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Refrigeración Industrial
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Al igual que las instalaciones de aire acondicionado central y generación térmica, la sección de condensación y enfriamiento evaporativo es el talón de Aquiles de refrigeración industrial.
Inversiones de miles y millones de dólares pueden estar gravemente mediatizadas o simplemente disfuncionales sumando además los varias veces superiores perjuicios económicos que acarrean a los usuarios. El subdimensionamiento del bloque de condensación y enfriamiento evaporativo, voluntario o involuntario, puede fácilmente rondar hasta ver instalaciones con solamente un tercio de la capacidad de condensación pactada o requerida.
Afortunadamente prácticamente todas las tecnologías de refrigeración industrial son ampliamente conocidas. Algo como que el que no sabe es que no quiere saber! Hoy en día es extremadamente fácil anticipar el funcionamiento de un compresor genérico sea centrífugo, tornillo, rotativos, reciprocantes mediante aproximaciones polinómicas. Asimismo probablemente todo fabricante de porte disponibiliza programas de selección y plataformas de cálculo/funcionamiento hasta el nivel de detalle que se desee, algo impensable hace relativamente poco tiempo atrás. Sin embargo los avances tanto en las tecnologías como en todas estas notorias posibilidades de difundir o acceder a la información no siempre se realizan en los beneficios pactados/prometidos y esperados por los usuarios. En cierta manera hoy en día llevando adelante sencillos cálculos de capacity planning de cada paso o etapa es extremadamente fácil también anticipar los perjuicios que determinada decisión involucraría.
Será importante discriminar entre refrigeración o refrigeración mecánica, i.e. basada en un refrigerante determinado (amoníaco, freones) lograble a través de toda una variedad de equipos (compresores: a tornillo, reciprocantes, rotativos) vs. lo que preferiremos llamar enfriamiento o enfriamiento evaporativo, equipamiento basado en la aplicación intensiva del fenómeno natural de enfriamiento por evaporación, representado comúnmente por unidades del tipo torres de enfriamiento de agua, eventualmente en conjunto con condensadores convencionales de distinto tipo (e.g. casco y tubo, de placas) y condensadores evaporativos.
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.
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.
Excluyendo obviamente elevar la temperatura de succión de trabajo, permitible según carga/demanda y contexto mediante, a grosso modo la gran recomendación/pauta mundial se remite sencillamente a trabajar con presiones de condensación lo más baja posibles acompañando la evolución de la temperatura de bulbo húmedo reinante. Este punto central incluso hasta el extremo de extrema hipersensibilidad para todo fabricante de equipamiento de enfriamiento evaporativo desde el comienzo de la historia del a especialidad aparece sólo contemporáneamente (c. manuscritos y materiales de George Briley 2003) rescatado y aún parcialmente dado que si bien se documenta una considerable sofisticación de refrigeración industrial adolesce de alguna manera de los refinamientos contemporáneos en el área de enfriamiento evaporativo que como decimos se configura como el talón de Aquiles de refrigeración industrial. Si dimensionada adecuadamente el parque de máquinas de frío operará con los beneficios clásicos/legendarios de la especialidad. Si subdimensionada o con unidades con subrendimientos (como puede verse tanto en condensadores evaporativos como torres de enfriamiendo prefabricadas en prfv del orden de 30%) los beneficios no se concretarán en los rangos de la especialidad dando lugar a exacerbados aumentos en los costos. Qué administrador no desea bajar costos? Una mala elección sea en refrigeración industrial o acondicionamiento central no se resuelve posteriormente procurarndo equilibrar con el empleo de paneles solares para las duchas!
El siguiente cuadro sintético, extraída de la colección de apostillas técnicas de George Briley ilustra numéricamente el beneficio de operar con temperatura de condensación lo más bajas posibles.
| R-717 (amoníaco) | |||||||
| Tc (°F) | Tc (°C) | Psig | kg/cm2 | bhp/ton | |||
| 105 | 40.6 | 214 | 15.0 | 1.58 | |||
| 95 | 35.0 | 181 | 12.7 | 1.37 | |||
| 85 | 29.4 | 151 | 10.6 | 1.19 | |||
| 75 | 23.9 | 125 | 8.8 | 1.00 | |||
| 65 | 18.3 | 103 | 7.2 | 0.82 | |||
.
Una pequeña instalación frigorífica desea sincronizar los recursos disponibles, i.e. tres compresores de amoníaco, aprox 70 chiller tons c/u, tres condensadores casco y tubo de 42.5 m2 c/u y dos celdas de enfriamiento existents, cada una de dimensiones aprox. 2.20m x 2.10m.
Si bien el responsable de la instalación de frío ha detallado distintos contextos de operación de los equipos de frío – ver inserto en formato.pdf, se ha estimado que en la mayoría de los casos, la operación diaria de la planta requerirá solamente el funcionamiento de dos de los compresores, c/u entregando 70 chiller tons (en el evaporador) y munidos de motores de 100 HP. Luego el calor a disipar se deduce directamente:
Q = [70 tons * 12000 btu/h per ton + 100 HP * 2545 btu/h per HP] * 2 = 2189000 btu/h = 551664 kcal/h
Se ha indicado que cada condensador casco y tubo existente ofrece aproximadamente 42.5 m2 de superficie de intercambio. Suponiendo el funcionamiento de los tres tendremos disponible la siguiente área de intercambio:
A = 3 * 42.5 m2 * 10.76 sq.ft. / m2 = 1371.9 sq.ft.
Siendo que la instalación planifica a trabajar con temperatura de condensación a 95°F (35°C), se propone recibir agua de torre de enfriamiento a 82.5°F (28.06°C) y temperatura de salida de agua del condensador a 90°F (32.22°C), resultando el siguiente LMTD:
LMTD = =((Tc-Ti)-(Tc-To))/LN((Tc-Ti)/(Tc-To)) = 8.185
Suponiendo que los condensadores trabajen a una velocidad de agua conservadora podemos pensar en valores de U = 200 btu/h sq.ft. °F, por lo que el calor que podrán intercambiar estará dado, ecuación de Netwon mediante, por:
Q = 1371.9 sq.ft. * 8.185 * 200 = 2245848 btu/h = 565990 kcal/h
A menos que se anticipe la disponibilidad de superficie de intercambio adicional, en principio el sector de torres de enfriameinto simplemente deberá restaurarse para atender el caudal siguiente:
Caudal (US gpm) = Q / ( 500 * ( 90 – 82.5) = 2245848 / ( 500 * (90-82.5)) = ca. 600 US gpm
El relevamiento de las estructuras existentes, 2.10m * 2.20m, indica que es fácilmente obtenible una capacidad de 1372884 btu/h por celda o sea 366.1 GPM 90/82.5/twb°F (83141 l/h 32.22/28.06/twb°C). Por lo tanto, a menos que se planifique una expansión de capacidad/planta en el corto plazo, bastará con el reacondicionamiento de las unidades existentes.
