Fundamentos

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     El condensador evaporativo así como sus “parientes” la torre de enfriamiento de circuito abierto con su correspondiente intercambiador y el enfriador de líquidos, frecuentemente denominado también torre de enfriamiento de circuito cerrado, puede estudiarse numéricamente en forma satisfactoria empleando la ecuación de Newton, relación fundamental “legendaria” pero suficientemente aceptable para aproximaciones con plataformas de cálculo poco sofisticadas, siendo una expresión “común” a las tres variantes de enfriamiento evaporativo:

Q = factor U * superficie A * “deltaT” = factor U * superficie A * LMTD * factor F

     Al poder interpretar un condensador evaporativo como un proceso de flujo contra-corriente (para el caso que el fluído de proceso tenga 4 o más pasos), el factor F, corrector de cualquier apartamiento del LMTD respecto a un flujo contra-corriente ideal, puede tomarse con valor 1, y la expresión se simplifica en su presentación más habitual:

Q = factor U * superficie A * LMTD

       En nuestra experiencia, dicha fórmula ha resultado suficientemente correcta en cuanto a verificación de las especificaciones, en la medida que son suministradas por cada fabricante en particular.  Lamentablemente, no todos los proveedores de equipamiento industrial optan por publicar abiertamente sus características y rendimientos reales.  Los catálogos frecuentemente contienen "imprecisiones", involuntarias o no.  Si bien el modelo supone una simplificación importante, básicamente asume un comportamiento de aire siguiendo la línea de saturación, arrancando de una temperatura de bulbo húmedo específica y una temperatura de condensación en particular, las coincidencias con la literatura disponible son extraordinariamente buenas.

     De todas maneras, el condensador evaporativo, a diferencia de la torre de enfriamiento, trabaja clásicamente con cocientes L/G (masa de líquido/masa de aire) cercanos a 1.1 – 1.2, lo cual obviamente limita su optimización.  Cualquier diseñador de torre de enfriamiento puede trabajar con cocientes L/G que varían entre 0.6 y 2.2, lo cual permite una optimización prácticamente “a medida” de cualquier requerimiento por parte del usuario.  Siendo que típicamente la selección de CEs es mediante “catálogo” y no cálculo, es obvio el handicap que inmediatamente se está otorgando.

     Estrictamente, para incorporar un verdadero valor agregado de ingeniería, un condensador evaporativo de porte industrial debería diseñarse, por ejemplo, de acuerdo a los lineamientos de los métodos iterativos/NTU presentados en los trabajos de Dr. Ralph Webb (Penn State), Kays & London, entre otros.  De alguna manera, y aún cuando se le reconocen por la industria como fáciles de asimilar y permitir muy buenas aproximaciones, tienen el gran mérito que no es “información suministrada o promocionada por fabricantes.”  Por otro lado, puede también profundizarse en el tema en el material desarrollado por Korenic.

     En nuestra experiencia, muchísimos de estos loables refinamientos de cálculo se ven mediatizados o directamente destruidos  por una frecuente superficialidad en los pliegos.  O se especifica equipo que no existe, o marcos de operación imposible o valores de diseño transcriptos pero no aplicables a un proyecto específico en cuestión.  Probablemente los items más críticos son  la especificación/selección sensata de una  temperatura de bulbo húmedo de diseño, o el empleo de un valor de U conservador para el correcto dimensionamiento de la instalación en condiciones de trabajo en el campo, no “recién terminada de fabricar”.  Las formulas y algoritmos de cálculo no pueden ser más técnicamente honestos que lo que se quiera instalar en la realidad.

     La selección incorrecta del bulbo húmedo impacta de manera extremadamente no lineal en el rendimiento de un equipo.  Así un equipo dimensionado para disipar determinada cantidad de calor en una localidad con una temperatura de bulbo húmedo digamos 75°F, (e.g. Nueva York, San Pablo, Valle del Río Negro) ve derrumbarse su capacidad al ser instalada en una localidad con temperaturas de bulbo húmedo predominante significativamente mayores,  78-80°F (e.g. Nueva Orleans, Río de Janeiro, Buenos Aires).  Una instalación que prevee disipar aproximadamente un millón de kilocalorías/h condensando a 35°C y c. 23.9°C de temperatura de bulbo húmedo, ve caer su rendimiento notablemente al subir dicha temperatura de bulbo húmedo en el correr del día o de la temporada, siendo el funcionamiento previsto en esas condiciones del área de tubo disponible aproximado - inserto. 

     La selección del coeficiente de transmisión de calor U debe tener en cuenta el “de-rating” ocasionado por condiciones desfavorables en condiciones de campo.  Las consecuencias de ignorar, involuntaria o maliciosamente, este item sólo acarrean perjuicios al usuario final.

     Es ilustrativo que el común denominador de estas desprolijidades, subdimensionar la temperatura de bulbo húmedo, “diseñar” con valores de U demasiado “optimistas”, bajar costos eliminados los conos superiores al instalar los ventiladores en los lados de las unidades (en vez de inducir el flujo desde arriba), sólo tienen una motivación comercial sin necesariamente tener en cuenta el beneficio del cliente.

Los testimonios son abrumantes en todo el mundo

 “Evaporative condensing is still by far the most economical means to remove latent heat.  Other condensing methods are based on using dry air or a cooling tower.  However, this holds true as long as the heat transfer surfaces on both sides of the tubes are kept clean and free of thermal insulating films such as oil, scale, algae growth.” (James Dodds, US-Argentina)

“Because of these problems, the potential for lower capital and operating costs from evaporative condensers may not be realized due to poor design, poor installation or poor operating practices.” (Brake, Australia)

“… se debe prestar extrema atención al tratamiento de agua de resposición a los condensadores [evaporativos], pues este aspecto constituye uno de los puntos vulnerables de estos condensadores [evaporativos], el empleo de agua no tratada adecuadamente conlleva a una rápida deposición de sales de calico y magnesio sobre la superficie del intercambiador, con lo cual se reduce significativamente la transferencia y la eficiencia del condensador, anulándose ventajas con respecto a otros tipos de condensadores.”   (Wong et al., Cuba)

Es ilustrativo ver estos comentarios visualizando un contexto numérico concreto.

Parque de máquinas de frío instalado(i.e. compresores) vs. capacidad real de condensación

     Más allá de las honrosas excepciones, puede afirmarse que, independientemente de las motivaciones de las partes intervinientes, no siempre la literatura técnica disponible es lo suficientemente completa o detallada para permitir una evaluación tanto de disipación de calor requerida (i.e. heat reject) o capacidad instalada,  realmente disponible.

      Si bien puede decirse que una vez conocido el parque de máquinas y correspondiente regimen de operación la determinación del calor a disipar puede estimarse muy razonablemente, en lo que respecta a capacidad instalada y/o alternativas la situación no es muy clara..  Veamos a continuación ambos  aspectos con más detalle.

 Calor a disipar

     Todos sabemos que el calor a disipar requerido por  una máquina de frío puede aproximarse por la clásica formula y sus variantes (sistemas abiertos, cerrados, multi-etapa)  que involucran el calor absorbido en el evaporador expresado de alguna manera (e.g. efecto frigorífico en chiller tons, i.e. 1 chiller ton = 12,000 btu/h) más la potencia consumida o nominal del motor del compresor y si se quiere, un márgen de seguridad según el proyectista.  Véase un ejemplo típico.

      Así, si por ejemplo para una pequeña industria vitivinícola nos especifican una instalación de 69.3 chiller tons de efecto frigorífico y un BHP mayorado por el valor nominal del equipo (100 HP) tendremos que el calor a disipar en el sector de condensación estará dado por:

 Q = 69.3 tons * 12,000 btu/h per ton + 100 HP * 2545 btu/h per HP = 1,086,100 btu/h (1)

 Lo cual refleja bastante correctamente la mayoría de los contextos de refrigeración industrial, “para lograr una tonelada de efecto frigorífico debemos ‘pagar’ prácticamente entre 1.5 y 2 veces el valor expresado en HP.”

     En las instalaciones de aire acondicionado, y eventualmente en las de refrigeración en ausencia de información,  puede tomarse como “indicativo” del efecto frigorífico el valor de los HPs del compresor.  Si bien en este último caso no es necesariamente correcto, a los efectos de un diseño preliminar, con el objetivo de dimensionar el sector de condensación, al menos la previsión es por exceso y no por defecto.

     Tanto que un contratista de aire acondicionado nos haya solicitado equipamiento para trabajar con una máquina de frío de digamos 890 chiller tons, o que el responsable del frigorífico nos haya informado “mire hay como 900 HP en compresores”, podemos en principio estimar el calor a disipar en condensación como:

 para el contratista de aire acondicionado central

Q = 890 tons* 12,000 btu/h per ton + 890 HP * 2545 btu/h per HP = 12,945,050 btu/h (2)

 y para el responsible del frigorífico

Q = 900tons * 12,000 btu/h per ton + 900 HP * 2545 btu/h per HP = 13,090,500 btu/h (3)

     Ahora bien, mientras que en la expresión (2) la aproximación es bastante correcta, y frecuentemente estimada calculando multiplicando el efecto frigorífico en toneladas por un factor de 15,000 btu/h per chiller ton (el segundo término es típicamente un 25%), en la expresión (3) hay claramente un “overkill.”

     En efecto, si hubiésemos aproximado de esta manera el ejemplo de la industria vitivinícola en el caso que no se hubiese indicado el valor del efecto frigorífico, el calor a disipar, en vez de lo que indica (1)  estaría dado por

 Q = 100tons * 12,000 btu/h per ton + 100 HP * 2545 btu/h per HP = 1,454,500 btu/h (4)

      Si comparamos (1) y (4) vemos que la última aproximación tiene un margen de seguridad de 1.34x  (=1454500/1086100).  Si bien en una instalación pequeña una sobredimensión de este tipo puede no ser crítica, es obvio que en instalaciones importantes hay que necesariamente “afinar el lapiz” para beneficio de todos.

     Supongamos, de ahora en más, tener sorteado el “problema” de la estimación del calor a disipar, sea cual sea el tamaño de la planta o eventualmente el tipo de instalación, refrigeración industrial o aire acondicionado.  Nos toca entonces plantear las alternativas para el subsistema de condensación, en sus multiples alternativas:

            - configuración clásica de torres de enfriamiento de agua y condensador convencional, e.g. casco y tubo (“shell and tube”), de placas (“PHE” o “plate heat exchanger”), u otra variante;

            - alternativa de condensador evaporativo.

 Más allá de las ventajas y desventajas de cada una de las distintas “tecnologías” o “escuela de refrigeración”, el común denominador más frecuente en la mayoría de las instalaciones que hemos visto es la desprolijidad o precariedad en la selección/diseño, ubicación, evaluación y operación de estos sistemas. 

      Sea que porque prima el interés de comercialización de la máquina de frío, o sea porque la temática no es abordada con la misma precisión (al final siempre aparece sobre las últimas partes en los pliegos o en los programas de estudio), los “errores” que consideramos se cometen redundan en un inequívoco perjuicio para el usuario y en cierta medida, para el operador/ administrador de la planta de frío, (“cortes por alta” cada dos por tres!).  Es ilustrativo saber existen proveedores de equipamiento de enfriamiento evaporativo realizan sus cálculos, aún semi-manuales, trabajando hasta en décimas de Fahrenheit para brindar un mejor servicio.  Por lo tanto, las incorreciones habituales de trabajarar simplemente con selecciones “por catálogo” sin ninguna elaboración y probablemente con muchas omisiones, e.g. tomar cualquier temperatura de bulbo húmedo, no son modernamente aceptables dada la gran capacidad de cálculo y acceso a información técnica permitida por Internet.  Esta manera de trabajar de forma precaria es inexcusable en forma contemporánea fundamentalmente por el perjuicio que transfiere al usuario.  Años atrás, muchos de nosotros supimos transitar la época de las curvas, los nomógrafos, las tablas y los coeficientes de seguridad según la cautela profesional de cada uno.

 Por qué todo esto es importante?

Hoy en día todos sentimos la presión de “mostrar resultados”, figurar “alto en los rankings”, “liderar el mercado” y un montón de expresiones similares.  Nosotros pensamos que un enfriamiento deficiente o subdimensionado puede traducirse en trastornos bastante más concretos que los términos anteriores, como ser:

 - reducción o colapso en el regimen de producción de planta

- menor velocidad en el tren de laminación de una acería

- menor número de ciclos de inyección en máquinas de plástico

- menor capacidad de leche en las pasteurizadoras

- [mayor] deterioro de producto en las cámaras frigoríficas

- mayor tiempo de congelado para el mismo tonelaje de producto ($$$)

- gente con calor; impaciencia; errors; irritación

- mayor cociente combustible/energía en turbinas de vapor ($$$)

Nuestra lista es interminable por lo que entendimos importante elaborar este “cuadernillo” de ingeniería y ponerlo a disposición de los profesionales de campo.  Prácticamente  todo el material mencionado en este sitio de buena fé está disponible para consulta.  Finalmente hemos visto un sin número de usuarios destinando verdaderas fortunas en programas de tratamiento "químico" pretendiendo extraer la supuesta disipación de calor prometida en los catálogos, cuando en realidad el problema térmico es estructural y crónico, i.e. subdimensiones con déficits de base mayores a 30% en unidades nuevas.  Esta brutal desprolijidad térmica ya ha sido oportunamente documentada.

Cotización de Cortesía B&B/Orden de Magnitud

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