Este ejemplo demuestra como un análisis rotodinámico efectuado a un compresor centrífugo de hidrógeno de 7 etapas de servicio en refinación, sirve para la toma de decisiones en dos aspectos importantes de su diseño; 1) modernización del sistema de sellado y 2) un rediseño de chumaceras hidrodinámicas. La relación de compresión del equipo es de 1.5, con una capacidad de 4,445 c.f.m., y con una temperatura y presión de succión de diseño de 100 F y 315 psia, respectivamente. La modernización del sistema de sellado consistió en la sustitución de los sellos originales del tipo de anillo flotante (lubricados con aceite) por sellos secos de cara (lubricados con gas de proceso). La selección de los sellos secos de gas se basó en un mejor control de emisiones a la atmósfera, además éste tipo de sello no requiere consolas de lubricación, por lo tanto representa un ahorro en actividades de operación y mantenimiento. Una medición del estado de vibraciones del equipo en condiciones normales de operación reveló la presencia de una fuerte actividad subsíncrona a aproximadamente 0.5X, casi tan grande como la vibración síncrona. Además, el sistema era incapaz de operar a la velocidad de diseño original de 9,850 rpm. La alta amplitud de vibración subsíncrona limitaba la velocidad del rotor a un máximo de 5,760 rpm. Cualquier intento de operar el equipo a una velocidad superior conducía a niveles de vibración simplemente inaceptables para la integridad del mismo y de los operadores.
El proceso de rediseño generó varios tipos de chumaceras lóbulares, cada una de las cuales ofrecía ventajas y desventajas. Del estudio se concluyó que las chumaceras rediseñada con una precarga de 0.5 y una excentricidad de 0.8 (claro mínimo) permitían la operación estable del compresor hasta las 8,750 rpm. En el modelo completo, las estaciones correspondientes a los sellos flotantes de aceite se representaron como conexiones que proveen coeficientes rotodinámicos. En su lugar, se agregaron masas y momentos de inercia (polares y transversales) de los sellos secos. El peso del rotor y las cargas estáticas en cada chumacera cambiaron ligeramente.
El compresor operó satisfactoriamente durante los siguientes cinco años sin que se registrara ningún problema de estabilidad. Al termino de este periodo se efectuó una repotenciación de la unidad. El requerimiento de operación a una velocidad más alta condujo a considerar la sustitución de las chumaceras tri-lóbulares por chumaceras de zapatas basculantes para eliminar la posibilidad de una inestabilidad hidrodinámica. Después del análisis rotodinámico correspondiente, se llegó a la configuración final de una chumacera de cuatro zapatas, con la carga estática del rotor entre zapatas inferiores, y precarga mecánica de 0.19. El nuevo cojinete minimiza las fuerzas cruzadas-acopladas responsables de la inestabilidad rotodinámica del compresor original. El rotor permanece estable en todo el rango de velocidad de operación hasta la velocidad máxima continua de 11,000 rpm y con factores de amortiguamiento mayores a 0.19 para el modo de vibración cilíndrico-elástico excitado a la frecuencia natural de 4,200 rpm. La respuesta síncrona al desbalanceo del rotor presenta un pico de resonancia (velocidad crítica) a esta velocidad de 4,200 rpm que es coincidente con la frecuencia natural del compresor.
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