Consejos para prevenir costosos fallos de diseño en plantas químicas

Intentaremos ir publicando en al blog algunos artículos relacionados con el diseño práctico de equipos a presión, si bien hay muchos temas que tratar, el mundo de los equipos a presión es importante de cara al desarrollo de la ingeniería de procesos. En esta ocasión, sintetizamos un excelente decálogo de ideas a tener en cuenta en el diseño de equipos a presión destinados a plantas industriales de proceso.

Lo primero que conviene decir es que el diseño y fabricación de recipientes a presión integrados en plantas químicas debe ir más allá del simple cumplimiento de los códigos de diseño. El motivo es que estos códigos están principalmente enfocados al cumplimiento de medidas de seguridad y no suelen tener en cuenta requerimientos tales como el rendimiento y la prevención de fallos no peligrosos. Es decir, si lo que queremos es optimizar la productividad en el diseño de procesos químicos, debemos buscar soluciones más inteligentes. Los últimos avances tecnológicos en diseño de plantas químicas de proceso están muy orientados a las herramientas de modelización, cada vez más efectivas y más fáciles de usar. Algunas de estas herramientas las hemos estudiado en otros artículos (ver por ejemplo "Software de simulación de procesos termodinámicos").

• Diámetro interior contra diámetro exterior: Los ingenieros de proceso a menudo especifican el diámetro de los recipientes basándose en el diámetro interior (ID) para facilitar los cálculos volumétricos. De esta forma también se simplifica la fabricación/instalación de accesorios internos (ej., anillas de soporte, bandejas, distribuidores, etc). Sin embargo, es mejor especificar el diámetro exterior (OD) cuando se modela utilizando software de diseño 3D. Si el espesor del recipiente cambia durante el desarrollo del proyecto, el ajuste se hace al ID manteniendo sin afectar boquillas, proyecciones, círculos de tornillos, etc.
• Presión de diseño y temperatura: El espesor requerido de la pared es más sensible a la presión que a la temperatura. Por lo tanto, especificar una presión de diseño de 100 psig sobre la máxima presión de operación es más costoso que especificar una temperatura de diseño 100 ºF más alta que lo necesario. Una presión de diseño de 25 psig – 50 psig por encima de la máxima condición de operación y no menos del 90% de la máxima presión de trabajo permitida es una práctica habitual en la industria. La temperatura de diseño debe mantenerse a no más de 50 ºF –100 ºF por encima de las condiciones de operación máximas. También debe tenerse en cuenta las temperaturas de diseño y limitaciones para las bridas (ver ASME B16.5).
• Clasificación de vacío: Aunque en un proyecto determinado un recipiente puede no necesitar estar clasificado para trabajar en vacío, a lo largo de su vida útil, pueden cambiar los productos y tecnologías. Un gran número de reacondicionamientos tienen lugar en viejos depósitos que no están documentados para trabajar en vacío y ahora requieren cambios en el proceso. Muchos nuevos recipientes se clasificarán para vacío total o parcial. De esta forma el fabricante evaluará el diseño y estampará el código adecuado. Con el software de hoy en día, estos cálculos se realizan fácilmente y sin coste. Es fácil conseguir la clasificación para vacío sin modificaciones adicionales – de todas formas, siempre puede considerarse emplear algo de dinero extra soldando anillos rígidos y acoplando nuevas bridas de fijación.
• Elección de cabezales: La elección adecuada de cabezales es una cuestión crucial en el diseño de equipos a presión, y comprender las diferencias funcionales son cruciales. Los cabezales cóncavos para recipientes calculados según ASME están disponibles en tres estilos: elípticos (2:1), embridados y cóncavos (F&D), y semiesféricos. A presiones inferiores a 600 psig, los cabezales elípticos son los más comunes y menos caros en términos de espesor de pared y costes de conformado. Por encima de 600 psig, Los cabezales semiesféricos son económicamente atractivos debido a su forma de baja tensión inherente. Son los más caros porque se construyen de piezas segmentadas, soldadas, y no con una sola pieza. Los cabezales toriesféricos (F&D) tienen el perfil más bajo (ratio altura/diámetro) y compiten bien con cabezales elípticos por debajo de 100 psig, aunque tienen la mitad del volumen. El bajo perfil del cabezal F&D sólo tiene ventajas cuando se requiere accesibilidad en la parte superior para instrumentos de mantenimiento, agitadores, etc., o cuando se limita el espacio por debajo o, por recipientes horizontales a los lados. Para recipientes de 24 " o menos, las tapas (elípticas) de tuberías fabricadas en serie proporcionan el diseño más económico. Los cabezales planos tienen un uso muy limitado para recipientes a presión con diámetros superiores a 24 " en diámetro. El motivo es que la geometría plana ofrece menos resistencia a la presión que los cabezales elípticos y cabezales F&D del mismo espesor. Los cabezales ocasionalmente especificarán cabezales planos, pero esta práctica no es rentable para presiones superiores a 15 – 25 psig. Si es necesario un diámetro grande para cabezales planos por cumplimiento de códigos, es posible aplicar refuerzos con vigas en I estructurales, pero en estos casos es muy posible que se requieran también cálculos por elementos finitos.
• Elección de camisas: Como con los cabezales, en el diseño debe considerarse la funcionalidad en vez del coste. La elección de la camisa correcta es fundamental para cumplir con las necesidades del proceso. Los tipos convencionales son tres – convencional, media tubería y rejilla – cada una ofrece ventajas y desventajas con respecto a los parámetros de proceso, fiabilidad y costes.
• Conos: Las secciones cónicas son necesarias cundo hay un cambio en un diámetro en un cabezal de fondo, ej. En una tolva. La norma aquí es mantener el ángulo de transición (referido a sitios como el ángulo del vértice) a 30 º o menos o menos a menos que las condiciones del gobierno del proceso, como exceder de 30 ºC añadan costes adicionales. Las demandas del código ASME complican los cálculos en ángulos de transición superiores a 30 ºC.
• Cargas y proyecciones de boquillas: El código ASME requiere consideraciones de todas las cargas. Los diseñadores realizan rutinariamente cálculos sísmicos y de viento pero demasiado a manudo pasan por alto las cargas en las toberas que se deben a tensiones térmicas en las tuberías – y estas cargas pueden provocar daños visibles. Sugerimos que a partir de los 200 ºF deben tomarse en consideración medidas para dar fortaleza adicional a las toberas.
• Depósitos rectangulares: No es efectivo en costes especificar recipientes rectangulares para presiones distintas a los cabezales estáticos, por ello sólo debe considerarse esta configuración para depósitos atmosféricos. Las superficies planas son las más sensibles a la presión (y al vacío) y el espesor requerido sin añadir refuerzos dejará atónito al promotor. Cuando los ingenieros necesitan depósitos rectangulares a menudo especifican normas inadecuadas, como API 650 o ASME. Realmente no existe ningún código API apropiado para el cálculo de estos depósitos. En el apéndice 13 de ASME Pressure Vessel Code se describe una metodología pero lleva a un sobredimensionamiento. La mayoría de los fabricantes aplican fórmulas de tensiones según Roark, que ayuda a diseñar depósitos económicos que pueden operar bajo 15 psig.
• Servicios cíclicos: Si un recipiente a presión experimenta un inusual número de ciclos de presión o térmicos en su vida útil, esto puede resultar en fallos prematuros (usualmente en las uniones soldadas). Para prevenir este problema deben tomarse medidas preventivas. La fatiga es un daño material acumulativo que se manifiesta en pequeñas grietas que van agrandándose progresivamente (a veces falla) cuando el material se somete a un ciclo repetido. Los equipos y tuberías en procesos continuos también pueden experimentar fallos debido a cargas/descargas de compresores recíprocos, bombas de pistón, vibradores en tolvas, etc. La fatiga se produce especialmente en equipos rotatorios mal alineados. Los fallos de fatiga en equipos soldados ocurren principalmente en soldaduras fileteadas donde haya un cambio abrupto en la geometría del equipo. El inicio de la grieta usualmente comienza debido a microgrietas. Por lo tanto, uniformidad de la superficie es una buena defensa. Las superficies pulidas tienen cuatro veces más resistencia a la fatiga, pero el pulido generalmente no puede ser justificado únicamente por fatiga.
• Tubos: Los tubos pueden suponer un elemento de coste significativo cuando se diseñan grandes intercambiadores de calor. El coste del tubo varía apreciablemente en función de las especificaciones de fabricación, así que daremos algunos consejos sobre las variables de diseño de tuberías. Diámetro: Si especificamos tubos más pequeños, aumentará la caída de presión y la limpieza mecánica se dificultará su limpieza. Longitud: Al fabricar intercambiadores de calor debe estudiarse el tamaño de los tubos standard para desperdiciar el mínimo de material. Espesor: También deben tenerse en consideración los espesores convencionales para diseñar de forma optimizadas. Tolerancia a la corrosión: La tolerancia a la corrosión de los tubos no suele contemplarse con detalle en el diseño porque se considera una característica reemplazable del intercambiador. Si el intercambiador se diseña para un servicio corrosivo, debe especificarse la aleación más apropiada al tubo. Sin costura o soldados: Hay una percepción de que los tubos sin costura son más fiables que los soldados. Sin embargo, esto no es tan cierto porque algunos fabricantes han desarrollado técnicas especializadas para hacer tubos soldados que den productos que no muestran corrosión y tengan propiedades iguales a las de los tubos sin costura. También hay que advertir que los tubos sin costura son más costosos que los soldados y el suministro no es tan rápido. Hay que indicar también que los tubos soldados requieren una mayor frecuencia en los ensayos no destructivos. Otra diferencia entre los tubos soldados o no es que los tubos soldados tienden a ser más concéntricos, ya que la excentricidad es inherente a la producción de tubos sin costura.

Bibliografía:

• Avoid Costly Design Mistakes. Chip Eskridge, Aker Solutions, Inc., Mike James, DuPont, and Steve Zoller, Enerfab. ChemicalProcessing.
• Avoid costly design mistakes. ChemicalProcessing.
• Brooks, C.R. and A. Choudhury, "Metallurgical Failure Analysis," McGraw-Hill, New York City (1993).
• Deutschman, A.D., W.J. Michels and C.E. Wilson, "Machine Design: Theory and Practice," Macmillian, New York City (1975).
• Fatigue Screening Criteria. Table 5.9, ASME Code, Sect. VIII, Div. 2, ASME, New York City (2007).
• James, M.M. and D. O'Donnell. When to Specify Welded, Welded and Drawn, or Seamless Tubing. Welding Journal (June 2008).
• James, M.M., "Development of High Quality Welded Heat Exchanger Tubing in Lieu of Seamless," presented at ATI Corrosion Solutions Conference, Sunriver, Ore. (2007).
• Kearns, W.H. Minimizing Wall Thickness Variation in Seamless Tubing. The Fabricator, (Aug. 28, 2003).
• Keep Bundle Blunders at Bay. ChemicalProcessing.
• Loadings. Paragraph UG-22, ASME Code, Sect. VIII, Div. 1, ASME, New York City (2007).
• Specifications for General Requirements for Carbon, Ferrite Alloy, and Austenitic Alloy Steel Tubes. ASME/ASTM SA/A-450, ASME, New York City (2004).
• Vessel Design Manua. Industries, White Plains, N.Y. (2000).
• Young, W.C. and R. Budynas, "Roark's Formulas for Stress and Strain," 7th ed., McGraw-Hill, New York City (2002).