Este es el segundo de seis capítulos en los que se habla sobre tecnología en compresores para refrigeración. En la edición anterior vimos el tema del proceso de compresión, ahora conoceremos el funcionamiento de un compresor de tornillo.
por Germán Robledo*
Visualizar cómo funciona un compresor de tornillo con doble rotor es un poco más difícil que visualizar un compresor reciprocante. Las ranuras helicoidales de los rotores y las formas poco habituales de los puertos complican el panorama.
A pesar de su aparente complejidad, el compresor de tornillo tiene relativamente pocas piezas móviles: dos rotores, cojinetes y una válvula de corredera. La simpleza es uno de los puntos de venta fuertes del compresor de tornillo. En este artículo se analizarán los diversos componentes del compresor de doble tornillo.
Los rotores son el alma del compresor de tornillo. Un rotor tiene lóbulos helicoidales y se lo denomina macho. El otro rotor tiene ranuras de acoplamiento helicoidales y se lo denomina hembra. El diseño de rotor más común es el perfil asimétrico 4 + 6 patentado por SRM en Suecia. (Ver figura 1.)
Se ha comprobado que este perfil proporciona buena eficiencia y maquinabilidad. El diseño asimétrico minimiza las rutas de fuga a través del engranaje del rotor y proporciona un pequeño "agujero de soplado". El agujero de soplado es el área de fugas entre la carcasa y las puntas del rotor en el engranaje. Cuando está en funcionamiento, el rotor macho absorbe aproximadamente el 85% de la torsión y el hembra, aproximadamente el 15%. Por este motivo, en los compresores inundados de aceite, el compresor macho impulsa directamente al hembra ya que un engranaje impulsa al otro. De esta manera, sólo el 15% de la energía de entrada se transmite a través del engranaje del rotor.
Existe una acción pura de rodamiento entre los rotores porque se impulsan en la línea de paso. Por ello, cuando están fabricados correctamente, no hay contacto deslizante entre los rotores y esto sirve para minimizar el desgaste.
Con el fin de transportar las cargas generadas por las presiones del gas, deben usarse cojinetes tanto radiales como de empuje. (Ver fig. 2.) En un compresor de tornillo de doble rotor, las cargas de los cojinetes son bastante altas y, como resultado, la falla de los cojinetes es la causa principal de la falla del compresor.
En la mayoría de los compresores de refrigeración de doble tornillo giratorio, las cargas radiales son transportadas por cojinetes de manguito, estos tienen varias desventajas. Una es que requieren cajas maquinadas con mayor grado de exactitud (más costosas) que los cojinetes antifricción, porque los de manguito no toleran desalineaciones. En segundo lugar, los cojinetes de manguito consumen potencia debido al arrastre viscoso del aceite.
Del lado positivo, sin embargo, la trayectoria de confiabilidad de los cojinetes de manguito es excelente. Siempre que se mantenga una buena presión de aceite y que el sistema esté relativamente limpio, la vida útil de los cojinetes de manguito es prácticamente eterna.
El diseño más común de los cojinetes de empuje es un cojinete de bolas dobles de contacto angular. Los cojinetes de empuje son la conexión débil del compresor de tornillo doble y la causa más común de falla del compresor. La carga de empuje es causada básicamente por la diferencia de presión de descarga a succión que actúa contra el área proyectada de las caras del rotor. La carga de empuje en el rotor macho es mayor que en el rotor hembra porque el gas ejerce fuerza sobre el engranaje del rotor.
Por ejemplo, la carga de empuje del rotor macho sobre un compresor de 255 mm que funciona con amoníaco en condiciones típicas es 4450 lb. Por este motivo, se utiliza un pistón de equilibrio en el eje del rotor macho para ayudar a equilibrar la carga de empuje. Para ser efectivo, el pistón de equilibrio depende de la presión de aceite que tiene atrás. De este modo, la vida del pistón de empuje es muy sensible a la presión del pistón de equilibrio. Bajo condiciones de funcionamiento normales, los cojinetes de empuje del rotor hembra tienen una vida aceptable sin un pistón de equilibrio. Incluso en un sistema correctamente mantenido, los cojinetes de empuje generalmente son las partes que se desgastan primero y, en algunos casos, deben ser considerados componentes de mantenimiento.
La reducción de capacidad en un compresor de refrigeración de doble tornillo giratorio generalmente se logra con una válvula de corredera. La válvula se encuentra en la caja del estator y forma una parte del orificio del rotor. (Ver fig. 3.) Para descargar el compresor, la válvula se mueve hacia el extremo de descarga, que abre el área de compresión del rotor nuevamente a succión. Esto proporciona un método de descarga continuo, infinitamente variable.
Como se muestra en la fig. 3, hay un puerto de descarga radial en la válvula de corredera y un puerto axial en la cara del extremo. Además de la reducción de capacidad, el puerto de descarga radial móvil mantendrá en líneas generales la relación de volumen integrado del compresor.
Esto sólo es efectivo hasta que desciende a aproximadamente el 75% de la capacidad total, dependiendo del diseño. Después de este punto, la relación de volumen integrado cae abruptamente y causa la caída de la eficiencia de la carga parcial. El motivo de esto es que el puerto de descarga radial ya no controla el punto en el cual el gas de descarga sale de la cámara de compresión. En comparación, el compresor reciprocante tiene una ventaja de eficiencia sobre el compresor de tornillo para el funcionamiento con carga parcial.
En un compresor reciprocante, la descarga generalmente se logra manteniendo abiertas las placas de la válvula de succión; esto permite que el gas entre y salga del cilindro pero no permite que se produzca compresión. Se consume muy poca energía al hacer funcionar un cilindro en carga parcial. Sin embargo, la descarga debe lograrse en pasos, mientras que el control de capacidad en el compresor de tornillo es continuo.
Al diseñar un compresor de tornillo, se debe considerar la velocidad de funcionamiento. La referencia que utiliza el diseñador del compresor es la velocidad periférica del rotor macho medida en metros por segundo (m/seg.). El rango de velocidad periférica generalmente aceptado para compresores inundados de aceite que usan el perfil asimétrico 4 + 6 de SRM es 30 a 60 m/seg. El funcionamiento a menos de 30 m/seg. es antieconómico porque el compresor es físicamente grande en comparación con su capacidad. Por encima de 60 m/seg., la eficiencia y la confiabilidad descienden abruptamente. Teniendo presentes estas consideraciones con respecto a la velocidad, podemos examinar las diversas configuraciones de mando de uso común.
Configuraciones de mando
Los compresores grandes de 163 mm a 321 mm (aproximadamente 600 a 3400 ft3/min., respectivamente) generalmente son impulsados de manera directa a través del rotor macho por un motor bipolar (3550 rpm). Esto se traduce en velocidades de la punta del rotor macho de 30 m/seg. para el de 163 mm y de 60 m/seg. para el de 321 mm.
En el caso de compresores de menos de 163 mm, la velocidad debe aumentarse para mantener una velocidad eficiente y rentable en la punta. Dos métodos para lograr esto son transmisión integral por engranajes y transmisión de rotor hembra.
Transmisión integral
En el enfoque de transmisión integral por engranajes, se incorpora un conjunto de engranajes al diseño del compresor, el cual proporciona un aumento de velocidad para alcanzar una velocidad económica en la punta del rotor. El costo agregado y la complejidad de un conjunto integral de engranajes se justifican por las siguientes ventajas.
a) Permite manejar diversas capacidades mediante un solo tamaño de rotor del compresor.
b) Permite que un compresor físicamente pequeño produzca la misma capacidad que una máquina más grande y más cara.
c) Permite mayor flexibilidad al ajustar el tamaño de las máquinas. Una capacidad fuera de lo normal requiere sólo un cambio de engranaje.
d) Minimiza el inventario de herramientas y repuestos.
Transmisión hembra
El enfoque con transmisión de rotor hembra proporciona un aumento del 50% en la velocidad periférica del rotor macho en comparación con la transmisión del rotor macho. Esto se debe al cociente de velocidad macho/hembra de 1,5 inherente al perfil 4 + 6. Sin embargo, debido a que el rotor macho absorbe el 85% de la torsión de entrada, toda esta torsión debe transmitirse a través del engranaje del rotor. Esto requiere el endurecimiento de los rotores a lo largo de la línea de paso para manejar las fuerzas impulsoras adicionales. Se corre mayor riesgo de desgaste o daño del rotor si se utiliza un sistema de transmisión de este tipo.
A pesar del bajo número de piezas móviles en el compresor de doble tornillo y de su evidente simplicidad, no podemos ignorar algunas de las ventajas del compresor reciprocante. El compresor de tornillo funciona a velocidades aproximadamente tres veces superiores a las de un compresor reciprocante y con altas cargas de cojinetes que afectan de manera adversa la vida útil del compresor.
El compresor reciprocante también es más eficiente en el funcionamiento con carga parcial. Los diversos puntos fuertes y débiles tanto de los compresores reciprocantes y de tornillos giratorios le aseguran a cada uno un lugar en el mercado.
* 
German Robledo es Ingeniero Mecánico. Cuenta con 15 años de experiencia en la industria de la refrigeración industrial, fue gerente de after market y servicios para la zona norte de América Latina en la compañía York Refrigeration y actualmente es el director de ventas para América Latina de la empresa Vilter Manufacturing - Emerson Climate.
