el suministro de cada etapa anterior debe ser mayor que el caudal impulsado por la siguiente. Fig.3.5. Esquema típico de una bomba de engranajes

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c) Bombas de lóbulos

La bomba de lóbulos recibe su nombre gracias a la forma redondeada de las superficies radiales del rotor que permiten que los rotores estén continuadamente en contacto entre sí a medida que giran. En la figura 3.6 se puede apreciar una bomba de lóbulos simples.

A diferencia de las bombas de engranajes, ni el número de lóbulos ni su forma permite que un rotor impulse al otro, y las verdaderas bombas de lóbulos requieren de engranes sincronizadores.

Fig.3.6. Esquema típico de una bomba de lóbulos

3.3 - Características de operación de las bombas de desplazamiento positivo.

Para mayor claridad, se supone que el líquido bombeado es un líquido verdadero de viscosidad newtoniana tal, que el fluido es incompresible y que la resistencia del fluido al corte está en proporción directa a la velocidad de corte.

a) Desplazamiento de la bomba (D)

El desplazamiento (D) de una bomba rotativa es el volumen de fluido total neto transferido del volumen de entrada abierta al volumen de salida abierta durante una revolución completa del rotor motriz. Para cualquier bomba dada, el desplazamiento depende sólo de de las dimensiones físicas de los elementos de la bomba y de su geometría, y es independiente de otras condiciones de operación. En aquellas bombas diseñadas para desplazamiento variable, la bomba normalmente se clasifica de acuerdo con su máximo desplazamiento. El desplazamiento de cualquier bomba rotativa se puede calcular por el método general de integración, sobre una revolución completa del eje motriz, tomando la velocidad diferencial de transferencia del volumen neto con respecto al desplazamiento angular del eje motriz a través de cualquier segmento plano completo, a lo largo de la cámara de la bomba entre los orificios de entrada y de salida. Para un tipo dado de bomba, debe seleccionarse el sistema coordenado y localizarse el plano para simplificar el cálculo. La mayoría de los rotores de las bombas tienen dimensiones radiales constantes en la dirección axial en la cavidad del cuerpo y barren un cilindro circular recto de volumen

49

cuando giran. Consecuentemente, en las bombas de rotor simple, o en bombas de rotor múltiple -donde no existe contacto de sellado entre los rotores- (todos los sellos dinámicos están formados entre los elementos del rotor y la superficies del cuerpo y ninguno se forma entre los rotores), el cálculo de transferencia de volumen puede basarse en coordenadas polares centradas en cada eje del rotor y la contribución a la transferencia del volumen neto puede calcularse para cada rotor independientemente.

b) Deslizamiento hidráulico de una bomba (S)

El deslizamiento (S) en una bomba rotatoria es la cantidad de fluido fugado del volumen de salida abierta al volumen de entrada abierta por unidad de tiempo. El deslizamiento depende de los claros entre los miembros rotatorios y los estacionarios que definen el “orificio del recorrido de la fuga” sobre la presión diferencial entre el volumen de salida abierta y el volumen a entrada abierta y sobre las características del fluido manejado (en particular la viscosidad). En aquellas bombas rotativas en que la velocidad es alta puede depender en forma secundaria de la velocidad de la bomba.

Factores importante en el comportamiento y aplicaciones de la bomba son: una buena comprensión del concepto de deslizamiento y de los efectos del diseño de la bomba, tipo de ésta, tolerancias de manufactura, condiciones del fluido y condiciones de operación del sistema sobre la magnitud del deslizamiento, siendo estos conceptos necesarios, tanto para los diseñadores de la bomba como para los usuarios.

El deslizamiento en una bomba rotativa ocurre sólo cuando existe una diferencia de presión entre las cámaras de entrada y de salida de la bomba. Esta diferencia de presión origina el flujo del fluido entre las cámaras de entrada y de salida a través de los claros entre los rotores y miembros del cuerpo.

La mayoría de las bombas rotativas están construidas de manera que los claros en la bomba generalmente son de la misma naturaleza que aquellos que se encuentran entre dos placas planas paralelas, con una estacionaria y la otra en movimiento. Los elementos de los claros tienen secciones rectas, largas, angostas y rectangulares. En la mayoría de las bombas, estos claros, a través de la dimensión angosta, van esencialmente desde cero hasta unas milésimas de pulgada y consecuentemente, aún pequeñas variaciones en las tolerancias de manufactura, pueden originar considerables variaciones en el cambio del porcentaje del volumen de apertura. De la misma manera, el movimiento o deflexión de los elementos en movimiento de la bomba cuando se exponen a diferencias de presión puede originar cambios relativamente grandes, en porcentaje, en estos claros, en lugares diferentes de la bomba. Asimismo, cada bomba debe probarse para determinar el deslizamiento bajo cualquier condición de operación.

c) Capacidad de una bomba (Q)

La capacidad (Q) de una bomba rotativa es la cantidad neta de fluido entregada por la bomba por unidad de tiempo a través de su orificio de salida u orificios bajo cualquier condición de operación dada. Cuando el fluido es esencialmente no compresible, la capacidad es numéricamente igual al volumen de líquido desplazado por la bomba por unidad de tiempo o capacidad teórica (para mayor detalle ver acápite 3.1) menos el deslizamiento, todo expresado en las mismas unidades. La capacidad de una bomba rotativa operando con deslizamiento nulo se conoce como “capacidad de desplazamiento”( )dQ .

50

(3.2)

Donde:

tQ : Capacidad teórica en galones por minuto (gpm).

S : Deslizamiento en galones por minuto (gpm).

Q : Capacidad en galones por minuto (gpm).

d) Velocidad de la bomba

La velocidad (n) de una bomba rotativa es el número de revoluciones del rotor motriz o principal, por la unidad de tiempo. Cuando no existe engranaje de reducción o de incremento entre el eje de transmisión y el rotor principal, la velocidad puede medirse o establecerse en el eje de transmisión. La unidad de velocidad común es revoluciones por minuto.

3.4 - Bombas tipo tornillo

Las bombas de tornillo existen hace muchos años. La primera bomba de tornillo fue construida, muy probablemente, basándose en un diseño de Arquímedes. Dicha bomba fue utilizada para entregar grandes volúmenes de agua. Estos equipos son un tipo especial de bomba rotativa de desplazamiento positivo, en el cual, el flujo a través de los elementos de bombeo es verdaderamente axial. El líquido se transporta entre las cuerdas de tornillo de uno o más rotores y se desplaza axialmente a medida que éstos giran engranados. En todas las demás bombas rotativas mencionadas anteriormente, el líquido es forzado a viajar en círculos, dando así a la bomba de tornillo y a su patrón de flujo axial único, así como a sus bajas velocidades internas, un número de ventajas en muchas áreas de aplicación donde la agitación del líquido o su batido no son convenientes. En la figura 3.7, se puede visualizar las diferencias entre el flujo generado por la bomba tornillo y el generado por las otras bombas rotativas. Fig.3.7. Diagramas

Diagramas de los elementos tornillos y engranajes mostrados: a) flujo axial y b) flujo

circunferencial

SQSQQ dt −=−=

51

La aplicación de las bombas de tornillo cubren una amplia gama de demanda de mercados, tales como en el ejército, en la marina y en el servicio de aceites combustibles, carga marítima, quemadores industriales de aceite, servicio de lubricación de aceite, procesos químicos, industrias de petróleo y aceite crudo, etc. La bomba de tornillo puede manejar líquidos en una gran variedad de viscosidad como la melaza hasta la gasolina, así como líquidos sintéticos. Debido a la, relativamente, baja inercia de sus partes en rotación, las bombas de tornillo son capaces de operar a mayores velocidades que otras bombas rotativas o alternativas de desplazamiento comparable. Las bombas de tornillo, como otras bombas rotativas de desplazamiento positivo, son autocebantes y tienen una característica de flujo que es esencialmente independiente de la presión. De acuerdo con las normas del Instituto de Hidráulica (“Hydraulic Institute Standards”), las bombas de tornillo se clasifican en: las de tipo de rotor simple o múltiple. Las últimas se dividen además en sincronizados y no sincronizados. La bomba de tornillo simple existe sólo en número limitado de configuraciones. La rosca del rotor es excéntrica con respecto al eje de rotación y engrana con las roscas internas del estator (alojamiento del rotor o cuerpo), alternativamente el estator está hecho para balancearse a lo largo de la línea de centros de la bomba. Las bombas de tornillos múltiples se encuentran en una gran variedad de configuraciones y diseños. Todas emplean un rotor conducido engranado con uno o más rotores de sellado. Varios fabricantes cuentan con dos configuraciones básicas disponibles, la construcción de extremo simple o dobles, de las cuales la última es la más conocida. 3.4.1 - Teoría de bombas tipo tornillo En las bombas de tornillo, el engranaje de las roscas en los rotores y el ajuste cerrado del alojamiento que las envuelve forma uno o más juegos de sellos móviles en serie entre la entrada y la salida de la bomba. Estos juegos de sellos actúan como un laberinto y le dan a la bomba una capacidad positiva de presión. Los juegos sucesivos de sellos forman cavidades completas cerradas que se mueven continuamente de la entrada a la salida. Estas cavidades atrapan al líquido a la entrada y lo transporta hacia la salida, proporcionando un flujo suave. En la figura 3.8 se aprecia el movimiento axial de los sellos y cavidades.

52

Fig. 3.8. Movimiento de sellos

Movimiento axial de sellos y cavidades. Abajo se muestran las cavidades alternadas

llenas con aceite

a) Capacidad entregada

Debido a que la bomba de tornillo es un dispositivo de desplazamiento, entregará una cantidad definida de líquido por cada revolución de los rotores. Esta entrega puede definirse en función del desplazamiento (DV ); que es el volumen teórico desplazado por revolución de los rotores y depende solo de las dimensiones físicas de los rotores. También puede definirse en función de la capacidad teórica ( )tQ , la cuál es

función del desplazamiento y de la velocidad (n): (3.3)

Donde: k : 0,004329; convierte unidades de pulgada cúbica a galones.

tQ : Capacidad o caudal teórico, en galones por minuto.

DV : Desplazamiento o volumen desplazado por revolución, en pulgadas cúbicas por revolución.

n : Velocidad del rotor en revoluciones por minuto. Si no existieran claros internos, la capacidad real de entrega o capacidad neta (Q) sería igual a la capacidad teórica. Sin embargo, los claros existen, con el resultado de que cuando existe una diferencia de presión, siempre habrá fuga interna de la salida a la entrada. Esta fuga, como ya se ha visto anteriormente, se le conoce como deslizamiento

nVkQ Dt ⋅⋅=

53

(S), varía dependiendo del tipo o modelo de bomba, el tamaño del claro, la viscosidad del líquido en las condiciones de bombeo y la presión diferencial. Para cualquier combinación de estas condiciones, al deslizamiento, para todos los propósitos prácticas, no le afecta la velocidad. La capacidad entregada o capacidad neta es, por lo tanto, la capacidad teórica menos el deslizamiento: SQQ t −= , como se vio en la ecuación (3.2). Si la presión

diferencial es casi cero, el deslizamiento puede despreciarse y tQQ = .

La capacidad teórica de cualquier bomba puede calcularse fácilmente si se conocen todas las dimensiones esenciales, usando la ecuación (3.3). Para cualquier configuración particular de rosca, suponiendo similitud geométrica; el tamaño de cada cavidad mencionada anteriormente es proporcional a su longitud y área de la sección recta. Esta longitud se define por el paso de la rosca medido en función del mismo diámetro nominal que se use para calcular el área de la sección recta; en la figura 3.9 se puede visualizar a detalle lo mencionado. Fig.3.9. Descripción de los hilos del tornillo

Proporciones de los hilos del tornillo, mostrando el paso o “PITCH”, el diámetro (D),

etc. Por lo tanto, el volumen de cada cavidad es proporcional al cubo de su diámetro nominal y la capacidad teórica de la bomba es también proporcional al cubo de su diámetro nominal y a la velocidad de rotación.

(3.4)

Donde:

tQ : Capacidad o caudal teórico, en galones por minuto.

K : Constante. n : Velocidad del rotor en revoluciones por minuto. D : Diámetro del rotor.

nDKQt ⋅⋅= 3

Constantes

54

Así puede verse que un incremento relativamente pequeño en el tamaño de la bomba puede proporcionar un gran incremento en capacidad. El deslizamiento también se puede calcular, pero normalmente depende de valores empíricos desarrollados mediante un gran número de pruebas. Estos datos de prueba son la base de los parámetros de diseño utilizados por cada fabricante de bombas. El deslizamiento varía aproximadamente con el cuadrado del diámetro nominal. La capacidad neta es, por lo tanto:

(3.5)

b) Capacidad para crear presión

Las bombas de tornillo pueden aplicarse sobre una amplia gama de presiones, hasta de 5000 psi, siempre que se haga una buena selección del diseño. Las fugas internas deben restringirse para aplicaciones de alta presión. Se requieren claros de operación muy cerrados y alta precisión para conjugar las roscas del rotor. Además, se emplean un número adicional de sellos en movimiento entre la entrada y la salida, como en la teoría clásica del sellado por medio de laberintos. Los sellos adicionales en movimiento se obtienen mediante un significativo incremento en longitud de los elementos de bombeo para un tamaño dado de rotor y de paso. En este caso, se sacrifica la longitud de la bomba para ganar capacidad para crear presión. La longitud mínima de los tornillos, necesaria para conseguir una hermeticidad estable en la bomba, se considera igual a 1,25 veces el paso aunque en la práctica y dependiendo de la presión requerida, esta longitud se elige entre 1,5 y 1,8 veces el paso. [19]. En la figura 3.10 se puede apreciar como varía la longitud de la máquina a medida que se requiere una mayor presión. La fuga interna dentro de los elementos de la bomba que resultan de la presión diferencial entre la salida y la entrada origina la existencia de un gradiente de presión a través de las cavidades en movimiento. Este gradiente es aproximadamente lineal -medido en cualquier instante. En realidad, la presión en cada cavidad en movimiento se forma gradual y uniformemente desde la presión de entrada hasta la de salida, a medida que la cavidad se mueve hacia la salida. En efecto, la capacidad para crear presión de una bomba de tornillo queda limitada por la elevación permisible de presión entre cualquier juego de sellos en movimiento. A esta elevación se le denomina como “presión por cierre” o “presión por paso” y es generalmente del orden entre 125 y 150 psi con claros normales de operación, pero puede llegar a 500 psi cuando se emplean claros mínimos. [1]. En la figura 3.11 se observa el gradiente de presión a lo largo del tornillo.

SNDKQt −⋅⋅= 3

55

Fig.3.10. Presión vs tamaño

Aumento de la capacidad de presión de bombeo mediante el diseño modular

Fig.3.11. Gradiente de presión [3]

Gradiente de presión a lo largo de un juego de tornillos

c) Conceptos de diseño

El gradiente de presión que existe dentro de los elementos de la bomba de todos los tipos de tornillo produce varias fuerzas hidráulicas de reacción. Las técnicas mecánicas e hidráulicas empleadas en los diferentes diseños de bombas de tornillo para absorber estas

Presión de entrada

Presión de

Salida (%)

Longitud del rotor

56

fuerzas de reacción son las diferencias fundamentales entre los tipos producidos por los diferentes fabricantes. Otra diferencia fundamental está en el método de engranar los rotores y mantener los claros de operación entre ellos. Existen dos aproximaciones básicas de diseño:

• Rotores sincronizados: dependen de un medio externo para engranar las roscas y para apoyar las fuerzas que actúan sobre los rotores. En este concepto, teóricamente las roscas no están en contacto entre sí o con los agujeros de los alojamientos dentro de los cuales giran (ver Fig. 3.12).

• Los rotores no sincronizados: dependen de la precisión y exactitud de las formas de las roscas para un engranaje adecuado y transmisión de la rotación. Éstos utilizan los agujeros del alojamiento como chumaceras para soportar las reacciones del bombeo a lo largo de toda la longitud de los rotores (ver Fig. 3.13).

Las bombas de tornillo sincronizadas requieren el uso de engranes de sincronización entre los rotores y necesitan cojinetes de apoyo por separado a cada extremo para absorber las fuerzas de reacción y mantener los claros adecuados. Las bombas de tornillo no sincronizadas no requieren engranes o cojinetes externos, lo cual proporciona una considerable simplicidad en el diseño.

Fig.3.12. Arreglo de extremo sencillo y tornillo múltiple

57

Fig.3.13. Arreglo de extremo doble y tornillo múltiple

3.4.2 - Tipo de bombas tornillo Hay tres tipos de bombas de tornillo:

a) De rotor simple o bomba de un tornillo, más conocida comercialmente como bomba de cavidad progresiva.

b) De rotor múltiple-no sincronizadas o bomba de tres tornillos.

c) De rotor múltiple-sincronizadas o bomba de dos tornillos.

El segundo y tercer tipo se encuentran disponibles en dos arreglos básicos, de extremo simple y de extremo doble.

• Extremo doble

El arreglo de extremo doble es básicamente, el de dos bombas opuestas de un solo extremo o dos elementos de la bomba del mismo tamaño, con un rotor motriz común con diseño de doble hélice opuesta, dentro de una misma carcasa.

En la figura 3.14 se puede ver una bomba de extremo doble, en donde el fluido se introduce por una entrada común separándose hacia los extremos exteriores de los dos elementos. Los dos elementos son, en efecto, bombas conectadas en paralelo. En cualquiera de estos arreglos, todas las cargas axiales sobre los rotores están equilibradas, ya que los gradientes de presión en cada extremo son iguales y opuestos.

58

Fig.3.13. Bomba de extremo doble

• Extremo simple

Los tres tipos de bombas de tornillo se ofrecen en la construcción de extremo simple o sencillo. A medida que crecieron los requisitos en muchas áreas de aplicación, el diseño de extremo sencillo se usó con mayor frecuencia porque proporcionaba el único medio práctico para obtener un mayor número de sellos en movimiento, necesarios para obtener mayor capacidad de alta presión. El único problema con el uso de una bomba de extremo simple es la dificultad para equilibrar las cargas axiales.

3.4.2.1 - Bombas de cavidad progresiva Este tipo de bomba tuvo su origen en una invención del Dr. René Moineau a fines de la I Guerra Mundial, que lo diseñó como un compresor de aire para un motor de avión. Las bombas de cavidad progresiva fueron diseñadas como una combinación de una bomba rotativa con una bomba tipo émbolo, adquiriendo las ventajas específicas de ambos tipos de bomba como el bombear amplios “rates” de flujo, un alto rango de presiones, etc. Debido a la alta succión y manejo de fluidos multifásicos, además de la habilidad de bombear grandes cantidades de aire, vapor o gas en los fluidos (los cuáles muchas veces contienen sólidos), este tipo de bomba muchas veces no es usada y/o considerada dentro de la misma clasificación de las bombas de desplazamiento positivo del tipo rotativo. a) Principios de operación La bomba de cavidad progresiva es una bomba de un tornillo, perteneciente al grupo de bombas rotativas. Los componentes principales de una bomba de cavidad progresiva son: • El rotor, que puede ser fabricado en una variedad de materiales. • Un tubo metálico o estator con un forro eslastomérico interior vulcanizado. • La unión universal o junta tipo pin, con cubiertas protectoras de elastómero y bocinas

de pin reemplazables. • La barra de conexión. • El eje motriz. • Un bastidor de hierro fundido para los rodamientos.

59

• Las carcasas de succión y descarga pueden ser fabricadas en hierro fundido, acero inoxidable u otros metales.

En la figura 3.15 se aprecia detalladamente los componentes principales de una bomba de cavidad progresiva como se han mencionado anteriormente. Fig.3.15. Componentes

Componentes de una bomba de cavidad progresiva Este tipo de bomba consiste básicamente en un rotor de espiral simple, girando excéntricamente dentro de un estator de doble espiral. Las líneas de sello de la cavidad son creadas por el ajuste, bien por interferencia o compresión del estator elastomérico y el rotor de metal. Cuando una cavidad disminuye, la cavidad opuesta aumenta en exactamente el mismo “rate”, de tal manera que la suma de las dos descargas es constante. El resultado es un flujo o desplazamiento positivo no pulsante, sin necesidad de válvulas. Fig.3.16. Funcionamiento de la bomba de cavidad progresiva

En la figura 3.16 se aprecia más al detalle lo mencionado en el párrafo anterior. La cavidad mostrada en la figura A disminuye, mientras la cavidad de la figura B aumentó en la misma cantidad.

60

El fluido es capturado en una cavidad de manera axial, como es mostrado en la figura C y luego se produce la descarga, como se observa en la figura D. La sección transversal del estator son dos semicírculos de diámetro “D” separados por un rectángulo de lado “4e” y “D” el cuál está desfasado de la línea central debido a la excentricidad, “e”. El paso de la rosca es “sP ” y es dos veces el paso del rotor. Para un

mayor entendimiento, visualizar la figura 3.17. Fig.3.17. Diferentes secciones de una bomba de cavidad progresiva

La dimensión de la cavidad formada entre el rotor y estator cuando se empiezan a mover juntos, es igual al vacío de la sección transversal llena con fluido. Esa área representa la cantidad de fluido a desplazarse por cada revolución del rotor, la cual es representada por la siguiente ecuación:

(3.6)

Donde :

fluidoA : área ocupada por el fluido ( 2mm ).

e : excentricidad D : diámetro del eje (mm).

sP : paso o “pitch” (mm).

Vista axial

Sección Transversal del Rotor

Tubo Sección Transversal del Estator Elastómero

sfluido PDeA ⋅⋅⋅= 4

61

b) Aplicaciones El número de aplicaciones de las bombas de cavidad progresiva es variado, por ejemplo: • General: para extractos y líquidos, pastas alimenticias, sopas, mayonesas, melazas,

batidos de frutas, mermeladas, aceites, almidones.

• Bebidas: zumos y concentrados, jarabes, levaduras, melazas, cerveza, vino, licor, alcohol.

• Productos lácteos: leche, yogurt, crema de queso, etc.

• Industrias de dulces y chocolates: jarabes, glucosas, miel, masa de caramelo, pasta de

chocolate, cremas, etc.

• Aceites vegetales: bombeo de soya y aceites.

• Conservas: para frutas y pastas vegetales, extractos, zumos concentrados, frutas enteras o en trozos.

• Azucareras: melazas, lodos saturados, extractos concentrados.

• Papel: pasta, pegamentos, pigmentos, pulpa, aguas residuales, pasta de madera.

• Industria Naval: líquidos acuosos, barros, excrementos, como bomba de carga y descarga de bodegas.

Y como todo tipo de bomba presenta ciertas ventajas y desventajas. A continuación mencionamos alguna de ellas. b.1) Ventajas • Larga vida útil con fluidos abrasivos. • Habilidad para bombear agua y fluidos viscosos hasta 1 millón de centipoises. • Pueden funcionar en ambas direcciones. • Habilidad para manejar sólidos sin dañarlos. • Bombea fluidos sensibles al corte. • Autocebante, excelente capacidad de succión. • Flujo constante, aun con amplias variaciones en la presión de descarga, concentración

de sólidos, contenido de gas o viscosidad del fluido. • Alta resistencia a la abrasión y corrosión. b.2) Desventajas • Se requiere un gran número de etapas para obtener elevadas presiones. (ver Fig. 3.18)

62

Fig.3.18. Presiones máximas obtenidas por etapas

• La incompatibilidad de algunos fluidos con los elastómeros puede causar problemas. • Al no funcionar con elevadas velocidades, requiere el uso de cajas de cambios o

engranajes reductores. 3.4.2.2 - Bombas de tres tornillos

La bomba de tres tornillos o de tipo no sincronizado son las más usadas actualmente. Son comúnmente usadas en lubricación de maquinaria, elevadores hidráulicos, transporte de crudo, procesos de refinería para alta temperatura con fluidos viscosos como el asfalto, etc. Son muy utilizadas en el transporte de crudo como estaciones de bombeo principales, como “boosting” y en carga o descarga de buques.

Las bombas rotativas de tres tornillos ofrecen una alta eficiencia de bombeo y un flujo constante de operación a pesar de los cambios de presión y viscosidad que se presentan en los oleoductos. Su flujo continuo y uniforme es producido con mínima pulsación y taza de corte. No presenta cambios hidráulicos que golpean la tubería y fatiguen las fundaciones, o dañe los sistemas de instrumentación o el equipo conductor.

Su instalación es fácil y poco costosa ya que no se requiere acumuladores o controles de velocidad. Su acoplamiento directo convierte la potencia del eje en una mayor capacidad de suministro a un régimen menor de consumo de energía. Con pocas partes en movimiento y sin contacto al desgaste, las bombas de tres tornillos proporcionan años de operación sin problemas. Poco mantenimiento es requerido y cuando es necesario, los juegos de reparación disponibles permiten una rápida reparación. Presentan una mayor eficiencia y confiabilidad, evitando futuros costos de cambio de equipos reflejados y altos costos de mantenimiento. Los otros tipos de bombas, como las centrífugas, etc., son muy costosas de mantener.

63

Hoy en día, las bombas de tres tornillos están operando en todo el mundo bajo las condiciones ambientales más severas. Ellas están operando contra presiones que exceden las 1500 psi y suministran flujos continuos hasta 170 000 BPD.

Diseño y operación

Tiene rotores que han generado formas acopladas de roscas que cualquier fuerza de transmisión necesaria pueda transmitirse suave y continuamente entre los rotores, sin el uso de engranajes sincronizadores. Los rotores pueden compararse directamente con los engranes helicoidales de precisión con un gran ángulo de hélice.

Este diseño, generalmente, emplea tres tornillos rotores. El tornillo central, más conocido como el rotor de potencia o conducido, se encuentra engranado a los otros dos rotores de sellado, de ajuste cerrado- locos- simétricamente colocados alrededor del eje central. Un alojamiento de ajuste cerrado proporciona el único apoyo transversal para cojinetes, tanto para el rotor conducido como para los rotores locos. (ver Fig. 3.19 y Fig.3.20) Fig.3.19. Bomba de tres tornillos

64

Fig.3.20. Esquemático y disposición de tornillos

El uso del alojamiento del rotor como el único medio para soportar los rotores locos, es una característica única de las bombas de tres tornillos o no sincronizadas. Sobre estos rotores no se requieren cojinetes de apoyo exteriores. Los rotores locos en sus respectivos agujeros del alojamiento son en realidad chumaceras parciales que generan una película hidrodinámica fluida que evita el contacto metal con metal y que es generada por su propia excentricidad. La capacidad de este diseño para soportar carga sigue muy de cerca las leyes de la teoría de las películas hidrodinámicas. Los parámetros clave del tamaño del rotor, los claros, el acabado superficial, la velocidad, la viscosidad del fluido y la presión en los cojinetes, se relacionan como en una chumacera. Puesto que los rotores locos están soportados por los agujeros a lo largo de toda su longitud, no existen cargas flexionantes que se apliquen sobre ellos. El rotor central conducido tampoco está sujeto a ninguna carga flexionante debido a la colocación simétrica de los rotores locos y al uso de dos roscas en todos los rotores. La figura 3.21 muestra la excentricidad en las bombas de tornillos, del centro del eje al centro del cojinete. En la figura 3.22 se aprecian las distintas partes de la bomba de tres tornillos, indicando cada una de éstas. En la figura 3.23 se aprecia la orientación de las fuerzas en el rotor de la bomba de tornillo.

65

Fig. 3.21. Excentricidad en bombas tornillos

Fig. 3.22. Detalle de juego de rotor

EJE

COJINETE

e= EXCENTRICIDAD

DEL CENTRO DEL EJE AL CENTRO DEL COJINETE

PELÍCULA DE FLUIDO POR ÁREA = “L”

66

Fig. 3.23. Diagrama de fuerzas en juego de rotor

Fig. 3.24. Dirección de fuerzas en juego de rotor

COJINETES DE APOYO

67

Esto es completamente diferente al diseño de dos rotores, común en el tipo sincronizado o de dos tornillos, en donde las fuerzas hidráulicas generadas dentro de la bomba originan cargas flexionantes de importancia sobre los pares de tornillos interengranados. En contraste con las bombas de dos tornillos, las bombas de tres tornillos con su ausencia de engranes de sincronización y cojinetes, parece muy simple, pero su éxito depende completamente de la precisión y el acabado de las roscas del rotor y de los agujeros del alojamiento para el rotor. Para la manufactura de estas partes se han desarrollado técnicas especiales y máquinas-herramientas especiales también. La combinación de simplicidad de diseño y técnicas de manufactura, han permitido que este diseño se use en longitudes muy grandes de rotor, con una multiplicidad de ajustes de sellado, para aplicaciones hasta de 5000 psi. Los rotores se hacen, generalmente, de hierro dúctil o gris, o bien de acero al carbón. Las superficies de las roscas con frecuencia se endurecen para dar resistencia a la alta presión y a la abrasión. También se utiliza el endurecimiento a la flama, el endurecimiento por inducción y el nitrurado. En algunas aplicaciones críticas se puede usar el endurecimiento completo en acero para herramientas o el acero inoxidable. Los alojamientos para el rotor o las camisas o revestimientos se hacen de hierro perlítico gris, bronce o aleación de aluminio. En muchos casos, tanto los agujeros como los rotores pueden tratarse mediante la aplicación de lubricante en seco o revestimientos tenaces. Las carcasas de las bombas se hacen de hierro gris, hierro dúctil o acero fundido, en donde los requerimientos de choque o de seguridad así lo exigen. En muchos casos se emplea un cojinete antifricción sobre el extremo del eje del rotor conducido. Se usa para proporcionar la colocación precisa del eje para un sello mecánico y un alineamiento del acoplamiento. Este cojinete puede ser externo, sellado con grasa o del tipo interno en el cual el líquido bombeado proporciona la lubricación. También actúa como soporte de las cargas voladas de las bandas o trenes de engranes. • Sellos Como en cualquier bomba rotatoria, el arreglo de los sellos para los ejes es muy importante y con frecuencia, crítico. Todo tipo de sello rotatorio ha sido utilizado en las bombas de tornillo una u otra vez. Todos los tipos de bombas requieren por lo menos un sello rotatorio sobre el eje motriz. Las bombas de dos tornillos, con sincronización externa y cojinetes, requieren de sellos adicionales en cada extremo del rotor para separar el líquido bombeado del aceite de lubricación necesario para los engranes y cojinetes. Para los ejes motrices se usan sellos mecánicos, así como estoperos o empaques, dependiendo del fabricante y/o la preferencia del cliente. Los arreglos dobles de respaldo se usan a veces con un líquido de lavado, para sustancias muy viscosas o corrosivas.

68

3.4.2.3 - Bombas de dos tornillos

Generalmente, las bombas de dos tornillos son más costosas de construir que las bombas de tres tornillos, sin tener un uso mucho más extensivo. Ellas, sin embargo, pueden ser utilizadas en muchas aplicaciones y se tendrán mejores resultados que si se utilizaran otros tipos de bomba. Son especialmente utilizadas en aplicaciones donde existe muy baja presión disponible en la succión, especialmente si el caudal requerido es alto. Presentan como particularidad la capacidad de bombeo de fluidos corrosivos, como el agua, esto debido a que los tornillos no se encuentran en contacto. Luego, los servicios que estas bombas realizan son muy similares a las bombas de tres tornillos como por ejemplo: bombeo de crudo en oleoductos, refinerías, procesamiento de productos viscosos, procesamiento de fibras sintéticas, descarga de barcazas, transferencia de combustible, también en aplicaciones como fabricación de adhesivos, procesamiento de explosivos de nitrocelulosa, bombeo de crudo con alto contenido de agua, bombas multifases para el bombeo de mezclas crudo/gas, bombeo de limpieza con productos livianos en procesos calientes, carga y descarga con agua de lastre como uno de los fluidos, servicio de “stripping” en tanques, donde el contenido de aire puede ser alto y la producción de pulpa de papel necesite bombear mas de 10% de sólidos. • Diseño y operación Las bombas de dos tornillos también conocidas como de tipo sincronizado, en su gran mayoría son de doble succión. (ver Fig. 3.25). Fig. 3.25. Bomba de dos tornillos de doble succión

ENGRANES DE SINCRONIZACION

69

Al presentar arreglos opuestos, las fuerzas hidráulicas axiales generadas se compensan debido a su simetría. Presentan claros radiales, al no estar en contacto el rotor con el tornillo, y claros de raíz o flancos, al no estar en contacto los rotores. Esto es una ventaja para poder manejar fluidos corrosivos. Para una mejor ilustración de cómo es que se forman estos claros, visualizar la figura 3.26. Fig. 3.26. Claros en bombas de dos tornillos

CLAROSCLAROSCLAROS

RaízRaízRadialRadial

FlancosFlancos

Las fuerzas radiales en una bomba de dos tornillos debido al diferencial de presión son ilustradas en la siguiente figura 3.27. Dichas fuerzas se distribuyen uniformemente a lo largo de los tornillos de la bomba, causando una deflexión ( )y en cada claro. Una deflexión muy grande necesita tener claros más grandes, originando mayores fugas o una menor eficiencia volumétrica, entonces la deflexión debe ser mínima para evitar los daños alrededor del cuerpo de la bomba y evitar que los esfuerzos de fatiga produzcan una rotura del eje. La ecuación 3.7 es la correspondiente a la deflexión en los claros de la bomba. Dicha ecuación es simplificada, y en la práctica debe cumplir para cualquier modificación del eje y tornillos a lo largo del rotor.

(3.7)

radialclaroIEc

LFy <

⋅⋅⋅=

3

70

Donde: F: Resultante de las fuerzas hidráulicas. (N) L: Espesor del cojinete. (m) c: Constante. E: Módulo de elasticidad del material del eje.(GPa) I: Momento de inercia del eje. ( )4m Fig. 3.27. Fuerzas radiales en bomba de dos tornillos

Además, este tipo de bombas cuenta con engranes de sincronización y cojinetes de apoyo del rotor, los cuáles pueden ser de arreglos internos y externos. Las de arreglo interno tienen tanto los engranes como los cojinetes localizados dentro de la cámara de bombeo y es relativamente simple y compacta. (ver Fig. 3.28), por lo tanto queda restringida, generalmente, al manejo de fluidos lubricantes limpios que sirven como único medio de lubricación para los engranes sincronizados y los cojinetes. Fig. 3.28. Bomba con engranes de sincronización interno

71

El arreglo de sincronización externa es el más popular y el más extensamente usado. Tiene tanto los engranes sincronizados como los cojinetes de soporte del rotor colocados fuera de la cámara de bombeo. (ver Fig. 3.29). Este tipo de arreglo puede manejar un abanico de fluidos, tanto lubricantes como no lubricantes y con una adecuada selección de materiales, se logra una buena resistencia a la abrasión. Los engranes de sincronización y los cojinetes están lubricados en un baño de aceite de una fuente externa. Este arreglo requiere el uso de cuatro estoperos o sellos mecánicos, en oposición al tipo interno, que emplea sólo sello para el eje. Fig. 3.29. Bomba con engranes de sincronización externo

Los engranes de sincronización generalmente son helicoidales o de espina de pescado y de acero endurecido, con perfiles de dientes diseñados para una transmisión eficiente, suave y positiva de los rotores. También se utilizan engranes sincronizados de fundición de hierro. Los rodamientos radiales antifricción son normalmente del tipo de rodillos para trabajo pesado, mientras que los cojinetes de empuje que sujetan los rotores axialmente pueden ser tanto del tipo de doble hilera, de empuje de bolas, o del tipo de rodillos esféricos. El alojamiento puede proporcionarse en una variedad de materiales que incluyen la fundición de hierro, el hierro dúctil, la fundición de acero, el acero inoxidable, el metal monel y el nitraloy. El diámetro exterior de los rotores también se puede suministrar con revestimientos endurecidos que incluyen el carburo de tungsteno, el óxido de cromo y la cerámica.

3.4.3 - Comportamiento

Las consideraciones de comportamiento de las bombas de tornillo están íntimamente relacionadas con las aplicaciones, así que cualquier análisis cubrirá ambos puntos de vista. En la aplicación de las bombas de tornillo hay ciertos factores básicos que hay que considerar para asegurar una instalación exitosa. Estos son fundamentalmente los mismos, independientemente de los líquidos que se manejen o las condiciones de bombeo.

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En cualquier aplicación de las bombas de tornillo, indistintamente del diseño, la presión o elevación de succión, la viscosidad y la velocidad son determinantes, ya que dichos parámetros son dependientes entre sí, siendo necesario su conocimiento. 3.4.3.1 - Condiciones en la admisión La clave para obtener un buen comportamiento de una bomba de tornillo, así como de cualquier otra bomba de desplazamiento positivo, radica en la compresión y el control de las condiciones en la admisión y los correspondientes parámetros de velocidad y viscosidad. Para asegurar una operación suave y eficiente, es necesario llenar completamente con líquido las cavidades en movimiento entre las roscas del rotor cuando se abren en la entrada. Esto se vuelve más difícil a medida que la viscosidad, la velocidad o la elevación de succión aumentan. Debe recordarse que una bomba no jala o levanta el líquido dentro de sí. Debe existir alguna fuerza externa para empujar el líquido hacia las roscas del rotor inicialmente. Normalmente, la presión atmosférica es la única presente, pero hay algunas aplicaciones en las que se dispone de una presión positiva de entrada. Naturalmente que mientras más viscoso es el líquido, la resistencia al flujo es mayor y consecuentemente la velocidad para llenar las cavidades en movimiento de las roscas en la entrada es menor. Por el contrario, los líquidos ligeramente viscosos fluirán muy rápidamente y llenarán rápidamente las roscas del rotor. Es obvio, que si los elementos del rotor se mueven demasiado a prisa, el llenado será incompleto y se tendrá una reducción en la entrega. Para obtener un llenado completo, la velocidad de flujo del líquido en los elementos de bombeo debe ser siempre mayor que la velocidad de viaje de la cavidad. En la tabla 3.1, se muestran ejemplos de límites de velocidad axial interna segura, encontrados por la experiencia de un fabricante de bombas de tornillo para diversos líquidos y viscosidades de bombeo, tan sólo con la presión atmosférica disponible a la entrada de la bomba. Tabla 3.1. Viscosidades y velocidades de distintos líquidos.

Líquido Viscosidad (SSU) Velocidad ( pies/s)

Aceite diesel 32 30 Aceite lubricante 1000 12

Aceite combustible N°. 6 7000 7 Celulosa 60 000 0.5

Así es bastante aparente que la velocidad de la bomba se debe seleccionar para satisfacer la viscosidad del líquido que se va a bombear. La velocidad de rotación de la bomba está directamente relacionada con la velocidad axial interna, la que a su vez es una función del paso de la rosca del tornillo. El paso es el avance que se hace a lo largo de un hilo de la rosca durante una revolución completa del rotor conducido, medido a lo largo del eje. En otras palabras, es la distancia recorrida por la cavidad en movimiento, en una revolución completa del rotor conducido.

73

3.4.3.2 - Los fluidos y la presión del vapor En muchos casos, las bombas de tornillo manejan una mezcla de líquidos y gases y por lo tanto, el término “fluido” es más descriptivo. La mayoría de estos fluidos, especialmente los productos del petróleo, debido a su naturaleza compleja, contienen ciertas cantidades de aire o gas disuelto o atrapado que se desprende como vapor cuando el fluido se somete a presiones reducidas. Si la caída de presión requerida para vencer las pérdidas en la entrada es suficiente para reducir significativamente la presión estática, los vapores se liberan en las cavidades del rotor y se presenta la cavitación. La presión de vapor es una propiedad clave de los fluidos que debe reconocerse y considerarse con sumo cuidado. Esto sucede con los productos volátiles, producto del petróleo, tales como: la gasolina, la cual tiene una presión de vapor muy baja. En todas las aplicaciones de bombas de tornillo no debe permitirse nunca que la presión estática absoluta caiga debajo de la presión de vapor de fluido, evitando de esta forma la ebullición y el desprendimiento de los gases, lo que originaría la cavitación. Como ya hemos mencionado en capítulos anteriores, la cavitación se origina cuando ocurre la vaporización del fluido en la entrada de la bomba debido al llenado incompleto de los elementos de la bomba y a una reducción en la presión. Bajo estas condiciones, las burbujas de vapor que cruzan la bomba se rompen a medida que cada cavidad en movimiento se abre hacia la presión de descarga. Esto trae como consecuencia vibraciones ruidosas, cuya severidad depende del grado de vaporización o llenado incompleto y de la magnitud de presión de descarga. También hay una consecuente reducción en la entrega, por lo tanto, es muy importante tomar en consideración las características tanto del aire disuelto o atrapado, como de la presión de vapor del fluido que se va a manejar, especialmente cuando existe una elevación de succión. 3.4.3.3 - Aire atrapado y disuelto Como se mencionó anteriormente un factor al que hay que dar mucha consideración es la posibilidad que haya aire o gas atrapado en el líquido a bombear. Esto ocurre en instalaciones donde hay recirculación y el fluido está expuesto al aire, ya sea por agitación mecánica, fugas o por la instalación inadecuada de las líneas de drenaje. La mayoría de los líquidos disuelven el aire o el gas, reteniéndolo en solución, dependiendo la cantidad del mismo líquido y de la presión a la que está sujeto. Por ejemplo, se sabe que los aceites lubricantes bajo condiciones atmosféricas de temperatura y presión disolverá hasta el 10% de volumen de aire y que la gasolina disolverá hasta el 20%. Cuando existen presiones debajo de la atmosférica en la entrada de la bomba, el aire disuelto saldrá de la solución. Tanto éste, como el aire atrapado se expandirán en proporción a la presión absoluta existente. Asimismo, el aire expandido ocupará una parte proporcional del volumen disponible de las cavidades en movimiento, con una reducción en la capacidad entregada.

74

Uno de los efectos aparentes del manejo de líquidos que contienen aire o gases atrapados o disueltos, es la operación ruidosa de la bomba. Cuando tal condición ocurre, normalmente se descarta como “cavitación” y se deja trabajar en esas condiciones. En sistemas y bombas diseñados adecuadamente, se puede lograr y se debe esperar una operación libre de vibraciones. Una operación ruidosa es ineficiente, deben tomarse medidas para hacer las correcciones y eliminar las condiciones inadecuadas de la operación. La selección adecuada del tamaño y diseño de la bomba, así como la velocidad correcta pueden ser el camino para vencer el problema. 3.4.3.4 - Viscosidad No es frecuente que una bomba maneje líquidos a viscosidad constante. Normalmente, debido a las variaciones de temperatura, se encontrará un gran rango de viscosidades, de acuerdo al fluido que se transportará. La mayor viscosidad, normalmente, es la que corresponde a las condiciones de arranque en frío. El rango de viscosidades máxima y mínima de trabajo es perfectamente satisfactoria, aunque se puede hacer una mejor y más económica selección de la bomba si se puede obtener información referente a tales cosas como el tiempo que la bomba va a trabajar a mayor viscosidad, si el motor se puede sobrecargar temporalmente, si se puede utilizar un motor de velocidad múltiple o si la presión de descarga se puede reducir durante el período de alta viscosidad. La viscosidad máxima esperada y la presión de succión son las que determinan el tamaño de la bomba y fijan la velocidad. La mínima viscosidad determina la capacidad. Las bombas de tornillo deben seleccionarse siempre para dar la capacidad específica cuando manejan la viscosidad mínima esperada, puesto que éste es el punto en el cual ocurre el máximo deslizamiento y, por lo tanto, la mínima capacidad. (ver figura 3.30). Además, la viscosidad mínima determina con frecuencia la selección del modelo de la bomba, ya que muchos fabricantes presentan características especiales de baja presión para manejar líquidos con viscosidades menores a 100 SSU. Fig. 3.30. Curva de comportamiento [1]

Curva de comportamiento carga-capacidad con la viscosidad como parámetro, para

dos velocidades

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3.4.3.5 - Líquidos no-newtonianos La viscosidad de la mayoría de los líquidos, como por ejemplo, el agua y el aceite mineral no se ven afectadas por la agitación o el corte a que puedan estar sujetos, en tanto la temperatura permanezca constante. A estos líquidos se les conoce como “verdaderos” o “newtonianos” porque siguen la definición de viscosidad de Newton. Sin embargo, hay otra clase de líquidos, como los compuestos celulósicos, los pegamentos, las grasas, las pinturas, las pastas, etc. que muestran cambios en la viscosidad cuando se varía la agitación a temperatura constante. La viscosidad de estas sustancias dependerá del grado de corte al cual se mida y estos fluidos se denominan “no-newtonianos”. Si se sabe que una sustancia es “no-newtoniana”, debe determinarse la viscosidad esperada bajo las condiciones reales de bombeo, ya que puede variar notablemente la viscosidad bajo condiciones estáticas. Puesto que las sustancias “no-newtonianas” pueden tener un número ilimitado de valores de viscosidad (a medida que se varía el grado de corte), el término “viscosidad aparente” se usa para describir sus propiedades viscosas. La viscosidad aparente se expresa en unidades absolutas y es una medida de resistencia al flujo a un grado de corte dado. Tiene significado sólo si se da también el grado o velocidad de corte. Por ejemplo, en la industria manufacturera de grasa se conocen muy bien las propiedades “no-newtonianas” de sus productos, lo cual se comprueba con las numerosas curvas que se han publicado, en donde se grafica la “viscosidad aparente” contra la “velocidad de corte”. Es rara la ocasión en que se puede obtener información precisa sobre la viscosidad cuando se necesita seleccionar una bomba para el manejo de esa sustancia. 3.4.3.6 - Velocidad Ya se estableció previamente que la viscosidad y la velocidad están íntimamente ligadas y que no es posible considerar una sin la otra. Aunque la velocidad de rotación es el último resultado a tomar en cuenta, la velocidad básica que el fabricante debe considerar es la velocidad axial interna del líquido pasando a través de los rotores. Esta es una función del tipo de bomba, diseño y tamaño. La velocidad de rotación debe reducirse cuando se manejan líquidos de alta viscosidad. Las razones son no sólo la dificultad para llenar los elementos de bombeo, sino también las pérdidas mecánicas que resultan de la acción del corte de los rotores en la sustancia que se maneja. La reducción de estas pérdidas es con frecuencia más importante que las velocidades relativamente altas, aunque las últimas pudieran ser posibles debido a las condiciones de admisión positiva. 3.4.3.7 - Capacidad La capacidad real entregada de cualquier bomba de tornillo, como se dijo anteriormente, es la capacidad teórica menos las fugas internas o deslizamiento cuando se manejan líquidos libres de vapor.

76

La capacidad real entregada de cualquier bomba rotativa específica se reduce a: • Disminución en la velocidad. • Disminución en las viscosidades. • Aumento en la presión diferencial. La velocidad real siempre debe conocerse, con frecuencia difiere algo de la especificación nominal o de placa. Este es el primer punto que hay que revisar y verificar al analizar cualquier comportamiento de las bombas. Es sorprendente la frecuencia con que la velocidad se supone en forma incorrecta. Debido a los claros internos entre los rotores y su alojamiento, las bajas velocidades y las altas presiones aumentan el deslizamiento, lo que resulta en una capacidad reducida para una velocidad dada. El impacto de estas características puede variar ampliamente para los diversos tipos de bombas. El deslizamiento, sin embargo, no se afecta en forma medible por los cambios en la velocidad y así resulta en un pequeño porcentaje del flujo total con el uso de velocidades altas. Este es un factor muy importante en el manejo de viscosidades ligeras a grandes presiones, particularmente en el caso de las bombas de tres tornillos, las que favorecen la alta velocidad para mejores resultados y mejor eficiencia volumétrica. Este, generalmente, no es el caso con las bombas que tienen límites de velocidad en los cojinetes de apoyo. La eficiencia volumétrica de la bomba ( )vη se calcula así:

(3.8)

Como ya se dijo anteriormente, la capacidad teórica de una bomba tornillo es una función que varía directamente con el cubo del diámetro nominal. El deslizamiento, sin embargo, varía aproximadamente con el cuadrado del diámetro nominal. Por lo tanto, para una velocidad y geometría constante, el duplicar el tamaño del rotor traerá como consecuencia un incremento de ocho veces la capacidad teórica y sólo cuatro veces el aumento en el deslizamiento. Se deduce, en consecuencia, que la eficiencia volumétrica mejora rápidamente con un incremento en el tamaño del rotor. Por otra parte, el cambio de viscosidad afecta al deslizamiento inversamente a alguna potencia que se ha determinado empíricamente. Utilizando un índice de potencia de 0.5, se obtiene una aproximación aceptable de entre 100 a 10000 SSU. El deslizamiento varía directamente con, aproximadamente, la raíz cuadrada de la presión diferencial y un cambio de 400 a 100 SSU duplicará el deslizamiento de la misma manera que lo hará un cambio en la presión diferencial de 100 a 400 psi.

(3.9)

En la figura 3.31 se puede apreciar como se relacionan la capacidad y la eficiencia volumétrica con el tamaño de la bomba.

t

t

tv Q

SQ

Q

Q −==η

idadvispKS cos⋅=

77

Fig. 3.31. Capacidad y eficiencia volumétrica en función del tamaño de la bomba [1]

3.4.3.8 - Presión Las bombas de tornillo por sí mismas no originan presión, simplemente transfieren una cantidad de fluido del lado de entrada al lado de salida. La presión desarrollada en el lado de salida es tan sólo el resultado de la resistencia al flujo en la línea de descarga. La característica de la pérdida de un tipo y modelo de bomba es uno de los factores claves que determinan la gama aceptable de operación y, en general, está bien definido por el fabricante de la bomba.

78

3.4.3.9 - Potencia La potencia al freno que se requiere para mover una bomba de tornillo es la suma de la potencia líquida teórica y las pérdidas internas de potencia. La potencia líquida teórica es el trabajo real realizado para mover el fluido de su condición de presión a la entrada, hasta la salida a la presión de descarga. Cabe resaltar que este trabajo se realiza en todo el fluido de la capacidad teórica, no sólo en la capacidad entregada, ya que el deslizamiento no existe hasta que un diferencial de presión ocurre( )p∆ . Las características de potencia de las bombas de tornillo se expresan en función de potencia. La potencia hidráulica teórica se puede calcular en base al caudal teórico y al diferencial de presión como se muestra en la ecuación 3.10. pQktwhp t ∆⋅⋅= . (3.10)

Donde: twhp: potencia hidraúlica teórica (HP). k : constante de conversión a HP, igual a 0.000583.

tQ : caudal teórico ( )sm3 .

p∆ : diferencial de presión (Pa). Debe notarse que la potencia hidráulica teórica es independiente de la viscosidad y es sólo función de las dimensiones físicas de los elementos de bombeo, la velocidad de rotación y la presión diferencial. Las pérdidas internas de potencia son de dos tipos: mecánica y viscosas. Las pérdidas mecánicas incluyen toda la potencia necesaria para vencer el arrastre de la fricción mecánica de todas las partes en movimiento dentro de la bomba, incluyendo los rotores, cojinetes, engranes, sellos mecánicos, etc. Las pérdidas por viscosidad incluyen toda la pérdida de potencia originada por los efectos de arrastre del fluido viscoso contra todas las partes dentro de la bomba, así como de la acción de corte del mismo fluido. Es probable que la pérdida mecánica sea el mayor componente cuando se opera a bajas viscosidades y altas velocidades, mientras que las pérdidas por viscosidad son mayores en condiciones de alta viscosidad y baja velocidad. En general, las pérdidas para un tipo y tamaño de la bomba, varían con la viscosidad y la velocidad de rotación y pueden o no ser afectadas por la presión, dependiendo del tipo y modelo de bomba bajo consideración. Estas pérdidas, sin embargo, deben estar siempre basadas en la máxima viscosidad que debe manejarse, puesto que serán la más altas en este punto. La potencia de salida real (twhp), o potencia hidráulica entregada, es la potencia que se entrega al líquido por la bomba a la salida. Se calcula en forma similar a la potencia líquida teórica, usando Q en vez de tQ , por lo que el valor será siempre menor.

La eficiencia de la bomba ( )η es la relación de la potencia de salida de la bomba a la

potencia al freno (ver Fig. 3.32).

79

Fig.3.32. Curvas comunes de eficiencia total [1]

3.4.4 - Aplicaciones especiales multifásicas Las bombas de tornillo han sido utilizadas durante muchos años en aplicaciones con fluidos líquidos, sin embargo en estos últimos tiempos se ha notado que muchos fluidos son de origen multifásico (contienen cierta cantidad considerable de gases). En muchos de estos casos, se separaban los diversos contenidos que presentaba el fluido y se procesaban para solamente obtener el producto líquido y de esta manera ser bombeado sin problemas. Se requerían separadores, compresoras y tuberías duales para poder manejar este tipo de fluidos. Al tener una bomba tornillo se pueden ahorrar costos significativos de operación e inclusive de mantenimiento. Bajo diversas condiciones, una salida óptima de bombeo puede variar desde 100% líquido hasta 100% gas y todas las posibles combinaciones. Las aplicaciones también requieren que el equipo de bombeo se encuentre disponible para manejar los “slugs” o aceleración másica del líquido o gas, mientras se mantiene la presión total de descarga. Dentro de las diversas aplicaciones de este tipo de bombas se tiene las instalaciones por debajo del mar, las cuales están siendo utilizadas para reducir los elevados costos de equipo y operación de las tradicionales plataformas petroleras. En estas aplicaciones, el equipo de bombeo es montado sobre la superficie del mar con tuberías a través de la costa, brindando así múltiples facilidades.

80

La clave para el bombeo de productos multifásicos es asegurar que cierta cantidad de líquido esté siempre disponible para poder sellar los claros de los tornillos y reducir las fugas. Inclusive una pequeña cantidad de líquidos es recirculado para mantener siempre llenos los claros y permitir que la bomba de tornillo opere con un buen rendimiento volumétrico. Dependiendo en un número determinado de factores, el volumen de líquido recirculado necesario para sellar y enfriar los tornillos, pueden ir entre 3 y 6 % del caudal nominal a la que trabaja la bomba. [2] 3.4.5 - Instalación y operación

El comportamiento y vida de las bombas rotativas puede mejorarse en la práctica siguiendo las recomendaciones sobre la instalación y la operación dadas a continuación: a. Tamaño de la tubería La resistencia al flujo se origina por diferencias en elevación, resistencias fijas de las restricciones, tales como los orificios y la fricción en las tuberías. Acerca de lo primero, nada puede hacerse, puesto que ésta es la razón básica para la utilización de una bomba. Sin embargo, algo puede hacerse acerca de las restricciones y la fricción en las tuberías. Es cierto que no toda la fricción en las tuberías se puede eliminar, ya que los fluidos deben manejarse de esta manera, pero debe hacerse todo el esfuerzo para utilizar el mayor tamaño de tubería que sea económicamente factible. Existe un sinnúmero de tablas, a partir de las cuales se pueden calcular las pérdidas por fricción en cualquier combinación de tuberías; dentro de estas se puede mencionar al Manual de Fricción en las tuberías (“Hydraulic Institute Pipe Friction Manual”). Antes de realizar cualquier instalación, el costo de la tubería de gran tamaño que originará presiones más bajas en las bombas deberá compararse o equilibrarse cuidadosamente contra el costo de una bomba menos costosa, de un motor más pequeño y de un ahorro en potencia sobre la vida esperada del sistema. b. Cimentación y alineamiento La bomba debe colocarse sobre cimentos sólidos y nivelados, fácilmente accesible para la inspección y reparación. Es esencial que el eje motriz y el conducido estén en perfecto alineamiento. La recomendación del fabricante sobre la excentricidad y paralelismo debe seguirse siempre y verificarse ocasionalmente. c. Arranque En el caso de la succión debe preverse una conexión de cebado y debe colocarse una válvula de alivio, del 5% al 10% por encima de la presión máxima de trabajo en el lado de la descarga. [1]. Bajo condiciones normales de operación y con líneas de admisión completamente selladas y elementos de bombeo sumergidos, una bomba de tornillo es autocebante. El arranque de la unidad puede significar, simplemente, abrir las válvulas de succión y de descarga y arrancar el motor. Siempre es aconsejable cebar la unidad en el arranque inicial para mojar los tornillos. En las instalaciones nuevas, el sistema puede estar lleno de aire que hay que

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eliminar. Si esto no se hace, el comportamiento de la unidad será errático y en ciertos casos, el aire en el sistema puede impedir el bombeo de la unidad. El cebado de la bomba consistirá de preferencia en llenar, no sólo la bomba con fluido, sino también la línea de succión si es posible. El lado de la descarga de la bomba debe ventearse en el arranque inicial. El venteo es esencial, especialmente en donde la línea de succión es larga o donde la bomba está descargando contra presión en el sistema en el arranque. Si la bomba no descarga después del arranque, la unidad debe pararse inmediatamente. Después, la bomba debe cebarse y tratar de arrancarla de nuevo. Si aún así no jala líquido rápidamente, puede deberse a una fuga en la línea de succión o el problema pudiera atribuirse a una excesiva elevación de succión debido a una obstrucción, a una válvula estrangulada o a algunas otras causas. Instalando un manómetro en dicha línea se ayudará a localizar el problema. Una vez que la bomba de tornillo está en servicio, deberá continuar operando satisfactoriamente, sin prácticamente ninguna atención más que una inspección ocasional del empaque o sello mecánico para verificar si hay fuga excesiva y una inspección periódica para atender que el alineamiento se mantenga dentro de límites razonables. d. Operación ruidosa En caso en que la bomba empiece a producir ruido después de una operación satisfactoria, podría indicar una excesiva elevación de succión debido al líquido frío, aire en el líquido, desalineamiento en el acoplamiento, desgaste excesivo, etc. e. Abrasivos Puesto que las bombas de tornillo dependen de claros cerrados para una acción de bombeo adecuada, el manejo de líquidos abrasivos normalmente originará un rápido desgaste. Mucho progreso se ha logrado en el uso de materiales más duros y más resistentes a la abrasión para los elementos de bombeo, de manera que pueda realizarse un buen trabajo en algunos casos. Sin embargo, no se puede decir que el comportamiento es siempre satisfactorio cuando se manejan líquidos excesivamente cargados con materiales abrasivos. En general, las bombas de tornillo no deberían usarse para el manejo de fluidos con estas características, a menos que se acepte de antemano una vida corta de la bomba y una frecuencia mayor de reemplazo.

Capítulo IV

Situación actual de los equipos de bombeo en la Estación N° 0111

4.1 - Introducción Como se mencionó en el primer capítulo, las consideraciones de diseño fueron realizadas para unas condiciones que no se asemejan a las condiciones actuales de funcionamiento en todo el Oleoducto Nor Peruano. El Tramo I fue diseñado para bombear un caudal de petróleo crudo de 250 MBPD con las siguientes características: Gravedad API : 24.85 Peso específico : 0.905 Viscosidad @ 18° C : 52 cSt En la actualidad, en la Estación N ° 01 se recibe la producción del Lote 08 y el Residual Primario de la Refinería Iquitos. El bombeo es realizado mediante “batches” debido a los distintos tipos de crudos que son transportados. Actualmente, los distintos tipos de crudos que son bombeados por el Tramo I presentan las siguientes características, mostradas en la tabla 4.1.

11 Este capítulo ha sido desarrollado en base a las referencias [6] y [15].

84

Tabla 4.1. Tipos de crudo en Estación N° 01

Procedencia API

Densidad

3mkg

Viscosidad en cSt

a 22.5°C12

Volumen mensual a transportar

Barriles Metros cúbicos

Mezcla Yanayacu y Residual Maquila

21.79 923.1 334.53 142 000.00 22 575.52

Mayna Pesado 24.65 906.2 146 100 000.00 15 898.25 Residual Petroperú 21.08 927.4 1200 136 000.00 21 621.62

Total de crudo a transportar desde Estación 1 378 000.00 60 095.39 El volumen promedio diario total de hidrocarburo que se produce en el Lote 08 es de 17 MBPD, de los cuáles 13 MBPD son enviados hacia la Estación 5. Tanto la producción como la calidad del crudo bombeado está disminuyendo progresivamente respecto de las condiciones de diseño según la información técnica existente y la experiencia operativa, lo que ocasiona que las actuales Motobombas centrífugas operen con rendimientos muy bajos, conllevando a generar elevados costos de operación y mantenimiento. Se presenta a continuación los pronósticos de producción en el Lote 08 en los próximos años. (ver Fig.4.1) Fig.4.1. Pronósticos de producción de Lote 08

05.000

10.00015.00020.00025.000

BP

D

Años

Producción

LOTE 08

(Elaboración propia)

12 Se calculó la viscosidad a esta temperatura mediante pruebas de laboratorio.

85

4.2 - Descripción del equipo actual de bombeo

En las tablas 4.2, 4.3 y 4.4, se detallan los equipos de bombeo actuales que se tienen en Estación N° 01. � Motobomba 1 MB-1 Tabla 4.2.Características de la motobomba 1 MB-1

MOTOR CATERPILLAR MODELO D-398 POTENCIA (HP) 825 VELOCIDAD (rpm) 1200 BOMBA BINGHAM MODELO MSD 8x10x3A ETAPAS 3 VELOCIDAD (rpm) 3600 CAUDAL (GPM) 750

� Turbobomba 1 GT-2 Tabla 4.3.Características de la turbobomba 1 GT-2

TURBINA ROUSTON MODELO TA1750 POTENCIA (HP) 1600 VELOCIDAD (rpm) 1200 BOMBA BINGHAM MODELO MSD 8x10x3A ETAPAS 3 VELOCIDAD (rpm) 3600 CAUDAL (GPM) 2590 � Caja de cambios Tabla 4.4.Características de la caja de cambios

MARCA LUFKIN TAMAÑO TA1750 RATIO 3 FACTOR DE SERVICIO 0.95 VELOCIDAD DE ENTRADA (rpm) 1206 POTENCIA (HP) 1385 CAPACIDAD (galones) 33 La operación normal de bombeo se realiza con la motobomba centrífuga 1MB1, teniendo como equipo de reserva a la turbobomba en caso se de mantenimiento de una de ellas o por inventarios altos de crudo.

86

Existen dos electrobombas de inyección o refuerzo conocidas como “booster”, las cuáles dan una presión de succión constante en los equipos de bombeo. Este dato es importante para los cálculos posteriores. 4.3 - Bombeo de crudos pesados con las actuales bombas centrífugas 4.3.1 - Simulación hidráulica del Tramo I Para poder realizar un estudio detallado del comportamiento de las bombas centrífugas se ha implementado una simulación hidráulica en una hoja de Excel, adjuntada en el Anexo III. Esta simulación obtiene la presión de descarga del equipo de bombeo, así como la presión máxima a admitir en la línea. Dicha simulación ha sido realizada en base a las siguientes hipótesis: a) Solo se consideraron pérdidas longitudinales por fricción, despreciando los accesorios

que no influyen notoriamente en las pérdidas totales debido a la longitud del tramo.

b) Los datos de presiones de succión y de llegada a la Estación N° 05 han sido obtenidas en campo.

c) Las viscosidades son las mencionadas anteriormente y fueron debidamente

examinadas en laboratorio para obtener los valores mencionados. 4.3.1.1 - Descripción general La simulación representará el funcionamiento del Tramo I, el cuál será analizado punto a punto hasta el fin del tramo. En cada uno de esos puntos se obtendrán los principales parámetros hidráulicos y serán comparados con los de la tubería con la finalidad de comparar y sacar conclusiones respecto al sistema simulado. Los principales parámetros en consideración son los siguientes: a) Presión máxima admisible de la tubería En este caso se le da un factor de seguridad del 72 % de la presión máxima admisible, debido a criterio y recomendación del diseñador de dicho tramo. Dicha presión máxima admisible viene determinada por la siguiente fórmula:

[5] (4.1)

g

tP

tuberia

fluencia

⋅⋅⋅⋅

=φρσ2

max

87

Donde:

fluenciaσ ( 2mN ) : Esfuerzo de fluencia del material de la tubería.

t (mm) : Espesor de la tubería. ρ ( 3m

kg ): Densidad del fluido a transportar.

tuberiaφ (mm): Diámetro externo de la tubería.

g ( 2sm ): Aceleración de la gravedad.

Dicha presión es manométrica, para obtener presión absoluta hay que añadirle la altura geodésica o topográfica a lo largo del tramo de la tubería. b) Número de Reynolds Se calcula para determinar el régimen en que se encuentra el flujo y en base a eso poder determinar las pérdidas por fricción de la tubería. Para el detalle del cálculo de este parámetro ver el Apéndice A, apartado A.2.6. c) Coeficiente de fricción Es necesario para poder calcular las pérdidas por fricción. El procedimiento de cálculo se puede encontrar en el Apéndice A, apartado A.2.7 d) Pérdidas de presión Solo serán consideradas las pérdidas primarias, las secundarias serán despreciadas debido a la longitud del tramo. Para mayor detalle e información del cálculo ver Apéndice A, apartado A.2.8 e) Presión absoluta de bombeo La presión absoluta de bombeo es la presión mínima necesaria para poder vencer las pérdidas de presión en la tubería y poder llegar al punto final del tramo. Dicha presión, al igual que los demás cálculos en la simulación, es calculada punto por punto y se encuentra representada por la siguiente ecuación.

llegadaatopograficbombeo ppérdidashh ++= (4.2)

Donde:

bombeoh (m) : Altura de presión en bombeo.

atopografich (m) : Altura topográfica o geodésica a lo largo del tramo.

Pérdidas (m) : Pérdidas de presión por cada punto del tramo.

llegadap (m) : Presión de llegada, definida por el usuario, al final del tramo.

88

f) Presión en la tubería Para determinar la presión en la tubería no se usan presiones absolutas, por lo tanto, consiste en quitarle la altura geodésica o topográfica a la altura de presión en bombeo, quedando lo siguiente. Es la presión de bombeo manométrica.

(4.3)

Donde:

bombeoh (m) : Altura de presión en bombeo.

atopografich (m) : Altura topográfica o geodésica a lo largo del tramo.

tuberiap (m) : Presión manométrica en la tubería.

g) Presión de descarga La presión de descarga es la presión que va a necesitar el equipo de bombeo para poder llevar el líquido en el tramo. Es calculada como la presión en la tubería del primer punto, es decir, en el inicio del Tramo.

(4.4)

Donde:

adescp arg (m) : Presión necesaria por el equipo de bombeo.

4.3.1.2 - Cálculos hidráulicos Ya se ha descrito el funcionamiento de la hoja de cálculo que realiza la simulación hidráulica en el Tramo I, inmediatamente se procede a realizar el cálculo de los principales parámetros hidráulicos que aparecen mostrados en el anexo III. 4.3.1.2.1 - Datos de entrada a) Selección de caudal Para la selección del caudal óptimo para el bombeo en dicho tramo se tomarán en cuenta los pronósticos de producción de crudo en el Lote 08, teniendo en cuenta el número de días de bombeo necesarios para adquirir un equilibrio entre producción y caudal a elegir. En el Anexo IV se muestra un estudio de los pronósticos de producción, así como los días operativos necesarios de bombeo para los distintos caudales a bombear. Actualmente, se bombea a un caudal de 17 MBPD, y de acuerdo a los pronósticos de producción se hará un análisis hidráulico del tramo entre 17 MBPD y 20 MBPD que son los óptimos de acuerdo a los días operativos de bombeo por mes.

atopograficbombeotuberia hhp −=

tuberiaadesc pp =arg

89

b) Datos de la instalación El Tramo I presenta una longitud de 306 km y alturas de elevación mínima de 121.5 metros de agua y 275 metros de agua de elevación máxima. En la Tabla 4.5 se presenta el resumen de los datos de instalación. Tabla 4.5. Datos de Instalación

TRAMO I

Longitud de bombeo (km) 306 Altura de elevación (m) 121.5 - 275

c) Datos de tubería Toda la tubería es de acero y reúne los requerimientos establecidos en el “API Standard 5LX, Specifications for High-Test Line Pipe”. El material es de grado X-52 y presenta un límite mínimo a la fluencia de 52000 psi. El diámetro exterior es de 24 pulgadas con un espesor promedio de 6.35 mm, aunque presenta un tramo que el espesor es de 12.7 mm. Se toma un factor de seguridad del 72% para el cálculo de las presiones máximas admisibles en la tubería. En la tabla 4.6 se presenta el resumen de los datos principales de la tubería.

Tabla 4.6. Datos de tubería

DATOS DE TUBERÍA Esfuerzo de fluencia (psi) 52000

Esfuerzo de fluencia ( 2/ mN ) 3.59 810⋅ Porcentaje de trabajo 72% Diámetro (pulgadas) 24

Espesor promedio(mm) 6.35 d) Datos de los fluidos Los fluidos a bombear tienen las mismas características que los mencionados en el acápite 4.1 de este capítulo. e) Presiones en campo Para desarrollar la simulación es necesario tener los datos de presión tanto de succión como la de llegada al final del tramo que es en la Estación Nº 05. La presión de succión, como se mencionó anteriormente, es proporcionada por unas electrobombas de inyección que hacen que dicha presión sea constante para evitar la

cavitación de la bomba principal. Dicha presión es aproximadamente de 3 2cmkg .

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La presión de llegada a la Estación Nº 05 es determinada según el usuario, si se requiere una mayor presión de llegada lógicamente tendría que darse mayor descarga en el inicio

del bombeo. Es del orden de los 2 2cmkg .

En la tabla 4.7 se presenta las presiones obtenidas en campo. Tabla 4.7. Presiones obtenidas en campo

m 2cmkg

psi Presión de succión. 34.0 3.15 44.81

Presión de llegada de Estación Nº 05. 20.0 1.86 26.36 Todas las presiones en campo son datos obtenidos en cada Estación del Oleoducto Nor Peruano. 4.3.1.2.2 - Resultados Con los datos de entrada mencionados anteriormente se procedió a realizar la simulación para dos valores distintos de caudal y así poder visualizar el estado de las bombas centrífugas para cada caso analizado. En el Anexo III se presentan los resultados y gráficos detallados a lo largo del Tramo I y en la tabla 4.8 se describen las presiones de descarga obtenidas para los distintos caudales utilizados en el cálculo. Tabla 4.8. Presiones de descarga

Viscosidad máxima

(cSt)

Caudal Presión de descarga MBPD

GPM

hm3 sm3 2cmkg psi

1200 20 583.3 132.5 0.04 40.9 580.48 1200 17 495.8 112.6 0.03 37.25 529.09

En el Anexo III se puede observar que para los casos analizados, la presión de descarga es menor que la presión máxima admisible de la tubería. Por lo tanto, sí es posible realizar el bombeo por el tramo de 24 pulgadas, sin presentar problemas de sobrepresión en la tubería. 4.3.2 - Cálculo de las curvas características de las unidades de bombeo Como ya se mencionó anteriormente, el equipo principal de bombeo en la Estación Nº 01 es una bomba centrífuga accionada con un motor diesel.

91

Dicha bomba presenta unas curvas características dadas por el fabricante, las cuales se muestran en el Anexo V. Esas curvas fueron desarrolladas en base a los parámetros de diseño con los que se seleccionó dicho equipo de bombeo. Los parámetros de diseño han cambiado, teniendo como principales modificaciones la viscosidad de los crudos bombeados y la disminución de los caudales de bombeo, debido a la baja de producción en el Lote 08. Se sabe que las curvas de una bomba cambian a medida que la viscosidad del fluido a bombear cambia. Esos cambios lógicamente influyen en el rendimiento del equipo de bombeo, ya que al equipo le cuesta más bombear fluidos más viscosos. Para obtener las curvas características primero se debe corregir la curva de la bomba por viscosidad, en base a la curva original de la bomba presentada en el Anexo V. En dicha corrección se utilizaron los métodos expuestos en el capítulo II, con los que se obtienen los factores de corrección por viscosidad. Al tener bombeo mediante “batches”, se corrige la curva en base a la viscosidad más crítica que es de 1200 centistokes. En la tabla 4.9 se presentan los datos nominales iniciales considerados por el fabricante para la construcción de la curva original, así como la viscosidad a la que se va a corregir la curva inicial. Tabla 4.9.Datos del equipo de bombeo en Estación N º 01

Estación 1

Viscosidad (cSt) 1200

nH (metros) 411.5

nQ (MBPD) 73.7 Nº de etapas 3

Con los datos expuestos en la tabla 4.9 se obtienen los siguientes factores de corrección, que se muestran en la tabla 4.10. Dichos factores de corrección se encuentran utilizando los métodos mencionados en el capítulo II. Tabla 4.10.Factores de corrección por viscosidad

Viscosidad

(cSt)

ηC

QC

HC

0.6 nQ 0.8 nQ nQ 1.2 nQ

1200 0.462 0.866 0.921 0.895 0.867 0.834

En el Anexo V se determinan las curvas de la bomba, las cuales consisten en:

92

- Curvas Caudal vs Altura de la bomba corregida y sin corrección por viscosidad, así como la curva de instalación del sistema. (Para detalle de cómo se construye la curva de instalación, ver Apéndice A, apartado A.2.11).

- Curvas Caudal vs Eficiencia de la bomba corregida y sin corrección por viscosidad. Para el detalle de cómo han sido construida las curvas se adjunta la hoja de Excel en digital en un CD. 4.3.3- Análisis de la situación actual del equipo de bombeo 4.3.3.1 - Punto de funcionamiento y rendimiento Según las curvas del Anexo V, al modificar las curvas por viscosidad el punto de funcionamiento para el que se diseñó la bomba varía. El nuevo punto de funcionamiento corregido por viscosidad se muestra en la tabla 4.11. Tabla 4.11.Nuevo punto de funcionamiento

Estación 01

Viscosidad (cSt) 1200 H(m) 440.8

Q(MBPD) 12.86 %η 15.59

En la tabla 4.12 se presentan los rendimientos obtenidos, según vaya variándose el caudal en la bomba centrífuga. Tabla 4.12. Rendimientos en bomba centrífuga

Caudal (MBPD)

17

20

Viscosidad

(cSt)

1200

1200

BOMBAη % 19.21 22

La eficiencia de la bomba para los distintos casos es bastante baja, no siendo recomendable técnicamente. Además, el punto de funcionamiento mostrado en la tabla 4.11 no coincide con los caudales o “rate” de bombeo requeridos, por lo cual es necesario corregirlos por velocidad. Para dichas correcciones por velocidad se usan los siguientes criterios: • El caudal variará en relación directa con la velocidad de giro:

(4.5)

1

212 n

nQQ ⋅=

93

• La altura variará de acuerdo con la relación de la velocidad al cuadrado: (4.6)

• Las relaciones de proporcionalidad sólo pueden ser aplicadas entre dos puntos de igual rendimiento, por lo tanto, ambos deben estar ubicados sobre la misma curva de isorendimiento, la cual tiene la siguiente forma: ,2QaH ⋅= donde a es una constante. (4.7) Aplicando las relaciones anteriores se obtienen los nuevos puntos de funcionamiento de la bomba centrífuga, corregidos por velocidad en la siguiente tabla. Tabla 4.13.Rendimientos en bomba centrífuga

Caudal de bombeo

(MBPD) 17 20

Estación 01 (3600 rpm)

Viscosidad. (cSt)

1200 Viscosidad.

(cSt) 1200

H(m) 771 H(m) 1066 N (rpm) 4760 N (rpm) 5600

%η 23 %η 25 Se observa que aumentando la velocidad de giro, el rendimiento aumenta, pero sigue teniendo valores bajos que no ayudan al correcto funcionamiento del equipo de bombeo. Además se tiene que las velocidades de giro por parte de la bomba son elevadas y para cubrir dichas velocidades sería necesario el uso de una caja de cambios distinta, lo cual genera un gasto extra, presentando de igual manera rendimientos bajos que no son favorables técnicamente ni económicamente. 4.3.3.2 - Potencia requerida por la bomba Para los cálculos de potencia, vamos a trabajar con potencia hidráulica y potencia de accionamiento que dependen de las siguientes fórmulas: a) Potencia hidráulica:

(4.8)

b) Potencia de accionamiento:

(4.9)

Basándonos en lo mencionado anteriormente, se han obtenido los siguientes resultados que se muestran en la tabla 4.14.

HQgPH ⋅⋅⋅= ρ

bombaa

HQgP

ηρ ⋅⋅⋅=

2

1

212

⋅=

n

nHH

94

Tabla 4.14.Potencia requerida por la bomba centrífuga

Caudal (MBPD)

17

20

Viscosidad (cSt)

1200

1200

HP (HP) 140.25 182.51

BOMBAη % 19.21 22

aP (HP) 730 849

4.3.3.3 - Potencia requerida por el motor Como se ha mencionado anteriormente, la Estación 01 tiene como equipo principal de bombeo a una bomba centrífuga accionada por un motor Caterpillar D-398 de 825 HP. Dicho motor es acoplado con la bomba centrífuga a través de una caja de cambios multiplicadora que influye en los cambios de velocidad y modifica ligeramente la potencia requerida por la unidad motriz debido al rendimiento en la caja. La ecuación de potencia requerida queda modificada de la siguiente manera:

(4.10)

En la tabla 4.15 se presentan los resultados obtenidos: Tabla 4.15. Potencia requerida por el motor

Caudal (MBPD)

17

20

Viscosidad (cSt)

1200

1200

HP (HP) 140.25 182.51

BOMBAη % 19.21 22

CAJAη % 90 90

aP (HP) 811.19 943.18 Según los resultados obtenidos, se tiene que el motor actual solamente puede operar para caudales de 15 y 17 MBPD más no para 20 MBPD que requiere una potencia mayor a la suministrada por la unidad motriz.

cajabombaa

HQgP

ηηρ

⋅⋅⋅⋅=

95

Si bien es cierto el motor se encuentra en condiciones de operación para un caudal de 17 MBPD, la potencia requerida es muy próxima a la suministrada por el motor lo que no es conveniente técnicamente elevando los costos de mantenimiento y operación. 4.3.3.4 - Consumos de combustible de la unidad motriz Con los datos de potencia requerida obtenidos en los acápites anteriores, se calcula el consumo de combustible de estos motores, haciendo uso de las curvas características del motor CAT D-398 mostradas en las figuras 4.2, 4.3 y 4.4. Dichas curvas han sido proporcionadas por el fabricante. Fig.4.2. Curva Potencia vs Velocidad del motor CAT D-398

(Elaboración propia a partir de datos del fabricante)

Fig.4.3. Curva Par motor vs Velocidad del motor CAT D-398

(Elaboración propia a partir de datos del fabricante)

96

Fig.4.4. Consumo de combustible vs Velocidad del motor CAT D-398

(Elaboración propia a partir de datos del fabricante)

El cálculo del consumo de combustible del motor en galones por hora está en función de la potencia requerida y la densidad del fluido, en este caso el diesel. Se hace el uso de la siguiente fórmula:

(4.11)

Donde: k : Conversión de unidades de masa a volumen por unidad de tiempo, para el

diesel es 0.1429. cec : Consumo específico de combustible en lb/HP al freno.

aP : Potencia requerida en HP.

Consumo : Consumo de combustible en galones por hora. En la siguiente tabla se presentan los resultados obtenidos en base a lo mencionado anteriormente. Tabla 4.12. Consumo de combustible del motor D-398

Caudal

17 MBPD

20 MBPD

Viscosidad

(cSt)

1200

1200

aP (HP) 811.19 943.18

lb/BHP-h 0.4 ---

gal/h 46.37 ---

aPceckconsumo ⋅⋅=

97

Se puede apreciar el elevado consumo de combustible, el cual se eleva a medida que la potencia aumenta. Para 20 MBPD no se puede realizar el cálculo debido a no contar con la potencia requerida para dicho escenario. Se puede concluir que el equipo de bombeo actual, comprendido por una motobomba centrífuga, no se encuentra en las mejores condiciones de funcionamiento presentando deficiencias técnicas y económicas. Técnicamente presenta rendimientos muy bajos no recomendables para la operación y, además, requiere de potencias muy elevadas que se reflejan en elevados consumos de combustible que hacen el costo de operación muy elevado. Al poseer los equipos más de 30 años de antigüedad, se genera un incremento en costos de mantenimiento debido a que los repuestos son muy escasos en el mercado. Es recomendable optar por otros equipos que se adecuen a las actuales y próximas condiciones de operación, reduciendo costos y aumentando eficiencias técnicas para una mejor performance de la empresa.

Capítulo V Selección y especificación del equipo de bombeo para el crudo a bombear

en el Tramo I del Oleoducto Nor Peruano13 5.1 - Introducción Como se vio en el capítulo III, las bombas de desplazamiento positivo tipo tornillo han sido utilizadas para el transporte de fluidos desde hace muchos años. Son ideales para una gran variedad de aplicaciones en diferentes industrias, pueden bombear o transferir productos con alta o baja viscosidad. Este tipo de bombas son diseñadas para soportar las condiciones más adversas de trabajo, como es la extracción de crudo y gas, se caracterizan por una gran robustez y fiabilidad. 5.2 - Características principales de las bombas tipo tornillo Las bombas de desplazamiento positivo tipo tornillo presentan varias ventajas respecto a las bombas centrífugas, como por ejemplo: a) Las bombas centrífugas crean un diferencial de presión, en cambio las bombas de

tornillo crean flujo o caudal. (ver Fig. 5.1 y Fig.5.2)

13 Este capítulo ha sido desarrollado en base a las referencias [9], [12], [13], [14] y [16].

100

Fig.5.1.Comportamiento de las bombas centrífugas

Fig.5.2. Comportamiento de las bombas de tornillo

b) Las bombas de tornillo presentan una amplia operación para diferentes caudales o

flujos y presiones. Como toda curva de una bomba o sistema presenta dependencia de la viscosidad variando sus gráficas, en las figuras 5.3 y 5.4 se muestran las curvas caudal versus presión de una bomba centrífuga y de una bomba de tornillo respectivamente, para poder apreciar las diferencias entre ambas bombas.

Fig.5.3. Comportamiento de las bombas centrífugas

Caudal

Presión

Presión

Caudal

Alta viscosidad

Baja viscosidad

Curva del sistema con baja viscosidad

Curva del sistema con alta viscosidad

PRESIÓN

CAUDAL

101

Fig.5.4. Comportamiento de las bombas tornillo

c) Presentan mayor gama de líquidos y viscosidades, siendo mucho más eficientes que las

bombas centrífugas en estas circunstancias. (Hasta dos veces más eficientes que las bombas centrífugas para bombeo de crudos por encima de 100 cSt). (ver Fig. 5.5) Fig.5.5. Comparación de eficiencias entre bombas centrífugas y tornillo

Baja viscosidad

Curva del sistema con alta viscosidad

Curva del sistema conbaja viscosidad

PRESIÓN

CAUDAL

Alta viscosidad

102

d) Las bombas tipo tornillo al trabajar en paralelo presentan un mejor comportamiento que las bombas centrífugas. Casi duplican su capacidad o caudal de bombeo mientras que las centrífugas solo aumentan la capacidad en 30%. Las figuras 5.6 y 5.7 muestran el comportamiento de ambas bombas.[14]

Fig.5.6. Comportamiento en paralelo de las bombas tipo tornillo

Fig.5.7. Comportamiento en paralelo de una bomba centrífuga

CAPACIDAD

Con una bomba

Con dos bombas

Sistema 1

PRESIÓN

Sistema 2

CAPACIDAD

PRESIÓN

Con una bomba

Sistema 1

Con dos bombas

Sistema 2

103

e) Tienen la posibilidad de manejar altas velocidades, permitiendo la libertad de selección de unidad motriz.

f) Son autocebantes, además de presentar buenas características de succión. g) Cuentan con baja vibración mecánica, flujo libre de pulsaciones y operación suave (ver

Fig. 5.8). Fig.5.8. Pulsaciones de bomba de movimiento alternativo

h) Poseen un diseño sólido y compacto, fácil de instalar y mantener. i) Cuentan con una elevada tolerancia a la contaminación. 5.3 - Selección del equipo de bombeo Como ya se ha analizado en los capítulos anteriores, las bombas centrífugas no son las idóneas para la situación que presenta actualmente el Tramo I del Oleoducto Norperuano; sin embargo, las bombas de desplazamiento positivo tipo tornillo se adecúan a los requerimientos actuales. Este tipo de bombas de desplazamiento positivo brindan un mejor funcionamiento técnico, ahorro en lo concerniente a consumos de combustible y costos de mantenimiento siendo la alternativa más adecuada para el bombeo de crudos altamente viscosos como los que se producen actualmente en la Selva Peruana. Para la selección de las bombas tipo tornillo, de acuerdo a la actividad de transporte de crudos, se tiene como variantes la bomba de dos tornillos y la de tres tornillos. Previamente a la selección se presentarán los rangos de operación en las que se desenvuelven los distintos modelos de cada uno de los tipos de bomba.

104

No se entrará en detalle en los principios de funcionamiento ni fundamentos técnicos que ya fueron estudiados en el capítulo III. 5.3.1 - Bombas de dos tornillos Las bombas de dos tornillos son capaces de bombear amplios rangos de caudal, teniendo presiones de salida entre los 100 y 1500 psi (ver Fig. 5.9). Fig.5.9. Rango de funcionamiento de bomba de dos tornillos [9]

5.3.2 Bombas de tres tornillos Las bombas de tres tornillos son capaces de alcanzar una descarga de 2000 psi sin embargo, por encima de los 300 psi bombean 32.5 MBPD como máximo (ver Fig. 5.10). Fig.5.10. Rango de funcionamiento de bomba de tres tornillos [9]

105

5.3.3 - Selección y especificación de la bomba a utilizar La selección y especificación de la bomba idónea a utilizar se hará tomando en cuenta los parámetros principales a satisfacer en el bombeo de crudos altamente viscosos. En el capítulo IV, se planteó que el caudal de bombeo óptimo de acuerdo a los días operativos de bombeo debe ser entre 17 y 20 MBPD.; dentro de dicho rango se tienen los siguientes parámetros indicados en la tabla 5.1. Tabla 5.1. Parámetros de bombeo

Caudal (MBPD) 20 17

Altura requerida (psi)

580.48 529.09

Presión de succión

2cmkg 3 3

Temperatura (°C)

22.5 22.5

Viscosidad (cSt)

1200

1200

Gravedad específica 0.927 0.927

Dentro de los parámetros indicados anteriormente y comparando con los gráficos de las figuras 5.9 y 5.10 mostradas en el apartado anterior, se puede determinar que tanto las bombas de dos tornillos como la de tres tornillos son aplicables para las dos situaciones planteadas. Nuestra alternativa de solución es la bomba de tres tornillos, debido a que según la aplicación que se tiene es la más utilizada en estos tiempos; aparte que ya se encuentran en instalación unas de este tipo en las Estaciones de Andoas y Morona, siendo conveniente la uniformización. Además, se consultó con el proveedor de las bombas tipo tornillo (IMO PUMP) y nos indican que no es recomendable el uso de las bombas de 2 tornillos debido a que según la aplicación no es la más utilizada al tener costos muy elevados de mantenimiento. Dicho tipo de bombas son utilizadas cuando se tienen crudos con elevados porcentajes de agua y son perjudiciales para los otros tipos de bombas. Para la selección del tipo de bomba de tres tornillos a usar en la Estación N° 01, así como para la obtención de las principales curvas características se utilizará el software WIPS (Windows Imo Pump Selection) brindado por la empresa IMO PUMP. Este software permite una selección mucho más exacta que las tablas mostradas anteriormente, las cuáles sirven para una selección rápida y práctica.

106

5.3.3.1 - Descripción del software WIPS WIPS Program (Windows Imo Pump Selection) es un programa que es utilizado para seleccionar bombas estándar de tres tornillos, basados en las condiciones de operación que el usuario ingrese. Si es que dadas las condiciones ingresadas, el programa no encuentra ningún tipo de bomba en su base de datos, contactarse con el proveedor para dar alguna otra solución. Para el uso del software es necesaria la descripción de algunas partes del programa para su mayor entendimiento. a) Parámetros principales de la bomba En esta sección, el usuario tiene la opción de elegir el tipo de bomba a usar o que el programa le arroje la más recomendada. Además tiene la opción de elegir la frecuencia a la que trabaja la unidad motriz, en el caso que sea motor eléctrico; así como se elige el tipo de fluido con el que se va a trabajar, indicando su gravedad específica. En la figura 5.11, se muestran los parámetros principales de la bomba a seleccionar. Fig.5.11. Parámetros principales de la bomba

En la figura 5.12, se muestran las opciones que se tienen para seleccionar la frecuencia a utilizar. Fig.5.12. Frecuencia a la que trabaja la unidad motriz

107

En la figura 5.13 se puede distinguir los distintos tipos de fluido que presenta por defecto el programa, así como el recuadro para indicar la gravedad específica de alguno de los mencionados.

Fig.5.13. Tipo de fluido a utilizar

En la figura 5.14 se muestra el listado de bombas de tres tornillos que el programa presenta en su base de datos. Fig.5.14. Tipos de bombas de tres tornillos a usar

b) Datos de entrada o condiciones de operación Los datos de entrada permiten al usuario definir las condiciones de operación de nuestro sistema a implementar. Para seleccionar un tipo de bomba o calcular la performance de una bomba en específico, es necesario conocer las condiciones de operación del sistema. En

108

este software se ingresan cuatro condiciones diferentes, las cuales tienen que estar llenas para poder realizar la selección, aunque el programa realiza la selección para la primera condición (los otros son utilizados para ver los resultados en dichos casos). Dentro de los datos de entrada se puede elegir las unidades que más sean convenientes. Los datos de entrada necesarios son los siguientes: • Velocidad de rotación de la bomba. • Presión de descarga o altura requerida. • Presión de succión. • Temperatura de operación. • Viscosidad del fluido. • Caudal o “rate” de bombeo. En las figuras 5.14, 5.15 y 5.16 se observa la interfaz del programa con los distintos parámetros de entrada a ingresar. Fig.5.14. Datos de entrada del software WIPS

109

Fig.5.15. Interfaz del software WIPS

110

Fig.5.16. Descripción de la interfaz del software WIPS

c) Resultados o datos de salida Después de seleccionar la bomba adecuada o de calcular la performance de alguna bomba en específico, los resultados son mostrados en una tabla localizada, para los cuatro casos que se ingresaron en los datos de entrada, en la parte inferior izquierda de la ventana principal. Las unidades de dichos resultados a mostrar, se eligen a la hora de ingresar los datos de entrada. Dentro de los principales resultados mostrados en dicha tabla se pueden mencionar los siguientes: • Caudal entregado.

111

• Presión diferencial. • Potencia requerida de entrada. • Torque requerido de entrada. • NIPR (Viene a ser el NPSH). • Eficiencia volumétrica. • Eficiencia total. • Caudal teórico a entregar. • Fugas.

En la figura 5.17 se puede observar la interfaz de los datos de salida. Fig.5.17. Datos de salida del software WIPS

Además de dichos resultados numéricos mencionados anteriormente, también el programa arroja unas curvas características de la bomba seleccionada. Las curvas que nos brinda el programa son las de Caudal vs Presión, Potencia vs Presión, Eficiencia vs Presión y rpm vs Torque. En las figuras 5.18, 5.19 y 5.20 se muestran las curvas características que arroja el programa, La figura 5.18 muestra la curvas de caudal vs presión y caudal vs potencia, la figura 5.19 muestra la curva de eficiencia vs presión y la figura 5.20 muestra la curva velocidad vs torque.

112

Fig.5.18.Curvas de Caudal y Potencia

Fig.5.19. Curvas de Eficiencia

113

Fig.5.20. Curvas de Velocidad vs Torque

5.3.3.2 - Selección de bomba a usar en Estación N° 01 Para la selección del equipo más indicado se tomarán como referencia los datos indicados en la tabla 5.1, donde se tienen como alternativa dos caudales distintos de bombeo. El equipo a seleccionar tendrá que cumplir para los dos casos propuestos, tomando como base o punto fijo el de caudal mayor. Con los datos mostrados en la tabla 5.1, se procede a simular en el programa WIPS y obtener la bomba de tres tornillos más adecuada según los casos planteados. En el anexo VI se muestran los resultados y gráficos que el programa arroja para la selección de bomba en este caso. Según las simulaciones realizadas, mostradas en el anexo VI, se ve que la bomba más idónea para este caso es la de tres tornillos IMO-8L630J. A continuación se presenta un resumen de las especificaciones técnicas de dicha bomba.

Tabla 5.2. Resumen de “Data Sheet” de bomba IMO-8L630J

DATA SHEET BOMBA IMO-8L630J

Presión de descarga máxima permitida (psi) 2000 Presión de entrada máxima permitida (psi) 150

Viscosidad mínima/Viscosidad máxima (cst) 2/Encima de los 650 cSt Temperatura mínima / Temperatura máxima (° C) -18/121

114

5.3.4 - Selección de la unidad motriz y su acoplamiento El motor a seleccionar, es un motor diesel que cubra los distintos requerimientos planteados anteriormente. Para la selección del motor es necesario que dicho motor cubra todos los casos planteados, basándose como potencia máxima la que se halló para un caudal de 20 MBPD. Además debe cubrir los requerimientos de torque necesario para vencer la inercia de la bomba, cubrir la velocidad de giro de la bomba, presentar un bajo consumo de combustible y un buen rendimiento del motor para cada situación. Si las condiciones no son favorables para acoplar directamente el motor, se recurrirá a una caja multiplicadora o reductora (según sea el caso) para satisfacer los requerimientos mencionados anteriormente. 5.3.4.1 - Análisis técnico Para la selección del motor se tienen que considerar tres parámetros técnicos muy importantes, la potencia requerida, el torque requerido para vencer la inercia de la bomba y la velocidad de giro. Muchas veces estos parámetros no pueden estar a la par, dado que las velocidades de giro del equipo que el motor accionará son muy bajas o altas de acuerdo a lo comercialmente establecido; en estos casos es necesario el uso de cajas de cambio reductoras o multiplicadoras. Para poder elegir el accionamiento, es necesario conocer la aplicación en la que será empleada así como si su funcionamiento será intermitente o continuo. En nuestro caso, la aplicación es de uso industrial y el uso es intermitente, debido a que el bombeo no es continuo. Para la selección del motor, se utilizaron los motores Caterpillar por su buen funcionamiento, buenas ofertas post-ventas y además para uniformizar la mayor parte de motores del Oleoducto, que en su gran mayoría son de dicha marca. Se selecciona como unidad motriz el CAT C-11 de 385 HP ya que cubre nuestra demanda de potencia presentada que es de 273 HP e incluye el sobredimensionamiento que se le da para el arranque que es un 30 % más de la potencia presentada (354.9 HP). Además, presenta un rendimiento de 0.76 que es bastante bueno y cumple con el torque requerido por la bomba de tornillo para vencer su inercia. Es necesario el uso de una caja de cambios reductora de relación de 1.81:1. Para mayor detalle de la selección del motor, ver el Anexo IX. En el Anexo VII, se tiene la lista de motores que ofrece Caterpillar y el más adecuado para nuestras necesidades es el CAT C-11, cuyas fichas técnicas se encuentran en el Anexo VIII. En el Anexo IX se llega a la conclusión que el caudal a utilizar como nominal de la bomba será del de 20 MBPD.

115

5.4 - Evaluación económica Para poder ver la factibilidad del proyecto es necesario realizar una evaluación económica, la cual se ha realizado con los criterios convencionales del análisis financiero, siguiendo algunos considerandos que serán mencionados posteriormente. 5.4.1 - Consideraciones Para la evaluación económica, se ha considerado que el “rate” de bombeo es de 20 MBPD debido a que es conveniente desde diversos puntos técnicos mencionados en el acápite anterior. El proyecto se ha analizado con los criterios convencionales del análisis financiero según el esquema siguiente: El proyecto se clasifica como de riesgo mínimo ya que el proyecto no está ligado a actividades de exploración ni producción de petróleo. Para evaluar el proyecto se utilizara una tasa empresarial de 12%. 5.4.1.1 - Inversión inicial (año cero) La inversión inicial del proyecto es de $ 966 300 por concepto de: - Compra de una bomba tipo tornillo que cumpla con los requerimientos del sistema. - Adquisición de un motor de combustión interna, como unidad motriz de las bombas de

tornillo junto con su respectiva caja de cambios. - Trabajos de montaje, cimentación y acoplamiento del nuevo sistema a la tubería

principal. - Válvulas principales de línea. - Adquisición de paneles de control para la automatización de estas Motobombas y su

integración con el sistema SCADA de la estación. En la tabla 5.3 se detalla la inversión del proyecto. Tabla 5.3. Inversión inicial del proyecto

Descripción Monto [$] Desarrollo de Ingeniería de fabricación, montaje,

transporte e instalación. 100 000

Adquisición de equipos 536 300 Adquisición de materiales, construcción e instalación 250 000

Supervisión 80 000 Total 966 300

116

Los precios mostrados tienen como referencia a los obtenidos de la instalación de motobombas tornillo en Estación Andoas. Para un mayor detalle de la inversión, ver Anexo X. 5.4.1.2 - Ingresos Los ingresos anuales proyectados se basan en los siguientes rubros: a. Ahorro en gastos de combustible al no bombear con la bomba centrífuga.

b. Ahorro por menores gastos de mantenimiento, los gastos por mantenimientos al equipo

actual en los últimos años y los gastos estimados del nuevo equipo se detallan a continuación:

- El mantenimiento preventivo de 6000 horas para bomba centrífuga “Bingham”, según

información alcanzada por Unidad Oriente – Equipo Estación tiene un costo aproximado de $ 10 000, en referencia al último mantenimiento realizado al último equipo similar a dicha unidad.

- El mantenimiento preventivo de 12000 horas para bomba centrífuga “Bingham”, según

información alcanzada por Unidad Oriente – Equipo Estación tiene un costo aproximado de $ 40 000, en referencia al último mantenimiento realizado al último equipo similar a dicha unidad.

- El mantenimiento preventivo de 20000 horas para bomba centrífuga “Bingham”, según

información alcanzada por Unidad Oriente – Equipo Estación tiene un costo aproximado de $ 150 000.

- El costo de mantenimiento de las bombas de tornillo. Para un primer mantenimiento de

6000 horas hemos considerado $ 8000, para uno de 12000 horas, $ 25 000 y para un “overhaul” de 20000 horas $ 75 000, en base a información brindada por el proveedor IMO PUMP, que es el encargado de brindar el mantenimiento a las bombas.

c. Ahorro por no ejecución del Mantenimiento general de 20000 horas a Motobomba

1MB1. El costo por dicho mantenimiento es de $ 261 380; dicho costo fue proporcionado por la empresa Ferreyros S.A y es mucho mayor que los mantenimientos de 20000 horas mencionados en el apartado b debido a que se debe hacer un cambio total de las partes del equipo, dado que no se le realiza un mantenimiento de ese nivel hace muchos años.

d. La ganancia obtenida por un bombeo incremental ante el posible aumento de producción, debido al posible bombeo de crudos viscosos de los lotes pertenecientes a Perenco, Pluspetrol, Repsol y otros lotes en exploración mediante este tramo. Se estima este incremento para los primeros 5 años.

Todos los cálculos de los ingresos se detallan en el Apéndice B.

117

5.4.1.3 - Egresos Los egresos anuales proyectados se basan en la depreciación del equipo, que ha sido calculada en un 10% anual. Dentro de los egresos no son considerados el mantenimiento ni el uso de lubricantes, ya que se encuentran contemplados dentro del ahorro por costos de mantenimiento. 5.4.2 - Resultados Después de efectuar el análisis económico se obtuvieron los siguientes resultados: Tabla 5.4. Resultados de análisis económico.

Rate de Bombeo

(MBPD) Tiempo de evaluación

VAN al 12% [$]

TIR % PAY OUT Años-meses

20 10 años

1 437 540

52.25

2 años y 1 mes

Los resultados son aceptables, mostrando una buena rentabilidad por parte del proyecto. Para un mayor detalle de la evaluación económica, ver el Apéndice B.

119

Conclusiones Se logró demostrar la necesidad de implementar este proyecto de tesis, el cual plantea el reemplazo de la bombas centrífuga actual por una de tres tornillos para una operación más efectiva. Se verificó que no es recomendable seguir utilizando el equipo de bombeo actual ya que no es conveniente desde el punto de visto técnico ni desde el económico. La actual bomba centrífuga es ineficiente para el bombeo de crudos con viscosidad elevada, su eficiencia de funcionamiento es demasiado baja. Las bajas eficiencias se reflejan en un elevado requerimiento de potencia para el bombeo. Dicha situación limita a la bomba centrífuga actual a bombear caudales bajos, imposibilitando el incremento del “rate” de bombeo ante posibles aumentos de producción, debido al posible bombeo de crudos viscosos de los lotes pertenecientes a Perenco, Pluspetrol, Repsol y otros lotes en exploración, mediante este tramo. Las bombas de tornillo son las más idóneas para el bombeo de crudos viscosos ya que presentan un buen comportamiento ante fluidos viscosos y brindan una amplia operación de caudales y presiones. Presentan un mayor rendimiento ante este tipo de fluidos, requiriendo una menor potencia; esto implica menores gastos de consumo de combustible, mantenimiento y posibilidad de aumentar el “rate” de bombeo. En esta tesis se optó por elegir una bomba de tres tornillos, ya que cumple con los requerimientos de presión y caudal que se presentan actualmente. Además, según la experiencia del fabricante ante el tipo de crudos a bombear por el Tramo I son las más idóneas. Se pudo haber elegido bombas de dos tornillos, pero su uso es para crudos que presentan elevados porcentajes de agua. El límite de resistencia de tubería, los pronósticos de producción en el Lote 08, así como el rendimiento del motor a utilizar fueron los parámetros que determinaron el caudal nominal de bombeo, que en este caso fue de 20 MBPD. Se logró demostrar la factibilidad económica de proyecto de tesis planteado. La inversión es recuperable en un tiempo prudencial, como lo son 2 años y 1 mes. Además, ayuda a mantener costos de operación (básicamente ahorro en consumo de combustible) y mantenimiento mucho menores que los actuales.

120

Por otro lado, gracias a la investigación y consulta bibliográfica se consiguió tener un conocimiento adecuado de los conceptos relacionados con sistemas hidráulicos, bombas centrífugas y de tornillo. Este conocimiento sirvió para comprender la operación actual en la Estación 01, poder simular su comportamiento hidráulico, verificar el comportamiento actual de las bombas centrífugas y seleccionar la bomba de tornillo idónea. Cabe mencionar que se pudo adquirir experiencia en el manejo de los conceptos básicos de evaluación de proyectos de inversión.

121

Bibliografía

[1] Igor J. Karassik. The Pumps Handbook. Ed. Mc Graw Hill, 2001. [2] Claudio Mataix. Mecánica de Fluidos y Máquinas Hidráulicas. Ediciones del Castillo 2da edición, 1993. [3] Lev Nelik. Centrifugal and Rotary Pump Fundamentals with Applications, CRC PRESS. 1999. [4] API STANDARD 676. Positive Displacement Pumps- Rotary. ILI 2nd Edition, December1994. [5] PETROPERÚ S.A. Manual de diseño definitivo del Oleoducto Nor Peruano. [6] Requena Flores, Rhildo. Tesis Ing. “Programa de comportamiento hidráulico en oleoductos para la selección de tubería y equipo principal”. Universidad de Piura 2003. [7] Gunnar Hole. Fluid Viscosity Effects on Centrifugal Pumps. Pumps and Systems Magazine.1999

[8] Hydraulic Institut. Pumps Standards. ANSI/HI 1.1-1.5. 1994.

[9] Imo Pump. Crude Oil Transport Pumps. 1995.

[10] KSB Aktiengesellschaft. Selecting Centrifugal Pumps. KSB Aktiengesellschaft. 4ta Edición. 2005. [11] Dorota Haman,Fedro Zazueta, Forrest Izuno, Selection of Centrifugal Pumping Equipment. University of Florida. 1994

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122

[14] Imo Pump. Screw Pumps information. 1999.

[15] C.C.Heald.Cameron Hydraulic Data. Ingersoll-Rand.1994.

[16] Suárez Carlo, Luis. Evaluación económica financiera de proyectos privados. Programa Master en Ingeniería Mecánica Eléctrica. Universidad de Piura. 2007 [17] Fernández Diez, Pedro. Bombas centrífugas y volumétricas. Universidad de Cantabria. 2005.

[18] Viejo Zubicaray,Manuel. Bombas: Teoría, diseño y aplicaciones. Noriega Editores. 3era edición.2005 [19] Marcelo Aldana, Daniel. Bombas volumétricas. Apuntes del curso Máquinas Hidraúlicas.Universidad de Piura 2008.

[20] Jara. T, Wilfredo. Máquinas Hidraúlicas.1999.

Anexo I

Esquemático del Oleoducto Nor Peruano

173

Anexo II

Clasificación de bombas

177

CLASIFICACIÓN DE BOMBAS

Anexo III

Simulación hidráulica

181

Simulación Hidraúlica En este anexo se muestran los resultados de la simulación hidraúlica realizada en el Tramo I del Oleoducto Nor Peruano. El análisis realizado presenta tanto el perfil hidraúlico como el desarrollo cada cierto kilometraje de los principales parámetros presentes en la simulación. Dichos resultados se presentan para los dos caudales analizados durante los capítulos de este presente estudio (20MBPD y 17 MBPD). En las tablas III.3 y III.4 se tienen los desarrollos de los principales parámetros de la simulación hidraúlica realizada cada 20 kilómetro para 20MBPD y 17MPBD respectivamente. La simulación original contempla el desarrollo de dichos parámetros cada 100 metros pero debido a la gran magnitud de dicha tabla se decidió reducirlos. En el archivo digital en Excel se presenta la simulación original. En las figuras III.1 y III.2 se presentan los perfiles hidraúlicos que contemplan la presión máxima admisible por la tubería, presión de bombeo y altura topográfica a lo largo de todo el Tramo I, todas el perfil trabaja con presiones absolutas. Para el caudal de 20 MBPD, se tiene como presión manométrica de bombeo los resultados indicados en la tabla III.1. En el perfil hidraúlico de la figura III.1 se comparan los resultados de presiones absolutas de bombeo con los que admite el Tramo I como máximo. En la tabla III.3 se puede observar que la presión absoluta de bombeo es de 561.99 metros contra 713.39 metros de la presión máxima admisible por la tubería, lo que quiere decir que no hay ningún incoveniente para bombear ese caudal en lo concerniente a rotura de tubería. Tabla III.1. Presiones para un caudal de 20 MBPD

20MBPD M kg/cm2 psi

Presión de succión 34,0 3,154917477 44,80555119

Presión de llegada a Estación 5 20,0 1,85583381 26,35620658

Presión de Descarga 440,4861033 40,87345017 580,4771368 Para el caudal de 17 MBPD, se tiene como presión manométrica de bombeo los resultados indicados en la tabla III.2. Al igual que en el caso anterior, en el perfil hidraúlico de la figura III.2 se comparan los resultados de presiones absolutas de bombeo con las máximas admisibles por la tubería. En la tabla III.4 se pueden observar ambas presiones y verificar que no hay problema con rotura de tubería. Mientras la presión absoluta de bombeo es de 522.99 metros, la presión máxima admisible por la tubería es de 713.39 metros.

182

Tabla III.2. Presiones para un caudal de 17 MBPD

17 MBPD m kg/cm2 psi

Presión de Succión 34,0 3,154917477 44,80555119

Presión de llegada a Estación 5 20,0 1,85583381 26,35620658

Presión de Descarga 401,4881878 37,25476767 529,0852809

183

Tabla III.3. Simulación hidraúlica para 20 MBPD

Km. Altura

topográfica (m)

ºAPI Densidad (kg/cm3)

Viscosidad (cSt)

Presión manométrica

máxima admisible (m)

Presión absoluta máxima

admisible (m)

Factor de fricción

Pérdidas de presión

(m)

Presión absoluta de bombeo (m)

Presión manométrica de bombeo

(m) 0 121,50 21,08 927,3824 1200 591,8909443 713,3909443 0,9688275 0 561,9861033 440,4861033 20 124,30 21,08 927,3824 1200 591,8909443 716,1909443 0,9688275 0,150243 544,1190288 419,8190288 40 123,50 21,79 923,087 375,47 1189,290377 1312,790377 0,303138 0,0470098 514,0704385 390,5704385 60 125,20 21,79 923,087 375,47 1189,290377 1314,490377 0,303138 0,0470098 504,4761741 379,2761741 80 128,30 24,65 906,18 146 605,7397493 734,0397493 0,117874 0,0182796 496,8842237 368,5842237 100 128,15 21,08 927,3824 1200 591,8909443 720,0409443 0,9688275 0,150243 486,4499384 358,2999384 120 129,05 21,79 923,087 375,47 594,6451884 723,6951884 0,303138 0,0470098 456,4013481 327,3513481 140 129,50 21,79 923,087 375,47 594,6451884 724,1451884 0,303138 0,0470098 437,3057194 307,8057194 160 128,80 24,65 906,18 146 605,7397493 734,5397493 0,117874 0,0182796 431,7823441 302,9823441 180 128,50 21,08 927,3824 1200 591,8909443 720,3909443 0,9688275 0,150243 422,3803906 293,8803906 200 135,00 21,08 927,3824 1200 591,8909443 726,8909443 0,9688275 0,150243 398,7322577 263,7322577 220 140,00 21,79 923,087 375,47 594,6451884 734,6451884 0,303138 0,0470098 370,1352648 230,1352648 240 137,00 24,65 906,18 146 605,7397493 742,7397493 0,117874 0,0182796 366,479353 229,479353 260 138,60 24,65 906,18 146 605,7397493 744,3397493 0,117874 0,0182796 357,2785109 218,6785109 280 143,75 21,08 927,3824 1200 591,8909443 735,6409443 0,9688275 0,150243 341,0631673 197,3131673 300 175,00 21,79 923,087 375,47 594,6451884 769,6451884 0,303138 0,0470098 311,0145771 136,0145771 306 282,00 21,79 923,087 375,47 594,6451884 876,6451884 0,303138 0,0470098 302 20

184

Fig.III.1. Perfil Hidraúlico para 20 MBPD

(Elaboración propia)

185

Tabla III.4. Simulación hidraúlica para 17 MBPD

Km. Altura

topográfica (m)

ºAPI Densidad (kg/cm3)

Viscosidad (cst)

Presión manométrica

máxima admisible (m)

Presión absoluta máxima

admisible (m)

Factor de fricción

Pérdidas de presión

(m)

Presión absoluta de bombeo (m)

Presión manométrica de bombeo

(m) 0 121,50 21,08 927,3824 1200 591,8909443 713,3909443 1,139797 0 522,9881878 401,4881878 20 124,30 21,08 927,3824 1200 591,8909443 716,1909443 1,139797 0,1277065 507,8011745 383,5011745 40 123,50 21,79 923,087 375,47 1189,290377 1312,790377 0,356633 0,0399583 482,2598727 358,7598727 60 125,20 21,79 923,087 375,47 1189,290377 1314,490377 0,356633 0,0399583 474,1047479 348,9047479 80 128,30 24,65 906,18 146 605,7397493 734,0397493 0,1386753 0,0155376 467,6515901 339,3515901 100 128,15 21,08 927,3824 1200 591,8909443 720,0409443 1,139797 0,1277065 458,7824476 330,6324476 120 129,05 21,79 923,087 375,47 594,6451884 723,6951884 0,356633 0,0399583 433,2411459 304,1911459 140 129,50 21,79 923,087 375,47 594,6451884 724,1451884 0,356633 0,0399583 417,0098615 287,5098615 160 128,80 24,65 906,18 146 605,7397493 734,5397493 0,1386753 0,0155376 412,3149925 283,5149925 180 128,50 21,08 927,3824 1200 591,8909443 720,3909443 1,139797 0,1277065 404,323332 275,823332 200 135,00 21,08 927,3824 1200 591,8909443 726,8909443 1,139797 0,1277065 384,2224191 249,2224191 220 140,00 21,79 923,087 375,47 594,6451884 734,6451884 0,356633 0,0399583 359,9149751 219,9149751 240 137,00 24,65 906,18 146 605,7397493 742,7397493 0,1386753 0,0155376 356,80745 219,80745 260 138,60 24,65 906,18 146 605,7397493 744,3397493 0,1386753 0,0155376 348,9867343 210,3867343 280 143,75 21,08 927,3824 1200 591,8909443 735,6409443 1,139797 0,1277065 335,2036922 191,4536922 300 175,00 21,79 923,087 375,47 594,6451884 769,6451884 0,356633 0,0399583 309,6623905 134,6623905

306 282,00 21,79 923,087 375,47 594,6451884 876,6451884 0,356633 0,0399583 302 20

186

Fig.III.2. Perfil Hidraúlico para 17 MBPD

(Elaboración propia)

Anexo IV

Pronósticos de producción en Lote 08

189

En este anexo se estudian los pronósticos de producció estimados para el Lote 08. Dichos datos han sido alcanzados por la empresa productora Pluspetrol para los próximos años. En la tabla IV.1, podemos apreciar la producción hasta el 2020. Tabla IV.1. Pronósticos de producción

Fuente : Pronósticos de producción de Pluspetrol. Dentro de la tabla mostrada anteriormente, se puede apreciar que los mayores volúmenes de producción se encuentran entre el 2007 y e 2012, luego la producción de crudo empieza a disminuir de acuerdo a las estimaciones realizadas por la empresa Pluspetrol. A continuación, en la figura IV.1 podemos ver la gráfica que representa los volúmenes de producción hasta el 2020. Fig.IV.1. Gráfico de pronósticos de producción.

(Elaboración propia)

Año Producción Total (MBPD)

Volumen a Refinería/Retorno residual (MBPD)

Volumen Transportado

(MBPD) 2007 17.135 4000 13.135 2008 16.311 4000 12.311 2009 19.584 4000 15.584 2010 18.681 4000 14.681 2011 16.334 4000 12.334 2012 14.287 4000 10.287 2013 12.486 4000 8.486 2014 11.047 2000 9.047 2015 9.834 2000 7.834 2016 8.689 2000 6.689 2017 6.771 1000 5.771 2018 6.184 1000 5.184 2019 5.588 1000 4.588 2020 5.109 1000 4.109

190

Para la selección del caudal nominal de bombeo de las bombas de tornillo, es necesario conocer los días operativos por mes que se tendrá de acuerdo a la producción estimada. Los días operativos se determinan tomando en cuenta los datos de producción adjuntos en la tabla IV-1 con los posibles caudales nominales. Se calculó el volumen mensual de producción por año y luego se hizo uso de las siguientes fórmulas :

(IV.1)

Donde :

OperativosDías : Número de días operativos de bombeo mensual.

mensualVP : Volumen de producción mensual (MB).

alnoQ min : Caudal nominal de bombeo (MBPD).

Los resultados de los días operativos según los caudales planteados son mostrados en la tabla IV-2 y además se muestra la gráfica de la figura IV.2. En dichas tablas podemos apreciar que el caudal más adecuado para tenerlo como nominal está entre 17 y 20MBPD, ya que ambos mantienen un promedio de días operativos por mes, durante los primeros años de producción, que se acerca más a los 30 días mensuales. En el anexo IX , se justifica el caudal nominal elegido de acuerdo al rendimiento del motor. Fig.IV.2. Gráfica Días Operativos de Bombeo vs Años de producción.

alno

mensual

Q

VPOperativosDías

min

=

191

Tabla IV.2. Días operativos de bombeo mensual de acuerdo al caudal elegido.

Años Volumen

mensual MB

Caudal (MBPD)/Bombeo

mensual (días)

Caudal (MBPD)/Bombeo

mensual (días)

Caudal (MBPD)/Bombeo

mensual (días)

Caudal (MBPD)/Bombeo

mensual (días)

Caudal (MBPD)/Bombeo

mensual (días)

Caudal (MBPD)/Bombeo

mensual (días) 30 25 20 17 15 10

2007 394 13,14 15,76 19,70 23,18 26,27 39,41 2008 369 12,31 14,77 18,47 21,73 24,62 36,93 2009 468 15,58 18,70 23,38 27,50 31,17 46,75 2010 440 14,68 17,62 22,02 25,91 29,36 44,04 2011 370 12,33 14,80 18,50 21,77 24,67 37,00 2012 309 10,29 12,34 15,43 18,15 20,57 30,86 2013 255 8,49 10,18 12,73 14,98 16,97 25,46 2014 271 9,05 10,86 13,57 15,96 18,09 27,14 2015 235 7,83 9,40 11,75 13,83 15,67 23,50 2016 201 6,69 8,03 10,03 11,80 13,38 20,07 2017 173 5,77 6,93 8,66 10,18 11,54 17,31 2018 156 5,18 6,22 7,78 9,15 10,37 15,55 2019 138 4,59 5,51 6,88 8,10 9,18 13,77 2020 123 4,11 4,93 6,16 7,25 8,22 12,33

Anexo V

Curvas características de la bomba centrífuga 1MB-1

195

Curvas características de la bomba centrífuga 1MB-1

En la figura IX.1 se presentan las curvas características Altura vs Caudal, tanto la brindada por el proveedor de la bomba como la modificada por viscosidad. Además se muestra la curva de instalación del sistema. Figura IX.1. Curva Altura vs Caudal

0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

0 500 1000 1500 2000 2500 3000

H(p

ie

s)

Q (gpm)

Curva de la bomba para agua

Curva corregida por viscosidad a 1200 cSt

Curva de instalación

(Elaboración propia)

196

La curva de color azul es la curva original dada por el proveedor, dicha curva no contempla modificaciones por viscosidad ya que es para el bombeo de fluidos no viscosos como el agua. Dicha curva ha sido realizada con las condiciones de diseño con las que se construyó el Tramo I del Oleoducto Nor Peruano mostradas en el Capítulo IV. (ver Tabla 4.9). La curva de color rojo ya se encuentra modificada por viscosidad, para este caso es e 1200 centistokes. Dicha curva ha sido construida mediante los métodos descritos en el capítulo II. Además se presenta la curva de instalación con las condiciones actuales de viscosidad, ésta curva nos sirve para establecer el punto de funcionamiento al que está funcionando actualmente la bomba centrífuga. El punto de funcionamiento, que ya ha sido mencionado en el capítulo IV, como puede verse en la figura V.1, ha cambiado de acuerdo al punto de funcionamiento con el que se seleccionó dicha bomba hace 30 años debido al que caudal de diseño y la viscosidad han variado considerablemente. Ambos puntos de funcionamiento pueden verse en las tablas IV.1 y IV.2. Tabla IV.1. Punto de funcionamiento de diseño inicial de la bomba centrífuga 1MB-1

nH (pies) 1350

nQ (GPM) 2150 Tabla IV.2. Punto de funcionamiento actual de la bomba centrifuga 1MB-1

nH (pies) 1446

nQ (GPM) 375.08 En la figura IX.2 se presentan las curvas características Eficiencia vs Caudal, tanto la brindada por el proveedor de la bomba como la modificada por viscosidad.

197

Figura IX.2. Curva Eficiencia vs Caudal

0.00

10.00

20.00

30.00

40.00

50.00

60.00

70.00

80.00

90.00

0 500 1000 1500 2000 2500 3000

Eficie

ncia

(%

)

Q (gpm)

Curva de la bomba para agua

Curva corregida por viscosidad a 1200 cSt

(Elaboración propia)

198

Al igual que en las curvas de la figura IX.1, la curva de color azul es la curva original dada por el proveedor, dicha curva no contempla modificaciones por viscosidad ya que es para el bombeo de fluidos no viscosos como el agua. Dicha curva muestra la curva de eficiencia sin modificaciones por viscosidad. En cambio, la curva de color rojo está modificada por viscosidad (1200 cst) y muestra como varía la eficiencia de la bomba centrífuga a medida que aumenta la viscosidad del fluido bombeado. Se puede observar que para el punto de funcionamiento actual, indicados en la tabla IV.2, la eficiencia en la curva modificada es aproximadamente de 15.6 % ; dicha eficiencia es bastante baja para el rendimiento de la bomba centrífuga lo que nos indica que el equipo está operando con dificultades, no siendo recomendable desde el punto de vista técnico.

Anexo VI

Selección de bomba de tres tornillos

201

En este anexo se mostrarán los resultados obtenidos en la simulación hecha en el software WIPS para la selección de la bomba de tres tornillos a utilizar en la Estación N° 01 del Oleoducto Norperuano. Las simulaciones realizadas para la selección de la bomba de tres tornillos, se hicieron para dos caudales distintos (20 y 17 MBPD). En ambos casos se llega a la determinación que la bomba más adecuada es la 8L630J; aunque a la hora de la simulación también aparece la bomba 8L630M como alternativa, la otra se seleccionó debido a que era una bomba más pequeña que la anterior y trabaja a caudales no tan elevados como si lo hace la 8L630M, que está diseñada para trabajar con caudales y presiones mucho más elevadas que la seleccionada Para el desarrollo de dichas simulaciones se ha considerado como temperatura base del fluido la de 22.5°C aunque también se han hecho pruebas para 40°C para ver el comportamiento del equipo a dicha temperatura.

Además se toma como presión de succión la de 3 2cmkg

, que ha sido brindada por

personal de Petroperú en la Estación N° 01 y las presiones requeridas han sido obtenidas de acuerdo a los requerimientos del sistema para ambas situaciones. ( Capítulo IV) La velocidad de giro de las bombas se ha calculado de acuerdo a la eficiencia que nos brinda dichas revoluciones; para este caso han sido 825 revoluciones por minuto, de acuerdo al caudal máximo a bombear que es de 20 MBPD, las que nos brindan una eficiencia máxima de acuerdo al tipo de bomba seleccionado. Si el caudal es variado, las revoluciones por minuto varían para mantener la eficiencia al tope máximo. En nuestro caso, se tomará como velocidad principal la necesaria para tener una eficiencia aceptable para los 20 MBPD a bombear; en caso contrario se regulará la unidad motriz para distintos caudales. A continuación se muestran los resultados obtenidos para ambas simulaciones, tanto hojas de “data sheet” como curvas características de la bomba seleccionada así como las interpretaciones del caso.

202

a) 20 MBPD a.1) “Data Sheet” de la bomba En la figura VI.1 se muestra el “data sheet” de la bomba. Fig.VI.1. “Data Sheet” de la bomba

203

a.2) Curva Caudal-Potencia vs Presión En la figura VI.2 se muestra la curva Caudal-Potencia vs Presión de la bomba seleccionada. Fig.VI.2. Curva Caudal-Potencia vs Presión

204

a.3) Curva Eficiencia vs Presión En la figura VI.3 se muestra la curva Eficiencia vs Presión de la bomba seleccionada. Fig.VI.3. Curva Eficiencia vs Presión

205

a.4) Curva Velocidad vs Torque En la figura VI.4 se muestra la curva Velocidad vs Torque de la bomba seleccionada. Fig.VI.4. Curva Velocidad vs Torque

206

a.5) Comentarios Para un “rate” de bombeo de 20 MBPD, como es el planteado en esta situación, los resultados obtenidos para una bomba del tipo 8L630J son bastante favorables. En la “data sheet” mostrado en la figura VI.1, se puede apreciar que el caudal entregado es del orden de los 20 MBPD, así como que las fugas obtenidas de acuerdo al caudal manejado no es ni del orden del 3 %. El NPSH o NIPR es del orden de los 9 psi, encontrándose dentro del rango permitido del equipo. En eficiencia volumétrica se tiene casi el 100% y en eficiencia total está cerca del 70%, lo que nos indica que hay un buen funcionamiento técnico. La potencia requerida por la bomba es de 280 HP aproximadamente, siendo mucho menor que la potencia requerida por la bomba centrífuga (Ver capítulo IV). El torque necesario es de 1742 ft-lb. En la curva característica de Caudal vs Presión de la figura VI.2 se puede apreciar, que efectivamente se cumple lo que se decía en capítulos anteriores en que dichas bombas no crean presión sino caudal. El diferencial de presión no es tan marcado como si sucede en las bombas centrífugas. Para los 580 psi de presión requerida nos brinda un caudal de 20 MBPD, para valores de presión menores y mayores nos brinda casi el mismo caudal, con ciertas diferencias pero no tan lejos del caudal deseado dado que es una bomba que crea caudal. En la curva característica de Eficiencia vs Presión de la figura VI.3 se puede observar que se muestran tanto la curva de eficiencia total como la de eficiencia volumétrica. La eficiencia volumétrica presenta valores muy elevados, bastante cerca al 100% para casi todos los valores de presión dados, sin embargo la eficiencia total presenta el valor de eficiencia máxima, entre 60 y 70 %, para valores de presión entre 400 y 600 psi. Para el los 580 psi requeridos al bombear 20 MBPD, tenemos una eficiencia de 67% aproximadamente. Los valores de eficiencia dentro de la curva, varían a medida la presión va cayendo. Por último, en la curva de Velocidad vs Torque mostrada en la figura VI.4 se puede observar que a menor velocidad de rotación por parte del eje el torque necesario para vencer la inercia de la bomba disminuye, dado que al bajar las revoluciones es porque la potencia requerida disminuye. Para las 825 RPM requeridas es necesario un torque de aproximadamente 1750 lb-ft.

207

b) 17 MBPD b.1) “Data Sheet” de la bomba En la figura VI.5 se muestra el “data sheet” de la bomba. Fig.VI.5. “Data Sheet” de la bomba

208

b.2) Curva Caudal-Potencia vs Presión En la figura VI.6 se muestra la curva Caudal-Potencia vs Presión de la bomba seleccionada. Fig.VI.6. Curva Caudal-Potencia vs Presión

209

b.3) Curva Eficiencia vs Presión En la figura VI.7 se muestra la curva Eficiencia vs Presión de la bomba seleccionada. Fig.VI.7. Curva Eficiencia vs Presión

210

b.4) Curva Velocidad vs Torque En la figura VI.8 se muestra la curva Velocidad vs Torque de la bomba seleccionada. Fig.VI.8. Curva Velocidad vs Torque

211

b.5) Comentarios Al igual que el caso anterior, se obtuvo el mismo tipo de bomba para los 17 MBPD variando las revoluciones por minuto del eje. En la “data sheet” mostrado en la figura VI.5, se puede apreciar que el caudal entregado es del orden de los 17 MBPD, así como que las fugas obtenidas de acuerdo al caudal manejado son del orden del 3 %. El NPSH o NIPR es del orden de los 7 psi, encontrándose dentro del rango permitido del equipo. En eficiencia volumétrica se tiene casi el 100% y en eficiencia total está cerca del 70%, aunque mejora un poco en relación al caso anterior debido a que se tiene menores pérdidas mecánicas; igualmente se tiene un buen funcionamiento técnico. La potencia requerida por la bomba es de 210 HP aproximadamente, siendo mucho menor que la potencia requerida por la bomba centrífuga (Ver capítulo IV). El torque necesario es de 1552 ft-lb. En la curva característica de Caudal vs Presión de la figura VI.6 se puede apreciar que se cumple lo mismo que el caso anterior, reflejando que no son bombas que crean presión sino caudal. Para los 529 psi de presión requerida nos brinda un caudal de 17 MBPD, para valores de presión menores y mayores nos brinda casi el mismo caudal, con mayores diferencias que el caso anterior al tener una pendiente un poco más pronunciada, pero no tan lejos del caudal deseado dado que es una bomba que crea caudal. En la curva característica de Eficiencia vs Presión de la figura VI.7 se puede observar que se muestran tanto la curva de eficiencia total como la de eficiencia volumétrica. La eficiencia volumétrica presenta valores muy elevados, bastante cerca al 100% para casi todos los valores de presión dados, al igual que el caso anterior. Sin embargo la eficiencia total presenta el valor de eficiencia máxima, entre 60 y 70 %, para valores de presión entre 350 y 550 psi. Para los 529 psi requeridos al bombear 17 MBPD, tenemos una eficiencia de 67% aproximadamente. En la curva de Velocidad vs Torque de la figura VI.8 se tiene el mismo comportamiento que en el caso anterior. Para las 708 RPM requeridas es necesario un torque de aproximadamente 1552 lb-ft.

Anexo VII

Lista de motores Caterpillar

215

216

217

218

219

220

221

222

223

224

225

226

227

228

229

230

231

232

233

234

Anexo VIII

Hojas técnicas del motor CAT C-11

237

238

239

240

241

Anexo IX

Selección de unidad motriz

245

Para la selección de la unidad motriz y de la caja reductora de cambios, es necesario cumplir con los requerimientos de potencia, torque y velocidad que se obtuvieron como resultado en el Anexo 5.1. Se tomaron como referencia las hojas técnicas del motor CAT C-11 para verificar los parámetros dados con los requeridos, las cuáles son mostradas en las figuras IX.1 y IX.2 Figura IX.1. Curva Torque vs Velocidad (RPM).

Figura IX.2. Curva Potencia vs Velocidad (RPM).

246

Las figuras IX.1 y IX.2 mostradas anteriromente, son las curvas características principales del motor elegido C-11. El primer paso es ver el rango en el cuál va a trabajar dicho motor, para luego regular la velocidad del equipo. La potencia requerida por el equipo de bombeo, no es la potencia que debe tener el motor, dado que al arranque el equipo necesita mayor fuerza; generalmente y por recomendación del proveedor se sobredimensiona entre 20 y 30% de la potencia requerida por el equipo a accionar. Para nuestra caso, se sobredimensionará en 30%. Si antes, requeríamos 273 HP ahora requeriremos 355 HP; por eso se optó por seleccionar el motor de potencia más cercana que es el de 385 HP. Ahora que ya tenemos la potencia necesaria para nuestro caso más crítico, entonces el motor podemos hacerlo girar a 1500 RPM que nos arroja una potencia de 361 HP. Al girar la bomba a 825 RPM, necesitamos una caja de cambios reductora de 1500 a 825 RPM; la caja a diseñar tendrá una relación de 1.818:1. Para determinar el torque que nos brinda el motor, vamos a la gráfica y para obtener el torque después de la caja de cambios procedemos a utilizar la siguiente ecuación:

(IX.1)

Donde: T: Torque (lb-ft) P: Potencia (HP) N: Velocidad de giro (RPM) El torque obtenido es el que va a tener la bomba a su entrada para vencer su inercia, en este caso el torque para ambos casos supera el requerido. En la tabla mostrada posteriormente podemos ver un resumen de los resultados, verificando que dicho motor cumple con todo lo necesario para que la bomba funcione correctamente. Los datos del consumo específico de combustible son sacados de las hojas técnicas del motor para dichas velocidades de giro. El rendimiento del motor se obtiene dividiendo la potencia requerida entre la potencia brindada por el motor.

(IX.2)

Donde:

motorη : Rendimiento del motor

requeridaP : Potencia requerida por el equipo de bombeo.

toaccioamienP : Potencia brindada por el accionamiento.

N

PT ⋅= 5252

ntoaccionamie

requeridamotor P

P=η

247

En la tabla IX.1 se presenta el resumen de resultados Tabla IX.1. Resumen de resultados del motor CAT C11.

Al

obtener un rendimiento de motor mucho mayor para un caudal de 20 MBPD, se va a tomar este como caudal nominal teniendo como caudal alternativo al de 17 MBPD.

CAT C11- MODO INTERMITENTE Caudal (MBPD) 20 17

Potencia requerida (HP) 273 207 Potencia de accionamiento (HP) 354.9 269.1

Potencia elegida (HP) 361 315 Velocidad de la bomba (RPM) 825 708 Velocidad del motor (RPM) 1500 1278

Torque del motor (lb-ft) 1348 1581 Torque después de caja (lb-ft) 2450 2876

Consumo de combustible 0.353 0.35 Rendimiento del motor 0.76 0.66

Anexo X

Detalle de inversión económica

251

En la tabla X.1 se muestra el detalle de la inversión económica planteada en el capítulo V. Dicha inversión contempla costos de ingenieria, supervisión e instalación, más no contempla los costos de adquisición del material, que son detallados en la tabla 5.3 del capítulo V. Los costos mostrados en la tabla X.1 son costos directos.0 TablaX.1. Detalle de instalación de bombas tornillo en Estación 1

Item Descripción Precio ($)

1,0 Trabajos Preliminares 47 800 1,1 Ingeniería de detalle 2500 1,2 Movilización y desmovilización de personal,

equipos y herramientas 45 000

1,3 Caseta provisional 300 2.0 Supervisión durante los trabajos 80 000 3.0 Trabajos Finales 10 550 3.1 Análisis vibracional de la motobomba en operación 1500 3.2 Pruebas y puesta en marcha 6000 3.3 Elaboración de informe final 1000 3.4 Entrenamiento del personal 1000 3.5 Servicio técnico en campo 1050 4.0 Trabajos Civiles 58 000 4.1 Construcción cimentación 58000 5.0 Trabajos Mecánicos 36 237 5.1 Desmontaje de la Motobomba centrifuga 5000 5.2 Montaje y nivelación de la motobomba según las

recomendaciones del fabricante 17000

5.3 Preparación de prefabricados y montaje de las válvulas motorizadas, válvulas manuales y todas las

líneas que intervienen en el sistema de las motobombas: succión, descarga, alivio,

recirculación, drenaje, cebado, purga, lubricación, alimentación y retorno de combustible, líneas

neumáticas, entre otras

1000

5.4 Prueba de tintes penetrantes 1500

5.5 Pruebas placas radiográficas 1035

5.6 Prueba hidrostática 450

5.7 Confección e instalación de soportes para las líneas de succión y descarga

426

5.8 Confección e instalación de tinglado para protección de las motobombas. Incluye arenado y

pintado de estructuras

3375

252

5.9 Pintado - 1 capa de líneas enterradas (succión, descarga, alivio, recirculación, entre otras) y

soportes metálicos. Incluye arenado

2546

5.10 Pintado - 3 capas de líneas a la intemperie (succión, descarga, alivio, recirculación, entre otras). Incluye

arenado

315

5.11 Recubrimiento con polyken de líneas enterradas (succión, descarga, alivio, recirculación, entre otras)

y soportes metálicos

2090

5.12 Nuevo tramo de la línea contraincendio. 1500

6.0 Trabajos de Control e Instrumentación 19 821 6.1 Suministro e instalación de los cables de

comunicación (entre nuevo tablero de control y tablero de control existente)

6459

6.2 Suministro e instalación de los cables de control e instrumentación entre los nuevos tableros de

control, las motobombas, válvulas de operación (succión, descarga y recirculación) y la sala de

control

8612

6.3 Instalación de dos indicadores / transmisores de presión en la línea de succión y descarga, un indicador / transmisor de temperatura y un

indicador / transmisor de flujo

1500

6.4 Integración de la motobomba tipo tornillo a la sala de control de la Estación. Incluye suministro,

instalación y configuración de equipos en la sala de control y tablero de local

3250

7.0 Trabajos Eléctricos 6587.50 7.1 Suministro, instalación y conexionado de los cables

de alimentación entre los nuevos tableros de control, la motobomba, válvulas de operación, indicadores / transmisores y la sala de control

2000

7.2 Suministro e instalación de luminarias y tomacorrientes para el tinglado; así como accesorios eléctricos a prueba de explosión (tuberías conduit, cajas de paso, sellos, universales, etc.) y tuberías y

accesorios de PVC pesado para instalación de cables.

4000

7.3 Suministro e instalación del sitema de puesta a tierra

587.50

8.0 Instalación de las líneas del sistema de bombeo 2405 8.1 Tubería de 3/4", Sch. 80, Gr. B, SMLS, Plain Ends 288

8.2 Tee 6''x6''x4'', Sch. 80, Extremos Biselados (BW), ASTM A234, ANSI B16.9

66

253

8.3 Codo 90° de 10", Sch. 40, L.R., Extremos Biselados (BW), ASTM A234, ANSI B16.9

73

8.4 Codo 90° de 8", Sch. 80, L.R, Extremos Biselados (BW), ASTM A234, ANSI B16.9

40

8.5 Brida de 10", W.N.R.F., Class 150, 275 PSI @100°F, ASTM A105,ANSI B16.5

750

8.6 Brida de 8", W.N.R.F., Class 900, ? PSI @100°F, ASTM A105,ANSI B16.5

400

8.7 Reducción Concéntrica de 8" a 6", Sch. 80, Extremos Biselados, ASTM A234, ANSI B16.9

100

8.8 Reducción Concéntrica de 4" a 3", Sch. 80, Extremos Biselados, ASTM A234, ANSI B16.9

80

8.9 Filtro tipo canasta 250

8.10 Indicador de temperatura 358 9.0 Integración de los tableros locales 11070 9.1 Módulo ethernet 1756-ENBT para PLC

CONTROLLOGIX 1756-L61 1350

9.2 Switch industrial de 8 puertos para el tablero 800

9.3 Cable STP CAT 5 de 8 hilos para enlace entre los tableros locales

270

9.4 Convertidor FO/Cu (tablero de control de motobomba existente)

2000

9.5 Software RS Logix 5000 Professional 8000 10.0 “Upgrading” del PLC 28650 10.1 Ampliación del PLC Quantum (chasis 6 slots,

modulo DIO, módulo salida analógica y block de borneras de fácil conexión)

8000

10.2 Módulo Modbus Ethernet 140 NOE77110 para PLC Quantum (red Modbus Ethernet en sala de control)

1200

10.3 Procesador Unity W/2048/7168K 8000

10.4 Software Unity Pro Extra Large, version 3.0 6000

10.5 Controlador dedicado marca Yokogawa 2500

10.6 Convertidor FO/Cu (sala de control) 2000

10.7 Switch Industrial de 16 puertos 800

10.8 Tarjeta Ethernet 10/100 Mbps para la PC supervisora

150

254

En la tabla X.2 se muestra el total de la inversión, dichos gastos no incluyen los gastos de adquisición del equipo. Tabla X.2. Gastos totales.

COSTO DIRECTO ($)

301 120.50

GASTOS GENERALES (10 %)

30 112.05

UTILIDAD (10 %)

30 112.05

SUB TOTAL ($)

361 344.60

IGV (19%)

68 655.47

TOTAL ($)

430 000.07

Anexo XI

Sustentos de evaluación económica

Anexo XII

Porcentajes de depreciación

273

Porcentaje de depreciación

Los edificios y construcciones sólo serán depreciados mediante el cálculo en línea recta en razón de 3% anual. Los demás bienes afectados a la producción de rentas gravadas, se depreciarán según el mismo sistema aplicando el porcentaje que resulte. (Ver tabla XII.1) Tabla XII.1.Porcentajes de depreciación según el rubro

BIENES VIDA ÚTIL AÑOS

TASA ANUAL DEPRECIACIÓN

Vehículos de transporte terrestre (excepto ferrocarriles), hornos en general.

5 20%

Maquinaria y equipos utilizados por las actividades minera y petrolera, excepto muebles, enseres y equipos

de oficina. 5 10%

Otros bienes de Activo Fijo 10 10%

Anexo XIII

Modelo de cálculo de la tasa de actualización para una compañía

277

Modelo de cálculo de la tasa de actualización para una compañía (Referencia al Apéndice C)

XIII.1 - Introducción Supongamos que la inflación no existe y que todo agente económico puede depositar o prestarse dinero a una tasa de interés “i”, cualquiera sea la importancia de la suma, y siendo así sería equivalente disponer de la suma “P” hoy y no disponer de la suma “Vn” dentro de “n” años. En otras palabras:

ni

VnP

)1( += (XIII.1)

Cuando existe un mercado perfecto de capitales, la tasa de actualización de deberán utilizar los agentes económicos corresponden a la tasa de interés de este mercado, más una utilidad o “spread” que premia el riesgo de la Inversión. En la práctica, el mercado perfecto de capitales no existe. Para financiar sus inversiones las Compañías utilizan diferentes fuentes de capital (fondos propios, préstamos a mediano plazo, etc.). Una Compañía, para evaluar la ventaja de sus proyectos, deberá considerar una tasa de actualización correspondiente al costo medio de sus diferentes fuentes de financiamiento, es decir, un proyecto que permita reembolsar el capital inicial y retribuir ese capital a una tasa correspondiente al costo del capital de la Compañía. Podemos definir como costo de capital al promedio ponderado de los costos específicos de los tipos de capital empleados en el financiamiento total de la Compañía. La mayor dificultad conceptual al medir el costo de capital surge de dos factores: uno es la incertidumbre debido a que los fondos de la Compañía van hacia propósitos que en general no son manejados por los evaluadores, la política de los propietarios no necesariamente ofrecen retornos seguros y definitivos, y el segundo es que los fondos pueden obtenerse por muchas vías distintas que van desde el endeudamiento de distintas fuentes, recursos propios y otros instrumentos disponibles como aportes de los accionistas, etc. XIII.2 - . Estructura de capital En condiciones de incertidumbre, es mejor analizar el capital de acuerdo a sus variaciones en el tiempo o configuración histórica. Con el propósito de ilustrar numéricamente este tema, se presenta en la tabla XIII.1 la estructura simulada del capital de una compañía.

278

Tabla XIII.1. Estructura simulada del capital de una compañía

FUENTE PROPORCION %

Deuda a Corto Plazo 4.4 Deuda a Largo Plazo 35.5 Capital Propio 60.1 100.00

XIII.3 - Costo de la deuda a corto plazo Las deudas a corto plazo de las compañías, están constituidas en su mayor parte por “Advance Accounts”. El cálculo del costo de esta fuente de financiamiento se muestra como ejemplo en la tabla XIII.2. El promedio ponderado de deuda a corto plazo para el período 1991 – marzo 1994 da como resultado una tasa efectiva de 16.75%. Tabla XIII.2. Cálculo del costo

AÑO TASA %

1991 17.40 1992 16.89 1993 14.12

E/m 1994 11.70 Promedio 16.75

Incluyendo el “spreed” bancario que podría ser del orden del 1.25%, dependiendo de las condiciones del mercado financiero nacional, podemos concluir que 18% es un buen estimado de la deuda a corto plazo.

XIII.4 - .Costo de la deuda a largo plazo La tasa efectiva de interés promedio cobrado a las compañías en préstamos a largo plazo, es variable dependiendo del comportamiento de la economía mundial. Actualmente la tasa varía entre 8 y 10% y podría continuar manteniéndose en esos niveles, por lo cual un buen estimado para este tipo de préstamo es de 10%. XIII.5 - Costo de capital propio El costo del capital propio es más difícil de obtener, sin embargo para efectos del cálculo podemos asumir que corresponden al costo de oportunidad de los propietarios en asignar fondos a la Compañía. En otras palabras, el costo del capital social asignado a la empresa puede ser medido por la tasa marginal de retorno del sector más productivo (donde pudo haber sido invertido el capital), cuyo rendimiento ha sido abandonado para obtener los beneficios de la Compañía.

279

Para efectos prácticos y a fin de ilustrar el cálculo del costo de capital de la compañía, vamos a asumir que la tasa de retorno de uno de los principales proyectos en la cartera de inversiones de la compañía es de 17.8%. XIII.6 - Costo de capital A partir de los elementos anteriormente descritos se puede calcular una aproximación del costo de capital para la compañía (tasa de corte o de actualización). (Ver tabla XIII.3) Tabla XIII.3. Aproximación del costo de capital

FUENTES DE FINANCIAMIENTO

% DE ESTRUCTURA DE

FINANCIAMIENTO

COSTO DE CADA FUENTE

%

PROMEDIO PONDERADO

% Deuda a Corto Plazo 4.4 18.0 0.79 Deuda a Largo Plazo 35.5 10.0 3.55 Capital Propio 60.1 17.8 10.70 100.0 15.04 Dicha tasa de 15% será utilizada como tasa de corte o de actualización a efectos de la evaluación de proyectos sin riesgo mínimo. Para los proyectos de alto riesgo se agregará el “factor de riesgo” que a nivel internacional es de aproximadamente 5% en los proyectos de incertidumbre como son los de exploración – producción de hidrocarburos, con los cual se obtiene 20% como tasa de corte para este tipo de proyectos. Como el costo promedio ponderado calculado es producto de asumir una estructura de financiamiento y del costo vigente en un momento determinado, su cálculo debe ser actualizada periódicamente.

Anexo XIV

Tasa interna de retorno modificada

283

Tasa interna de retorno modificada (Referencia al Apéndice C) El uso de la Tasa Interna de retorno (TIR) como instrumento para evaluación de proyectos tiene varios inconvenientes que obstaculizan su utilización en algunas aplicaciones. Esto se deriva del hecho que se asume que los flujos de caja obtenidos en cada año son reinvertidos o descontados a la misma tasa de rendimiento del proyecto. Esta asunción es financieramente razonable si la tasa está dentro de rangos realistas (Ej. 10% a 20%). Cuando la TIR se vuelve significativamente muy grande o muy pequeña, la asunción se retorna menos válida y los valores resultantes menos confiables. La TIR también está influenciada por el número de veces que el flujo de caja cambia de signo (positivo a negativo o viceversa). Por cada cambio de signo la solución del TIR tiene una respuesta adicional. El procedimiento de la Tasa Interna de Retorno Modificada (TIRM) es una de la varias alternativas que evita los inconvenientes derivados de los cambios de signo en el flujo. Los flujos negativos son descontados a una tasa de seguridad que refleje el retorno da la inversión en una cuenta de liquidez y los flujos positivos son reinvertidos a una tasa de reinversión que refleje el retorno a la inversión de riesgo comparable. Podría ser usada una tasa de retorno promedio en la inversiones actuales de mercado. Los pasos en el procedimiento son: 1. Calcular el Valor Futuro de los flujos de caja positivos (NFV) a la tasa de reinversión. 2. Calcular el Valor Presente de los flujos de caja negativos (NPV) a la tasa de seguridad. 3. Conociendo n, DV y FV, resolver la tasa interna de retorno modificada. Cálculo de la tasa de retorno modificada (TIRM) Se usa la ecuación XIV.1

TIRM % =

−× 1100 n

N

P

NPVNFV (XIV.1)

NFVP = Valor Futuro Neto de los Flujos Positivos NPVN = Valor Presente Neto de los Flujos Negativos. n = Número de Períodos.