INTRODUCCIÓN A LA SERIE
Ninguna empresa, producto o individuo está inmune a las fallas o deficiencias. La solución a estos problemas frecuentemente puede resultar en nuevas “mejores prácticas”. Al relatar algunas de estas historias de casos reales, se espera que las lecciones aprendidas sean educativas para los lectores. En cada caso se describe una falla o incidente y se hace la pregunta: “¿Qué salió mal?” En cada caso se explicará la respuesta (o al menos la mejor especulación) y la solución que se aplicó al problema.
Por W. Norm Shade
Poco después de su puesta en marcha, un gran compresor centrífugo accionado por turbina de gas se detuvo repentinamente debido a una alta vibración en el rotor. Tras varios reinicios de la unidad, se constató que la alta vibración persistía, por lo que se envió un equipo de mantenimiento a la remota estación de transmisión de gas para desmontar e inspeccionar la unidad. Se encontró la cabeza de un perno alojada en la entrada del impulsor de la primera etapa.
Este incidente, al igual que el que se describe a continuación, se remonta a hace más de cuatro décadas, cuando se construyó un gran gasoducto en Siberia. Se instalaron grandes estaciones de compresión a intervalos regulares para aumentar la presión y mantener el flujo de gas. Cada estación estaba equipada con seis compresores centrífugos idénticos de 13.028 hp (9715 kW) y 6500 rpm, accionados por turbinas de gas. Cada compresor, muy similar a la configuración que se muestra en la Figura 1, tenía dos impulsores en serie para aumentar la presión del gas desde la presión de succión hasta la de descarga, de 725 a 1074 psig (50,0 y 74,1 bar), respectivamente. Estos eran niveles de presión y relaciones de compresión relativamente típicos para este tamaño de compresor, y la configuración aerodinámica de dos etapas se había aplicado con éxito en numerosas aplicaciones de gasoductos durante 20 años.
Tras el incidente del perno mencionado anteriormente, que llevó al operador analizar las vibraciones en más detalle, se observó que, a medida que se ponían en marcha y se comisionaban otras unidades idénticas, la vibración del rotor del compresor alcanzaba a veces el nivel de alarma, produciéndose paradas ocasionales debido a la alta vibración. Dado que el fenómeno se presentaba en varias unidades, el operador del gasoducto, muy preocupado, preguntó: “¿Qué salió mal?”.
El misterio persistió hasta que uno de los técnicos de servicio de campo del fabricante compartió algunas observaciones del proceso de puesta en marcha. Durante este proceso, cuando los compresores operaban en la línea de derivación de la estación, el técnico de servicio observó que eran muy ruidosos y que a veces no había diferencia perceptible entre la presión de succión y la de descarga. Cuando las unidades funcionaban normalmente con una relación de presión razonable, el ruido interno no era evidente. La vibración del rotor del compresor era alta durante el proceso de puesta en marcha, con las unidades operando en la derivación de la estación, pero era mucho menor cuando operaban con relaciones de presión cercanas a las de diseño.
Cada estación de compresión se construyó con un gran circuito de derivación de plena capacidad. Durante el proceso de puesta en marcha, el circuito de derivación se utilizó para recircular el flujo de la estación. Inicialmente, cada una de las unidades centrífugas se puso en marcha individualmente y se operó hasta la velocidad máxima continua de 6825 rpm en el circuito de derivación. A primera vista, parecía una forma segura y lógica de probar las unidades con muy poca carga. Sin embargo, en este caso, la derivación de la estación era tan grande que prácticamente no producía caída de presión cuando solo una o dos de las seis unidades estaban en funcionamiento. Esto provocó que el compresor operara a la velocidad máxima con su flujo máximo o flujo crítico, lo cual no es una condición de operación esperada. El flujo crítico también se caracteriza por el ruido debido a la estela o el desprendimiento de vórtices que se produce en el punto de estrangulamiento dentro de los conductos aerodinámicos. Cuando operan en flujo crítico, los compresores, que de otro modo serían fiables, corren peligro.
Por supuesto, se debe evitar el funcionamiento en flujo estrangulado a altas velocidades, por lo que el fabricante rápidamente señaló que el operador había operado incorrectamente los compresores durante el proceso de puesta en marcha. Sin embargo, la autoridad técnica del operador remitió al fabricante a la especificación original que mostraba una serie de requisitos de funcionamiento, incluida una relación de presión mínima de 1,002. Esto había sido interpretado por el fabricante como un error tipográfico, y se había supuesto que significaba 1,02, que también es una relación baja poco probable que se encuentre en la práctica. Desafortunadamente, el requisito de relación de presión de 1,002 no era un error, ya que los diseñadores de la estación compresora aparentemente habían previsto dicha condición de funcionamiento durante el proceso de puesta en marcha.
Un análisis de campo posterior reveló que la frecuencia de la alta vibración durante el funcionamiento en el régimen de flujo estrangulado era principalmente subsíncrona, en o cerca de la frecuencia de la primera velocidad crítica lateral. La revisión de los registros de las pruebas de fábrica mostró que se había registrado una cantidad muy pequeña de vibración subsíncrona en la primera frecuencia crítica lateral en algunos de los compresores durante las pruebas mecánicas en bucle abierto. Estos hallazgos finalmente revelaron la causa del problema y respondieron a la pregunta: “¿Qué salió mal?”.
El problema del estrangulamiento planteó un gran dilema para las partes. El fabricante determinó que el funcionamiento con relaciones de presión inferiores a aproximadamente 1,02 pondría al compresor en “bloqueo” o flujo severamente estrangulado. No había forma de cambiar el diseño aerodinámico para evitarlo y, al mismo tiempo, cumplir con los requisitos de relación más altos de las condiciones normales de funcionamiento. Afortunadamente, después de una tediosa negociación, se acordó que la válvula en la línea de derivación podría modularse para crear una relación de presión mínima segura en los compresores. Aunque persistía cierto riesgo de funcionamiento en estrangulamiento, debido a la inexperiencia del personal operativo y la lejanía de la mayoría de las estaciones del control central, este cambio operativo fue una solución bastante sencilla y se convirtió en parte del protocolo operativo para las estaciones, con el requisito de evitar el funcionamiento por debajo de una relación de presión de 1,03. Sin embargo, todas las partes interesadas, desde los operadores hasta el fabricante, querían más confirmación de que esto, de hecho, eliminaría el problema de la vibración subsíncrona del rotor.
El compresor centrífugo fue diseñado para coincidir con la velocidad de diseño de la turbina de gas de 6500 rpm, con un rango de velocidad continua de 3900 a 6825 rpm (60% a 105%). Esta era una velocidad mínima bastante baja para un diseño de rotor flexible que operaba entre la primera y la segunda velocidad crítica lateral. Como se muestra en la Figura 2, la norma API 617 exigía que la primera velocidad crítica fuera ≤85% de la velocidad mínima de operación continua, en este caso, aproximadamente 3300 rpm.1 Cabe destacar que esto representaba el 48% de la velocidad máxima continua de 6825 rpm. Cuando se diseñaron estos compresores a mediados de la década de 1970, los análisis de dinámica de rotores generalmente se limitaban a cálculos de velocidad crítica sin amortiguación y análisis de respuesta a desequilibrios. Para entonces, la mayoría de los principales fabricantes de compresores centrífugos habían experimentado graves problemas en campo con vibraciones subsíncronas en compresores con seis a diez impulsores que operaban a presiones de descarga de aproximadamente 4000 psig (276 bar) o superiores. Sin embargo, no se habían presentado problemas similares en compresores para gasoductos con uno o dos impulsores que operaban a menos de 1200 psig (83 bar).
Fundamentalmente, si el rotor de un compresor es excitado por una fuerza alterna a una determinada frecuencia, vibrará a esa frecuencia. Algunas frecuencias provocan una amplitud de respuesta mayor que otras. Esto es especialmente característico de las frecuencias naturales, que se denominan velocidades críticas. El desequilibrio, las excitaciones aerodinámicas y los sellos y cojinetes del eje generan fuerzas sobre el rotor del compresor, y la amortiguación dentro del sistema rotor/cojinetes afecta la amplitud de la vibración. Es decir, una mayor amortiguación resulta en una menor amplitud de vibración y una menor amortiguación resulta en una mayor amplitud de vibración. La amortiguación no solo es un factor importante en la respuesta vibratoria a velocidades críticas, sino que, para rotores largos y flexibles, es un factor importante para determinar si el rotor del compresor será susceptible a un fenómeno conocido como inestabilidad del rotor. La amortiguación y los efectos de acoplamiento cruzado hacen que la determinación de la inestabilidad del rotor sea un problema de análisis complejo. Los compresores que operan muy por encima de la primera velocidad crítica lateral y comprimen gases de mayor densidad (es decir, mayor presión y/o mayor densidad relativa) son los más susceptibles a la inestabilidad del rotor. Con el tiempo, la Figura 3 o directrices similares se convirtieron en herramientas de uso común para los diseñadores y compradores de compresores para determinar cuándo se requería un análisis adicional de alto nivel para evaluar el riesgo de inestabilidad del rotor² y para evaluar los cambios de diseño para evitar la inestabilidad. El símbolo naranja en la Figura 3 compara el diseño original del rotor con este criterio, mostrando que se requeriría un análisis de alto nivel, ciertamente más que el análisis básico de velocidad crítica sin amortiguación.
De hecho, el fabricante volvió a analizar el diseño del rotor utilizando un análisis de rotor amortiguado que evaluó la estabilidad del sistema rotor-cojinetes. El decremento logarítmico es el término utilizado para caracterizar la estabilidad de un sistema rotor-cojinetes.³ El decremento logarítmico de una vibración cíclica se define como la relación logarítmica de dos amplitudes sucesivas separadas por un período. Si el decremento logarítmico es positivo, la amplitud de una oscilación sucesiva será menor que la de la oscilación anterior. Esta es la característica deseable para la estabilidad del rotor. Si el decremento logarítmico es cero, no habrá disminución en las amplitudes de las oscilaciones sucesivas, lo que indica una condición marginal. Si el decremento logarítmico es negativo, la amplitud de cada oscilación sucesiva aumentará y la respuesta de vibración del rotor será inestable. Dado que existen tolerancias en los numerosos parámetros que intervienen en el cálculo de la estabilidad del rotor, y que el propio procedimiento de cálculo presenta cierto grado de incertidumbre, dependiendo de su experiencia y de cuánto se aleje el compresor de la zona de seguridad mostrada en la Figura 3, la mayoría de los fabricantes diseñan el sistema del rotor para que tenga un decremento logarítmico positivo de 0,30 a 0,50 o incluso superior.
Además de evaluar la respuesta amortiguada del rotor, el operador acordó un aumento de la velocidad mínima continua a 4250 rpm, lo que permitió aumentar la primera velocidad crítica a 3612 rpm, que representaba el 53% de la velocidad máxima continua. El análisis de respuesta amortiguada del fabricante indicó que el sistema rotor/cojinete revisado tendría un decremento logarítmico superior a 0,4 a la velocidad máxima de 6825 rpm. Curiosamente, aunque los criterios de la industria de la Figura 3 aún no se habían establecido en ese momento, este cambio situó el diseño del rotor dentro de la zona segura, como se indica con el símbolo verde en la Figura 3. La primera velocidad crítica se aumentó incrementando los diámetros A, B y C en la Figura 4 para rigidizar el eje largo del rotor. Desafortunadamente, esto requirió nuevos ejes de rotor y el reemplazo de todos los rotores en los numerosos compresores en funcionamiento.
Antes de la implementación en campo, se fabricó urgentemente un compresor duplicado y se diseñó y construyó una gran instalación de prueba de circuito cerrado dentro de la fábrica, incorporando el motor de prueba más grande del fabricante. El circuito se construyó con tuberías de 30 pulgadas (762 mm) y 36 pulgadas (914 mm) de diámetro, como se muestra en la Figura 5. Se utilizó una válvula de estrangulamiento para ajustar la relación de presión desde el flujo de sobretensión, pasando por las condiciones de flujo de diseño, hasta una relación mínima de aproximadamente 1,08. Para operar a relaciones más bajas, es decir, con flujos estrangulados, la válvula de estrangulamiento se reemplazó por un tramo recto de tubería, como se muestra en la configuración del circuito en la Figura 5. Dado que la prueba se realizó dentro de la fábrica, se llevó a cabo utilizando nitrógeno puro, y la potencia del motor de prueba y la coincidencia de los números de Reynolds de campo y de prueba, según lo estipulado por el Código de Pruebas de Potencia ASME PTC-10, limitaron la presión de succión a 325 psia (22,4 bar).
En la prueba de circuito cerrado, el rotor revisado se mostró completamente estable con una respuesta de vibración satisfactoria en todo el rango de velocidad de operación, desde 4250 hasta 6825 rpm, e incluso hasta la velocidad de sobrevelocidad de 7500 rpm. La primera velocidad crítica lateral medida fue de 3640 rpm, ligeramente superior a la prevista. Sin embargo, la vibración a la velocidad mínima de funcionamiento fue inferior a 0,5 mils pico a pico, por lo que la primera velocidad crítica, ligeramente superior a la prevista, no supuso ningún problema. La Figura 6 muestra el espectro de vibración a la velocidad máxima continua de 6825 rpm (en realidad, 6840 rpm en el gráfico) con el caudal de diseño y una presión de aspiración de 310 psia (21,4 bar). Se muestran las mediciones de vibración vertical y horizontal junto a los cojinetes de apoyo del extremo de accionamiento y del extremo de entrada. Las mediciones de retención de picos muestran que la vibración pico a pico total más alta medida fue de 0,64 mils a la velocidad máxima continua del compresor. Este valor representa la mitad del límite de vibración contractual de 1,3 mils pico a pico y, además, fue mejor que la mayoría de las pruebas de producción originales en circuito abierto. Prácticamente toda la vibración en estas condiciones era síncrona, es decir, a la frecuencia de la velocidad de funcionamiento. No se detectó vibración subsíncrona en el cojinete del extremo de accionamiento y solo se observó un rastro (0,04 mils a aproximadamente 3600 cpm) en el cojinete del extremo de entrada.
También se evaluó la vibración del rotor con el compresor funcionando en régimen de flujo estrangulado. Como se muestra en la Figura 7, la estabilidad y la vibración del rotor fueron esencialmente las mismas que en el flujo de diseño, lo que constituyó un hallazgo muy positivo. También se realizaron pruebas con el compresor en ligera sobrecarga. Esta condición de funcionamiento prohibida indicó una vibración subsíncrona del rotor en el extremo de entrada de 0,16 mils a 3600 cpm. La respuesta se caracterizó por flancos bastante amplios, similares a los observados en las Figuras 6 y 7, lo que indicaba que la inestabilidad del rotor y la vibración subsíncrona eran muy poco probables, incluso cuando el compresor estaba en ligera sobrecarga.
Posteriormente, se instalaron ejes de rotor del nuevo diseño en todas las unidades de campo, y no se presentaron más problemas de vibración. El número de unidades y la logística plantearon importantes desafíos, pero los cambios se completaron en un período de aproximadamente seis meses. El análisis de estabilidad del rotor amortiguado se convirtió en una práctica estándar para el fabricante en todos los compresores centrífugos, independientemente del tipo o la aplicación. Además, el fabricante adoptó la práctica de mantener la primera velocidad crítica lateral superior al 50% de la velocidad máxima continua. Ambas prácticas de diseño resultaron exitosas para evitar cualquier problema adicional de vibración subsíncrona en los compresores de gasoducto posteriores.
De esta experiencia se pueden extraer al menos cuatro lecciones.
En primer lugar, y lo más importante, los sistemas nunca deben diseñarse para que los compresores centrífugos operen en régimen de flujo estrangulado. Además de la muy baja eficiencia en esta zona del mapa del compresor, las fuerzas aerodinámicas internas sobre los rotores y los componentes pueden provocar muchos problemas y, en última instancia, fallos.
Siempre es importante revisar y comprender a fondo las especificaciones del cliente y el protocolo de funcionamiento previsto. Como se demostró en este caso, puede ser muy peligroso suponer que un número en la especificación del cliente es un error tipográfico y carece de importancia. Cualquier número cuestionable en la especificación debe discutirse con el cliente para determinar si es correcto o no. En particular, antes de presentar una propuesta, y definitivamente antes de aceptar un pedido, cualquier relación de presión que requiera que el compresor opere en régimen de flujo estrangulado debe discutirse con el cliente para encontrar alternativas aceptables.
Como se ha convertido en práctica común desde mediados de la década de 1970, cuando se diseñaron los compresores de este caso de estudio, un análisis de respuesta y estabilidad del rotor amortiguado siempre debe formar parte del proceso de diseño del compresor centrífugo. Los análisis de perturbación deben realizarse considerando variaciones en los valores de rigidez y amortiguación de los cojinetes y sellos, así como la excitación aerodinámica, ya que siempre existe cierto grado de incertidumbre debido a las variaciones en las tolerancias de fabricación, las propiedades del aceite lubricante y las condiciones de funcionamiento.
Para compresores en aplicaciones críticas o ubicados en lugares remotos, se recomienda realizar pruebas de fábrica a plena presión y carga, al menos para la primera unidad de cada diseño. Si bien estas pruebas implican un costo adicional significativo en el contrato de compra, pueden resultar una inversión muy rentable para evitar problemas importantes en el campo.
REFERENCIAS
1American Petroleum Institute, Norma 617: “Compresores axiales y centrífugos y compresores-expansores”, 8.ª ed. (Washington, DC: API, 2014).
2Brun, K., y Kurz, R., “Comprensión de los compresores centrífugos”, Conferencia de Maquinaria de Gas GMRC, 2018.
3Shade, W.N., Compresión de gas: Introducción a los equipos y la tecnología de compresión (Houston, TX: Third Coast Publishing Group, 2021), capítulo 47.
