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MEJORAMIENTO DEL C.O.P. DEL SISTEMA DE REFRIGERACIÓN DE LA CERVECERÍA DE BAVARIA EN BOGOTÁ Álvaro Ruiz Pardo

Resumen El sistema de refrigeración de una industria Cervecera en Colombia fue objeto de estudio con el fin de incrementar su COP y por ende reducir el consumo de energía. Este sistema trabaja a una sola presión de evaporación y está compuesto por cuatro compresores de tornillo conectados en paralelo, ocho condensadores evaporativos de diferentes capacidades y varios evaporadores recirculados y de expansión directa. El sistema fue modelado matemáticamente a partir de mediciones realizadas sobre el mismo y de algunos datos suministrados por el fabricante de los compresores. Se realizó un procedimiento de optimización, conjugando la técnica de los Multiplicadores de Lagrange con la de Programación Dinámica. Como resultado se encontró la secuencia en la que los equipos deben operar y se determinó cuales son las variables relevantes que afectan el desempeño del sistema, de manera que se encontró la estrategia de control que optimiza el consumo de energía y se comparó con estrategias no óptimas pero fáciles y económicas de implementar. Se encontró que es posible mejorar el rendimiento del sistema entre 13% y 19%, dependiendo de las estrategias de control y la cantidad de equipos de condensación que puedan ser operados. La validación del modelo se hizo a partir de mediciones realizadas bajo varias condiciones de operación, habiéndose encontrado una banda de error de ±7%. Recomendaciones a partir de éste estudio fueron planteadas para ser implementadas. Palabras Clave: Refrigeración, COP (Coeficiente de Rendimiento), Modelado de Sistemas, Optimización, Compresores de Doble Tornillo, Condensadores Evaporativos. ________________________________________________________________________________________

Introducción En el diseño de los sistemas de refrigeración se parte de supuestos y cálculos que permiten dimensionar los sistemas para que ellos se comporten adecuadamente bajo las condiciones de operación más desfavorables, sin importar que funcionen de manera eficiente, más si se tiene en cuenta que la forma de operación más frecuente, difiere mucho de la crítica para la que fue diseñado. Por ésta razón es importante estudiar el comportamiento de los sistemas industriales ya montados para poder encontrar cual es la forma de operación más eficiente del mismo.

Descripción del Sistema El sistema de refrigeración al que se refiere éste artículo, utiliza Amoniaco Anhidro como fluido refrigerante. La temperatura de evaporación del amoniaco está entre –15 y –12°C. La etapa de evaporación se encuentra conformada por varios enfriadores de diversas tecnologías y fabricantes. Algunos de ellos son de tipo recirculado y otros de expansión directa. La capacidad total de estos enfriadores se estima en 7.800 kJ/s, pero la carga máxima registrada es de 5.700 kJ/s.

La etapa de compresión está conformada por cuatro compresores de doble tornillo conectados en paralelo y con una capacidad nominal de 1890 kJ/s cada uno. Dos de ellos tienen la refrigeración de aceite por agua (compresores 1 y 2) y los otros dos, por inyección de amoniaco líquido (compresores 3 y 4). El control para los compresores 1, 2 y 3 se realiza automáticamente desde un sistema maestro de control y para el compresor 4 desde el microprocesador interno del equipo (dentro de poco debe incluirse su control desde el sistema maestro). La condensación se realiza mediante el uso de ocho condensadores evaporativos, que como en el caso de los evaporadores tienen diferentes marcas y capacidades. Cada condensador tiene al menos dos etapas de condensación que pueden operar de manera independiente una de la otra. En total se tienen 18 etapas.

Modelado de los Compresores Para determinar la forma de operación de los compresores se recogió una extensa cantidad de datos medidos por los propios sensores de los

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compresores y por información suministrada por la oficina en Colombia del fabricante de los equipos1, en una serie de “corridas” hechas en el programa de selección de compresores MYCOM versión 3.22e, de acuerdo a unas condiciones de funcionamiento frecuentes en el sistema en cuestión. Se acudió al fabricante como fuente de información, dado que haber realizado la instrumentación completa para los compresores instalados habría sido excesivamente costoso y demorado sin que existieran garantías de obtener una mejor información que la suministrada a partir del programa de selección. La información leída de los equipos fue: Presión de Succión Temperatura de Succión Presión de Descarga Temperatura de Descarga Corriente Consumida por el Motor Posición de la Válvula de deslizamiento La información que fue tomada del programa de selección del fabricante fue: Masa de refrigerante en la succión Energía tomada por el aceite Con los anteriores datos se hicieron varias regresiones a fin de establecer unas ecuaciones que describieran el comportamiento de los compresores. La ecuación base para la regresión fue:

oil

P

PNH UdPvmW

d

s

∆+= ∫3 (1)

Resolviendo la integral se puede tener la siguiente forma:

oiln

n

sn

n

d

n

NH UPPnctenmW ∆+

−

−=

−−• 111

13 (2)

Donde:

W = Trabajo o energía consumida por el compresor

•

3NHm =Flujo de masa de amoniaco n = coeficiente politrópico dP = Presión de descarga

SP = Presión de succión

oilU∆ = Energía tomada por el aceite Se establecieron ecuaciones por regresión utilizando el método de los mínimos cuadrados para modelar en cada uno de los compresores las variables que aparecen en la ecuación 2; esto es: flujo de masa, energía tomada por el aceite, coeficiente politrópico (para los compresores con refrigeración de aceite por inyección de amoniaco) y cte (constante). Para determinar la forma de cada una de las ecuaciones se probaron varios modelos y se tomaron los que mejor coeficiente de correlación mostraron, en general resultaron ser polinomios de distintos grados y como variables independientes las presiones de succión y descarga, y la posición de la válvula de deslizamiento de cada compresor. Resultó entonces que se puede aproximar el consumo de energía de los compresores como una función que depende únicamente de las presiones entre las que opera el compresor y la posición de su válvula de deslizamiento.

,%),( dscp PPfW = (3) Donde:

%= posición de la válvula de deslizamiento en los compresores (afecta principalmente el flujo de masa)

Las gráficas 1 a 4 muestran una comparación entre el consumo de energía medido para cada uno de los compresores y el calculado con el modelo presentado. Los coeficientes de correlación varían de un compresor a otro, probablemente por la influencia de variables no tenidas en cuenta y que pueden afectar más seriamente a algunos compresores. Un ejemplo de esas variables puede ser el nivel de recalentamiento del amoniaco que puede variar por la longitud de las tuberías.

3

250

300

350

400

450

500

550

2400 2420 2440 2460 2480 2500 2520 2540

RegresiónMedido

Comp. 1: r2=0.90

Gráfica 1: Comparación entre la energía medida y la calculada para el compresor 1 (aceite refrigerado por agua)

250

300

350

400

450

500

550

2700 2710 2720 2730 2740 2750 2760 2770 2780 2790 2800

RegresiónMedido

Comp. 2: r2=0.95

Gráfica 2: Comparación entre la energía medida y la calculada para el compresor 2 (aceite refrigerado por agua)

250

300

350

400

450

500

550

0 50 100 150 200 250

RegresiónMedido

Comp. 3: r2=0.91

Gráfica 3: Comparación entre la energía medida y la calculada para el compresor 3 (aceite refrigerado por inyección de amoniaco)

250

300

350

400

450

500

550

0 20 40 60 80 100 120

RegresiónMedido

Comp. 4: r2=0.96

Gráfica 4: Comparación entre la energía medida y la calculada para el compresor 4 (aceite refrigerado por inyección de amoniaco) Hay dos compresores con un coeficiente de correlación no muy bueno, compresores 1 y 3. El compresor 1 tiene aceite enfriado por agua y el 3 por inyección de amoniaco líquido. Los otros dos compresores tienen un coeficiente de correlación aceptable. Sin embargo y como se puede ver en las gráficas para todos los compresores las ecuaciones siguen la tendencia general de comportamiento, lo cual indica que se pueden emplear para la optimización.

Modelado de los Condensadores Evaporativos Para determinar la forma como se comportan los condensadores se hizo primero un análisis del comportamiento que tienen éstos equipos a partir de los datos suministrados en los catálogos de los fabricantes2,3. La ecuación que mejor se ajustó es de la siguiente forma4:

7

6324

532

63245321

))(()(

ln

))(()(a

TaaPaaTaaPa

TaaPaaTaaPaaQ

bhC

bhC

bhCbhC +

−+

−+−+−−+

=

(4)

Donde: Q= Calor eliminado por el condensador al

ambiente PC= Presión de Condensación Tbh= Temperatura de bulbo húmedo del

ambiente ai= Constantes que deben ser determinadas por

regresión La ecuación 4 tiene la ventaja que reproduce con gran precisión (r2=0.9991) el comportamiento descrito por los fabricantes para los condensadores evaporativos, sin embargo, la realización del procedimiento de regresión es complicado y de difícil convergencia lo cual es una gran desventaja. Cuando se aplicó esta misma ecuación a los condensadores del sistema actual, se encontró que los coeficientes de correlación variaban entre 0.95 y 0.89, dependiendo del número de etapas de condensación que se encontraran trabajando, es decir, se realizó el proceso de regresión para cada

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una de las formas en que el sistema es operado. Esto generaría 18 ecuaciones, dado que son 18 etapas de condensación, pero sólo se obtuvieron 10 ecuaciones, debido a que durante los ensayos, sólo ese número de etapas se encontraban en servicio. Los mejores coeficientes de correlación se dieron para cuando el sistema se encontraba operando con todas o casi todas las etapas, y se reducía a medida que se encontraran menos etapas trabajando. Ver tabla 1. Al graficar las ecuaciones obtenidas, se observó que el comportamiento de ellas era cercano al de un plano, comportamiento éste que no era el esperado. La explicación puede estar relacionada con el hecho de que las condiciones de operación de éstos equipos en particular difieren con las encontradas en los catálogos utilizados (no se encontraron tablas que cubrieran el rango de operación completo en el que trabajan estos condensadores); Las principales diferencias son: presión atmosférica local 75kPaA contra 100kPaA para las tablas, temperatura de bulbo húmedo media local de 10°C (mínima de 2°C), contra una mínima en las tablas de 10°C y unas presiones de condensación aplicadas durante las mediciones que oscilaron entre 0.764MPaA y 1.18MPaA, cuando lo que aparece en las tablas utilizadas es para presiones de condensación de 1.149MPaA a 1.70MPaA. Es decir, no se tiene información completa en los catálogos encontrados, del comportamiento de los condensadores, en los rangos en que operan los equipos de éste sistema. Como consecuencia del comportamiento observado y anteriormente descrito en los condensadores, se procedió a realizar la regresión de los mismos datos pero soportados sobre la ecuación de un plano, ver ecuación 5.

321 aTaPcaQ bh ++= (5)

Los coeficientes de correlación logrados empleando esta ecuación, mucho más sencilla, se muestran en la tabla 1

r2 r2

Etapas Ec.(4) Ec.(5)14 0.95 0.9413 0.95 0.9512 FS* FS*11 FS* FS*10 0.93 0.93

9 0.93 0.928 0.93 0.937 0.9 0.896 FS* FS*5 FS* FS*4 0.91 0.93 0.9 0.92 0.92 0.911 0.89 0.890 0.9 0.88

FS* = Fuera de Servicio Tabla 1: Variación del coeficiente de correlación de los condensadores con respecto al número de etapas que se encuentran en funcionamiento. Se aprecia que los coeficientes de correlación logrados con la ecuación 4 son mejores que los obtenidos con la 5, sin embargo su diferencia es pequeña, por lo que no se justifica el empleo de la ecuación 4 dado que su nivel de complejidad es muy superior. Tomando provecho del hecho que es posible modelar el comportamiento de los condensadores dentro del rango de trabajo del presente sistema en forma lineal, se propone el empleo de una sola ecuación que represente el comportamiento de todo el sistema de condensación. Para ello se hace necesario definir una nueva variable a la cual se le dio el nombre de “capacidad” (Ca). Donde Ca=1, corresponde a la capacidad máxima que se podría lograr, es decir, las 18 etapas trabajando, y Ca=0.14 corresponde a ninguna etapa trabajando. La determinación de la capacidad de cada etapa se hizo comparando la cantidad de calor eliminado por el sistema al ambiente, cuando se encontraban distinto número de etapas trabajando, bajo las mismas condiciones de presión de condensación y temperatura de bulbo húmedo,. Los resultados de ésta operación se muestran en la tabla 2

5

Etapas Cap-relatCap-

acumlad18 0.03 1.0017 0.03 0.9716 0.03 0.9415 0.03 0.9114 0.03 0.8813 0.03 0.8512 0.03 0.8211 0.03 0.7910 0.03 0.769 0.03 0.738 0.07 0.707 0.07 0.626 0.07 0.555 0.07 0.474 0.04 0.403 0.09 0.362 0.04 0.271 0.09 0.230 0.14 0.14

Tabla 2: Definición de la capacidad de cada una de las etapas del sistema de condensación. Se puede ver que la capacidad mínima, cuando todas las etapas están apagadas, corresponde al 14% de la capacidad total del sistema; dicha capacidad debería ser 10% de la capacidad total, según Manske5. Este comportamiento, puede deberse a la ubicación de los condensadores, los cuales se encuentran en una terraza en la que hay presencia de viento, (además los ensayos fueron hechos entre Julio y Agosto, temporada en la que los vientos son más acentuados que en el resto del año). Lo anterior implica que es probable que existiera un fenómeno de convección forzado por el viento, cuando los ventiladores se encontraban apagados, aumentando entonces su capacidad. La probable presencia de viento también puede explicar la reducción en el coeficiente de correlación a medida que se apagan las etapas de condensación. La capacidad de los condensadores que se encontraban fuera de servicio se consideró igual a la de los equipos de los mismos modelos que se estaban funcionando. Se planteó la ecuación 6, como la expresión para estimar el comportamiento de los condensadores; en ella se ha dejado como variable dependiente la presión de condensación y no el calor, dado que este último es un valor conocido y la presión de condensación, se obtiene del número de etapas que entran a trabajar ante una condición dada de cantidad de calor que se requiere eliminar y de temperatura de bulbo húmedo ambiente.

654321 )()()()()( aCaaTbhaTbhCaaQaQCaaPc +++•++•= (6)

Se logró un coeficiente de correlación r2=0.93. Que corresponde aproximadamente a la media de los coeficientes de correlación alcanzados con las ecuaciones 4 y 5, por lo que el modelo resulta adecuado además de ser muy sencillo. La gráfica 5 muestra una comparación entre las presiones de condensación medidas y las calculadas con la ecuación 6 para distintas condiciones de operación.

0.6

0.7

0.8

0.9

1

1.1

1.2

1.3

1.4

1000 1020 1040 1060 1080 1100 1120

Mediciones consecutivas

Pc <

MPa

-A>

Pc-regPcond

Gráfica 5: Comparación entre las presiones de condensación medidas y calculadas con la ecuación 6, para distintas condiciones de operación.

Validación del Modelo Global Para validar el modelo global, compuesto por la suma de los modelos de los condensadores y los compresores, se procedió a hacer una toma aleatoria de datos de consumo de energía del sistema bajo varias condiciones de operación y se compararon con los que el modelo predice. La gráfica 6 muestra la comparación entre el modelo matemático y las mediciones hechas directamente sobre el sistema.

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

1800

< kW

>

Wtotal Medido

Wtotal Modelo

Gráfica 6: Comparación entre los valores de consumo de energía medidos y los calculados con el modelo matemático del sistema

6

El error máximo encontrado fue del 7% y el error medio del 5%. Esta diferencia es alta, pero está dentro de lo que se esperaba si se tienen en cuenta los valores de coeficientes de correlación alcanzados para los compresores y condensadores, es decir, debe existir un fenómeno de propagación del error que afecta la precisión del modelo general, pero sorprende el hecho que entre los cien valores de muestra que se tomaron (aquí solo se presentan 28 por brevedad) sólo dos hayan presentado una diferencia mayor al 7%. Este error en el modelo puede deberse a varios factores, como la presencia de variables que no se tuvieron en cuenta, (recalentamiento del amoniaco a la entrada a los compresores, sub-enfriamiento a la salida de los condensadores, viento en los condensadores, válvulas de expansión no adiabáticas, etc.) además de la falta de consideración de los efectos transitorios en el modelo.

Optimización Para dar claridad sobre la optimización, es necesario hacer un balance energético del sistema:

tesalcsalcpent QQWQ ,, +=+ (7) Donde: Qent= Suma de todas las entradas de calor al

sistema, incluyendo las de las tuberías e incluso las bombas utilizadas para transportar el amoniaco.

Wcp= Suma del trabajo realizado por todos los compresores

Qsal.c= Calor enviado al ambiente por los condensadores evaporativos

Qsal,te= Calor enviado al ambiente por la torre de enfriamiento (corresponde al que es tomado por el aceite en los compresores 1 y 2)

El trabajo que se invierte en el sistema está dado por la sumatoria de cada uno de los trabajos de los elementos que intervienen en él (compresores, bombas, ventiladores, etc..), sin embargo para el presente estudio sólo se consideraron los consumos en los compresores, condensadores evaporativos, y torre de enfriamiento, dado que los otros consumos (bombas para amoniaco recirculado, bombas en enfriadores, ventiladores en difusores etc.) son independientes de la forma en que se opere el sistema, tal como se está planteando aquí, además su consumo es bajo

comparado con el consumo de compresores y condensadores.

tecdcpent WWWW ++= (8) Donde: Wcp= Sumatoria del trabajo realizado

por los cuatro compresores Wcd= Sumatoria del trabajo realizado

por todas las etapas de condensación.

Wte= Trabajo realizado por la torre de enfriamiento para eliminar el calor tomado por el aceite de los compresores MYCOM 1 y 2.

La función a maximizar es el C.O.P., que en el presente modelo es función de la presión de succión, la presión de descarga, la sumatoria de las posiciones de las válvulas de deslizamiento de los compresores y de la temperatura de bulbo húmedo.

ent

ent

WQPOC =... (9)

maximizarTPPfCOP bhCs ←= ),%,,(

Las restricciones encontradas fueron:

MPaAPs 268.0≤MPaAPMPaA c 591.1764.0 <<

00.4%0 ≤≤ 00.114.0 ≤≤ Ca

El proceso de optimización se hizo empleando el método de los Multiplicadores de Lagrange en combinación con el método de Programación Dinámica, esta combinación se hace en razón de que la variable Ca, es discreta, lo cual haría en principio incorrecta la utilización del método de Lagrange. Lo que se hizo entonces fue suponer que Ca es continua, para aplicar lagrange, y el valor obtenido se toma como la primera aproximación para aplicar el método de programación dinámica, en donde sí se tiene en cuenta que Ca sólo puede tomar algunos valores determinados a partir de la capacidad de cada una de las etapas de condensación. Este procedimiento demostró ser más rápido que el empleo de la programación dinámica únicamente.

7

Resultados La optimización del sistema se logra a través del control que debe ser hecho sobre las presiones de succión y de condensación. El orden en que entran a operar los distintos equipos mostró poca influencia sobre el valor de los máximos logrados, debido a lo cual se eligió un orden sencillo de operación, por facilidad en el control. El orden establecido para el arranque de los equipos fue: Compresores: 1,2,4,3 Etapas de condensación: 1 a 18 en orden La presión de succión debe ser mantenida en el punto más alto posible, en un valor constante que se encontró debe ser igual a 0.268 MPaA que corresponde a una temperatura de -12°C en el amoniaco saturado. La presión de condensación, se encontró que debe ser variable en función de la temperatura de bulbo húmedo ambiente y de la carga de calor que esté ingresando al sistema. La tabla 3 muestra los valores de presión de condensación óptimas para maximizar el COP.

2 4 6 8 10 12 14 16400 0.7638 0.7622 0.7922 0.8222 0.8521 0.8821 0.912 0.9418380 0.7856 0.7852 0.7846 0.8145 0.8445 0.8744 0.9043 0.9341360 0.7773 0.7778 0.778 0.8079 0.8379 0.8678 0.8977 0.9275340 0.7738 0.7775 0.7809 0.7841 0.8141 0.8441 0.874 0.904320 0.7652 0.7697 0.7739 0.7779 0.8079 0.8378 0.8678 0.8977300 0.7815 0.7619 0.7669 0.7717 0.8017 0.8316 0.8616 0.8915280 0.7699 0.7764 0.7583 0.764 0.794 0.824 0.8539 0.8838260 0.7599 0.7672 0.7742 0.781 0.7874 0.8174 0.8473 0.8772240 0.7636 0.7742 0.7643 0.7743 0.7635 0.7935 0.8235 0.8535220 0.7717 0.764 0.7752 0.7665 0.7771 0.7873 0.8173 0.8473200 0.7599 0.7723 0.7658 0.7587 0.7701 0.7811 0.8111 0.8411180 0.7589 0.7576 0.7721 0.7534 0.767 0.7637 0.7936 0.8235160 0.7629 0.763 0.7627 0.7698 0.7604 0.7584 0.7883 0.8181140 0.7815 0.7832 0.7668 0.7582 0.7622 0.7656 0.7686 0.7985120 0.7717 0.7744 0.7596 0.7651 0.7701 0.7615 0.7652 0.7952100 0.7628 0.7665 0.7653 0.7593 0.7651 0.7704 0.7622 0.792280 0.7604 0.7927 0.8251 0.8574 0.8896 0.9219 0.9542 0.986460 0.7804 0.8131 0.8458 0.8785 0.883 0.9154 0.9477 0.9840 0.7264 0.7603 0.7941 0.828 0.8619 0.8958 0.9296 0.9635

TemperaturadebulbohúmedoambienteTbh<° C>

Sum

a de

la P

osic

ión

de la

vál

vula

de

desl

izam

ient

o de

los

cuat

ro c

ompr

esor

es

Tabla 3: Presiones de Condensación en MPaA que optimizan el COP del sistema de refrigeración. Vale la pena anotar que para lograr éstas presiones de condensación, es necesario que casi todos los condensadores se encuentren operando bajo las condiciones de trabajo más frecuentes. Esto quiere decir que en términos generales, es mayor el ahorro de energía que se logra cuando se enciende una etapa de condensación, por motivo del descenso en la presión de descarga generada en el

compresor, que el consumo de energía de esa etapa. En las gráficas 7 y 8 se aprecia como es el comportamiento de la presión de condensación óptima en función de la temperatura de bulbo húmedo y de la carga de calor.

0.6

0.65

0.7

0.75

0.8

0.85

0.9

0.95

1

1.05

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18

Tbh < ºC >

Pres

ión

de C

onde

nsac

ión

< M

PaA

>

3603002401801008040

Gráfica 7: Variación de la presión óptima de condensación, en función de la temperatura de bulbo húmedo, para varias condiciones de carga.

0.6

0.65

0.7

0.75

0.8

0.85

0.9

0.95

1

1.05

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450

Carga total del sistema

Pres

ión

de C

onde

nsac

ión

<MPa

A>

2810121416

Gráfica 8: Variación de la presión óptima de condensación, en función de la carga, para varias condiciones de temperatura de bulbo húmedo. De la gráfica 7 se aprecia cómo la presión óptima de condensación es una función lineal de la temperatura de bulbo húmedo. Este resultado coincide con lo encontrado por Manske5, pero difiere en lo relativo a la dependencia de la carga, dado que ellos encontraron que la presión de condensación óptima es independiente de la carga del sistema, cosa que como puede ser vista en el gráfico 8, es bien distinta para éste caso. Una simulación de la operación del sistema en una “semana promedio”, fue realizada con el fin de

8

determinar las mejoras que se lograrían bajo distintos esquemas de funcionamiento. Se eligió como periodo de prueba una semana, ya que el programa de elaboración de la cerveza es aproximadamente cíclico, con una frecuencia semanal. La semana promedio de operación, fue determinada a través de la observación de cinco semanas de trabajo. Los esquemas de funcionamiento modelados fueron: 1-) Presión de Condensación Original 1.179

MPaA (160psig) y capacidad de condensación (Ca ) igual al 72% del total disponible (Ca =72%=capacidad actual)

2-) Presión de Condensación Mínima y Constante a 0.764 MPaA (100psig) y capacidad de condensación (Ca ) igual al 72% del total disponible.

3-) Presión de Condensación Variable de acuerdo a las condiciones de cada instante y una capacidad de condensación (Ca ) igual al 72% del total disponible.

4-) Presión de Condensación Mínima y Constante a 0.764 MPaA (100psig) y capacidad de condensación (Ca ) igual al 100% del total disponible.

5-) Presión de Condensación Variable de acuerdo a las condiciones de cada instante y una capacidad de condensación (Ca ) igual al 100% del total disponible.

La tabla 4 muestra los resultados obtenidos de éste ejercicio.

1 2 3 4 5Original Pc=0.764 Pc=Varible Pc=0.764 Pc=Varible

Pc=1.179 Ca=0.72 Ca=0.72 Ca=1 Ca=1COP 3.02 3.48 3.53 3.65 3.71kW-h (promed 1,050 912 898 869 855 kW-h/mes 705,600 612,851 603,658 584,303 574,370 Ahorro(kW-h) - 92,749 101,942 121,297 131,230 Ahorro( $ ) 9,553,193$ 10,500,048$ 12,493,595$ 13,516,709$ Mejora 13% 14% 17% 19% Tabla 4: Comparación entre distintas posibilidades de operación del sistema. El cuadro anterior muestra el enorme beneficio obtenido con sólo modificar la presión de condensación del sistema, pues implementado la opción dos se logró una ahorro en dinero del 13% ($10.000.000) con respecto a la situación original del sistema. Se aprecia que la mejora que se logra con una estrategia de control variable (manteniendo constante la capacidad de condensación) está entre 1% y 2% superior

comparándola con la estrategia de control de presión fija. Esta escasa diferencia en el ahorro se debe a que en las estrategias de control con presión de condensación mínima, se tiene que en realidad la presión varía y logra unos valores casi siempre iguales a los de las estrategias de control de presión variable, lo anterior se debe a que en la mayor parte de las zonas de operación, la presión óptima es la que se logra con todos los condensadores en funcionamiento, o esta limitada por la presión mínima que se puede mantener sin riesgo en el sistema. Es decir, realmente existe poca diferencia en las presiones logradas si se opera el sistema bajo un esquema de presión variable de condensación o uno de presión mínima de condensación. En donde si se logra un buen nivel de ahorro es cuando se incrementa la capacidad de condensación, de 0.72 a 1, pues pasa de un ahorro de 13% a uno de 17% en el caso de presión fija o de 14% a 19% para el caso de presión variable, es decir, un incremento de entre 4% y 5%. Esta mejora se debe a que se puede trabajar con menores presiones de condensación en casi todo el rango de operación del sistema. Afortunadamente los niveles de ahorro estimados son superiores al error del modelo aún en el esquema de menor ahorro (13%), lo cual quiere decir que en el peor de los casos el ahorro sería del 6%, que sigue siendo una cifra en pesos bastante buena ($4.400.000.oo). Con los anteriores datos y comentarios, se puede entonces afirmar que el modelo realizado para el presente sistema es adecuado y esta dentro de un nivel de precisión aceptable para que se puedan presentar conclusiones y recomendaciones que con certeza aumentarán el coeficiente de rendimiento (COP) del sistema.

Conclusiones El consumo de energía en los compresores de doble tornillo disminuye con la presión de condensación, a pesar de que la relación de volumen sea fija. El consumo de energía en los condensadores normalmente se mantiene en un rango cercano al 10% del consumo de los compresores y sólo empieza ser comparable, para muy bajas cargas de calor en el sistema, esto es, para cuando sólo queda un compresor trabajando y la posición de la válvula de deslizamiento es menor al 100%, en

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este caso, el consumo en los condensadores puede ser del orden del 50% del consumo en el compresor. La capacidad nominal de los equipos de condensación es muy superior a la carga del sistema. Sin embargo, gracias a esto es posible lograr temperaturas y por ende presiones de condensación muy inferiores a las nominales, lo cual, hace posible la realización de un trabajo de optimización para reducir el consumo energético. Es decir, la optimización realizada en éste estudio fue posible únicamente por la sobrecapacidad existente en el sistema de condensación. Probablemente ésta conclusión sea válida para cualquier sistema de refrigeración, pero ciertamente requiere de mayor análisis y estudios para poderla hacer general. La forma óptima de operación del sistema de refrigeración se logra haciendo un control sobre la presión de condensación y de evaporación. La presión de condensación que optimiza el COP es función de la temperatura de bulbo húmedo del ambiente y de la carga del sistema. Su variación es lineal con la temperatura de bulbo húmedo, y con respecto a la carga, es aproximadamente lineal para cargas equivalentes a más de un compresor trabajando. Para la mayoría de las condiciones de operación, la presión de condensación debe ser baja, es decir, inferior a 1.179 MPaA (160 psig) que era lo establecido originalmente para el sistema, lo cual implica gastar más energía en los condensadores, pero trae como consecuencia una reducción mayor en el consumo de los compresores. La presión de evaporación que optimiza el COP, es la máxima que soporta el sistema (PS=0.268MPaA). La secuencia en que entran y salen de trabajo los distintos equipos tiene poca influencia sobre la optimización del valor del COP, por lo que simplemente se seleccionó el orden de arranque y parada más sencillo para control. El consumo de energía se reduce entre un 13% y 19% dependiendo de la estrategia de control seleccionada y la capacidad de condensación disponible, lográndose el máximo ahorro para una capacidad de condensación equivalente al 100% de la total disponible y una estrategia de control con presión variable.

No se justifica implantar un sistema de control de la presión de condensación variable dado que trae sólo un pequeño incremento en el ahorro, cuando se compara con una estrategia de control de presión mínima, que es mucho más económica y fácil de implementar.

Recomendaciones Como medida de aplicación inmediata, se debe ajustar la presión de condensación con un valor de consigna de 0.764 MPaA (105psig), con regulación de +/-5psi. Dado que la capacidad de condensación disponible ejerce una gran influencia en el valor del COP; se deben arreglar todos los condensadores e incorporarlos al sistema de control normal. Como consecuencia del descenso en las presiones de condensación a las cuales el sistema trabajará, la relación de volumen de los compresores 3 y 4, que es ajustable, debe ser reducida hasta llegar al valor de 1:2.6, que es casi ideal para una presión de succión de 0.268MPaA y una de descarga de 0.8MPaA, que serán las presiones de operación más usuales para éstos compresores. La mejora que se obtendrá con ésta modificación no ha sido cuantificada dado que durante las pruebas no se modificó esa relación de volumen, pero sí se asegura que con esto se acerca a la operación ideal del equipo y por ende es de esperar una mejora en el rendimiento del mismo. Los compresores de 1 y 2 deberían tener la misma relación de volumen (1:2.6), a pesar de que funcionarían a una presión de descarga inferior (por entrar a trabajar primero), pero como no tienen la masa de amoniaco que se inyecta en los compresores 3 y 4, se obtiene aproximadamente la misma necesidad en la relación de volumen. Referencias Bibliográficas 1. GARCÍA S. LUIS G. MYCOM DE

COLOMBIA, COMUNICACIÓN PRIVADA, 2000

2. BALTIMORE AIRCOIL, SERIES V –

EVAPORATIVE CONDENSERS, BULLETIN S119/1-OGA.

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3. EVAPCO, EVAPORATIVE

CONDENSERS – ENGINEERING MANUAL, BULLETIN 172ª-EM, 2000

4. RUIZ, ÁLVARO, MEJORAMIENTO DEL

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5. MANSKE, K.A., REINDL D.T. Y KLEIN S.

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