Propuesta Trabajo Final de Graduaciónrepositorio.sibdi.ucr.ac.cr:8080/jspui/bitstream/... · 2020....

Universidad de Costa Rica

Facultad de Ingeniería

Escuela de Ingeniería Mecánica

Proyecto de Graduación para optar por el grado de Licenciado en Ingeniería Mecánica:

“Análisis del grado de utilización y ampliación del diseño del sistema de agua

helada para proceso de la Cooperativa de Productores de Leche Dos Pinos R.L en

el Coyol de Alajuela”

Estudiante:

Daniel Arroyo Durán

A60580

2016

i

Dedicatoria

A Eida Vargas, la primera mujer por la cual derramé verdaderas lágrimas de amor, la persona que

desde muy temprana edad me ayudó a marcar mi rumbo como alguien distinto.

Hasta allá donde estás, te amo y extraño cada día más, abuela.

ii

Agradecimientos

Las palabras de gratitud no son suficientes para expresarle a mi prometida Wendolyn lo mucho

que me ha ayudado en este este esfuerzo. Su apoyo incondicional y palabra de aliento han sido mi

motor.

A mis padres, quienes me vieron caer y siempre confiaron en mí y mis capacidades, y me

tendieron la mano para ponerme en pie de nuevo.

No puede desde luego dejar a lado a Dios, fuente última de toda la sabiduría y fuerzas que he

necesitado para hacer este trabajo.

A todo el personal de Dos Pinos, el del taller de refrigeración, y específicamente al Ing. German

Sánchez y el Sr. Walter Flores, no me alcanzan las palabras para manifestarles mi gratitud por toda

su colaboración y confianza.

Agradecimientos especiales a muchos de mis amigos y compañeros universitarios quienes de

alguna manera u otra me extendieron su mano para poder concretar este trabajo, entre ellos:

Marco Aguilar, Marco Vinicio Martínez, Víctor Mora, Carlos Andrés Montero, Luis Sánchez, David

Carballo, y Luis Mariano Sibaja.

Muchas gracias también a mi jefe Brandon Musick por su comprensión y colaboración en todas las

veces necesité tomar algún permiso para atender temas de la tesis.

Finalmente, quiero agradecer a mis asesores, Mario y Marcela, sin cuya ayuda no hubiera podido

hacer un trabajo de cuyas conclusiones finales me siento tan satisfecho.

Hoja de tribunal

Esta tesis fue aceptada por el Tribunal Examinador de la Escuela de Ingeniería Mecánica de la

Universidad de Costa Rica, como parte de los requisitos para optar por el título y grado de Licenciatura en Ingeniería Mecánica.

Mág. Jhymer Rojas Vásquez Director

Escuela de Ingeniería Mecánica

Mág. Mario Mora Carli Profesor Asesor director

lng. Marcela Shedden Harris Profesor Asesor interno

lng. German Sánchez Gerente de Servicios Industriales Dos Pinos

Asesor externo

MBA. Marco Calvo Vargas Profesor

Curso Proyecto Mecánico 11, IM-0418

Por acuerdo unánime del tribunal examinador de este trabajo final de graduación, se aprueba con distinción de sobresaliente, al amparo de lo establecido en el Artículo 39 del Reglamento de

Trabajos Finales de Graduación.

Daniel Arroyo

lll

iv

Tabla de contenidos

Dedicatoria ........................................................................................................................................... i

Agradecimientos ................................................................................................................................. ii

Tribunal examinador ............................................................................ ¡Error! Marcador no definido.

Tabla de contenidos ............................................................................................................................ iv

Lista de Figuras .................................................................................................................................. viii

Lista de Ecuaciones ..............................................................................................................................x

Lista de Tablas ..................................................................................................................................... xi

Resumen .............................................................................................................................................. 1

Capítulo I: Introducción ....................................................................................................................... 2

1.1 Justificación ......................................................................................................................... 2

1.2 Objetivos ............................................................................................................................. 5

1.2.1 Objetivo General ............................................................................................................. 5

1.2.2 Objetivos Específicos ....................................................................................................... 5

1.3 Alcance ................................................................................................................................ 6

1.4 Metodología ........................................................................................................................ 8

Capítulo II: Marco Teórico ................................................................................................................... 9

2.1 Sobre la empresa ................................................................................................................. 9

2.1.1 Introducción ................................................................................................................ 9

2.1.2 Reseña histórica de la empresa de la empresa ........................................................... 9

2.1.3 Aseguramiento de la calidad ..................................................................................... 10

2.2 Termodinámica: conservación de la energía .................................................................... 12

2.2.1 Ley de la conservación de la energía ......................................................................... 12

2.3 Análisis de sistemas de refrigeración ................................................................................ 14

2.3.1 El diagrama de Mollier .............................................................................................. 14

2.3.2 Parámetros y variables dentro de un sistema de refrigeración ................................ 16

2.3.2.1 Efecto refrigerante ................................................................................................ 17

2.3.2.2 Flujo másico ........................................................................................................... 18

2.3.2.3 Trabajo de compresión ......................................................................................... 18

2.3.2.4 Potencia teórica del compresor ............................................................................ 19

2.3.2.5 Desplazamiento volumétrico ................................................................................ 19

2.3.2.6 Calor de rechazo .................................................................................................... 20

2.3.2.7 Coeficiente de rendimiento .................................................................................. 21

v

2.4 Mecánica de fluidos y sistemas de tuberías ...................................................................... 22

2.4.1 Ecuación de Hazen-Williams ..................................................................................... 22

2.4.2 Velocidades de flujo recomendadas en tuberías y ductos ........................................ 23

2.5 Sistemas de bombeo ......................................................................................................... 26

2.5.1 Cavitación y NPSH ..................................................................................................... 26

2.5.2 Selección de bombas ................................................................................................. 28

2.5.3 Leyes de afinidad para bombas ................................................................................. 29

2.6 Intercambiadores de calor ................................................................................................ 31

2.6.1 Intercambiadores de calor de doble tubo ................................................................. 31

2.6.2 Intercambiadores de calor compactos ...................................................................... 32

2.6.3 Intercambiadores de calor de tubo y coraza ............................................................. 33

2.6.4 Intercambiadores de calor de placas y armazón ....................................................... 34

2.7 Pasteurización ................................................................................................................... 36

2.7.1 Método VAT .............................................................................................................. 36

2.7.2 Método HTST ............................................................................................................. 36

2.7.3 Método UHT (Ultra High Temperature) .................................................................... 39

2.8 Refrigeración Industrial ..................................................................................................... 39

2.8.1 Sistemas de refrigeración sobrealimentados ............................................................ 40

2.8.2 Sistemas de refrigeración de múltiples etapas ......................................................... 41

2.8.3 Compresores de Tornillo ........................................................................................... 43

2.8.7.1 Bancos de hielo para proceso industrial ............................................................... 49

2.8.7.2 Selección del banco de hielo para proceso industrial ........................................... 51

2.9 Potencia de consumo de un motor eléctrico trifásico ...................................................... 55

Capítulo III: Descripción general de los sistemas de agua helada y de refrigeración de Dos Pinos .. 56

3.1 Descripción general de la planta de Dos Pinos ................................................................. 56

3.2 Descripción general del sistema de agua helada .............................................................. 57

3.3 Descripción general del sistema de refrigeración ............................................................. 65

3.3.1 Análisis del ciclo de refrigeración para el sistema de -10 °C ..................................... 68

Capítulo IV: Actualización del diagrama de flujo e instrumentación del sistema ............................. 71

4.1 Total de puntos de consumo del sistema ......................................................................... 71

4.1.1 Consumo de agua en el Área 1 .................................................................................. 71



4.2 Contraste del estado actual del sistema con el diseño inicial ........................................... 76

4.2.1 Cambios en el sistema de bombeo y sala de máquinas ............................................ 76

vi

4.2.2 Cambios en el Área 1 ................................................................................................. 77



Capítulo V: Análisis de la oferta y demanda hidráulica ..................................................................... 80

5.1 Estimación de demanda de caudal total de la planta ....................................................... 80

5.2 Demanda de caudal real del sistema ................................................................................ 82

5.3 Capacidad de caudal del sistema ...................................................................................... 84

5.4 Análisis de oferta y demanda de caudal del sistema ........................................................ 84

5.5 Diseño de la ampliación del sistema de bombeo .............................................................. 86

5.5.1 Dimensionamiento de un tramo nuevo de tubería .................................................. 87

5.5.2 Redimensionamiento del grupo de bombeo ............................................................ 88

5.2.2.1 Estimación de la nueva carga dinámica total .................................................... 88

5.2.2.2 Análisis del rendimiento de las bombas actuales con el nuevo caudal ............ 89

5.2.2.3 Selección de nuevo equipo de bombeo ............................................................ 91

5.6 Potencial de cavitación...................................................................................................... 93

5.7 Análisis de las velocidades en las líneas principales ......................................................... 93

5.8 Resumen ............................................................................................................................ 97

Capítulo VI: Análisis de oferta y demanda de carga térmica ............................................................ 98

6.1 Estimación de demanda térmica total máxima de la planta ............................................. 98

6.2 Estimación de demanda térmica real .............................................................................. 100

6.3 Estimación de la capacidad del sistema de abastecimiento de frío ................................ 102

6.3.1 Capacidad de los bancos de hielo ........................................................................... 102

6.3.2 Capacidad nominal del sistema de refrigeración .................................................... 104

6.3.2.1 Capacidad nominal de refrigeración ................................................................... 104

6.3.2.2 Capacidad real de refrigeración .......................................................................... 105

6.3.2.3 Porcentaje de utilización de la capacidad total de refrigeración ........................ 106

6.3.2.4 Demanda asociada a otros clientes del sistema de refrigeración ....................... 108

6.3.2.4.1 Demanda asociada a intercambiador de calor de glicol ............................... 108

6.3.2.4.2 Demanda asociada a intercambiador de calor de agua ................................ 109

6.3.2.4.3 Demanda asociada a sistema de refrigeración de -35 °C .............................. 110

6.3.2.4.4 Demanda asociada a sistema de refrigeración de -45 °C .............................. 111

6.3.2.5 Capacidad de refrigeración real tomada por el sistema de agua helada ............ 113

6.4 Análisis de oferta y demanda térmica del sistema ......................................................... 114

6.5 Diseño de la ampliación del sistema de abastecimiento de frío ..................................... 120

6.5.1 Ampliación del diseño del sistema de compresores ............................................... 120

vii

6.5.2 Ampliación del diseño del sistema de condensación .............................................. 122

6.5.3 Ampliación del diseño del sistema del sistema de acumulación de hielo .............. 124

6.6 Resumen .......................................................................................................................... 126

Capítulo VII: Estimación de costos .................................................................................................. 127

Conclusiones ................................................................................................................................... 130

Recomendaciones ........................................................................................................................... 132

Referencias ...................................................................................................................................... 134

Anexos ............................................................................................................................................. 137

Anexo 1: Curvas de bombas de suministro de agua helada ....................................................... 138

Anexo 2:Curvas de bombas de retorno de agua helada ............................................................. 139

Anexo 3: Curva de bomba de agua fría enfriada con agua helada ............................................. 140

Anexo 4: Consulta técnica a Tankki sobre Bancos de hielo ........................................................ 141

Anexo 5: Consulta técnica a GEA sobre compresores................................................................. 147

Anexo 6: Cotización de banco de hielo nuevo ............................................................................ 156

Anexo 7: Cotización de bomba nueva ......................................................................................... 159

Anexo 8: Orden de compra de serpentines nuevos para condensadores .................................. 160

Anexo 9: Cotización de compresores nuevos ............................................................................. 161

Anexo 10: Cotización de condensador nuevo ............................................................................. 162

Anexo 11: Cotización de aislamiento de tubería nueva .............................................................. 163

Anexo 12: Cotización de tubo nuevo para proyecto Olympia .................................................... 164

Anexo 13: Placa de motores de los compresores ....................................................................... 165

Apéndices ........................................................................................................................................ 166

Apéndice 1: Diagrama de flujo e instrumentación – Sótano ...................................................... 167

Apéndice 2: Diagrama de flujo e instrumentación – Área 1 ....................................................... 168



Apéndice 5: Técnicas de estimación de caudales ....................................................................... 174

Cociente del volumen y el tiempo ....................................................................................... 174

Caudal de agua helada en intercambiadores de calor ........................................................ 174

Caudal de agua helada en tanques ..................................................................................... 177

Apéndice 6: Estimación de la capacidad de bombeo de agua helada ........................................ 179

Apéndice 7: Estimación de la pérdida por fricción actual ........................................................... 183

Apéndice 8: Estimación de la pérdida con aumento de caudal .................................................. 185

Apéndice 9: Estimación de la capacidad de refrigeración .......................................................... 189

Apéndice 10: Estimación de la demanda térmica de agua helada ............................................. 191

viii

Lista de Figuras

Figura 1. Partes del gráfico presión-entalpía .................................................................................... 14 Figura 2. Curvas de propiedades termodinámicas en la carta P-h .................................................... 15 Figura 3. Representación de un proceso de refrigeración en la carta P-h ........................................ 16 Figura 4. Efecto refrigerante representado en la carta P-h .............................................................. 17 Figura 5. Trabajo de compresión en la carta P-h .............................................................................. 19 Figura 6. Calor de Rechazo representado en la carta P-h ................................................................. 21 Figura 7. Máxima velocidad para tuberías de agua helada de acero al carbón expuestas al ruido . 25 Figura 8. Intercambiador de calor de doble tubo ............................................................................. 31 Figura 9. Configuraciones distintas de flujo en intercambiadores de flujo cruzado ......................... 33 Figura 10. Intercambiador de calor de tubos y coraza típico ............................................................ 34 Figura 11. Intercambiador de calor de placas ................................................................................... 35 Figura 12. Diagrama del proceso de pasteurización HTST típico ...................................................... 38 Figura 13. Esquema de sistema con evaporador sobrealimentado .................................................. 40 Figura 14. Sistema de refrigeración de dos etapas con intercooler ................................................. 41 Figura 15. Diagrama p-h para sistema de refrigeración de dos etapas con intercooler ................... 42 Figura 16. Compresor de tornillo ...................................................................................................... 43 Figura 17. Esquema de la válvula corrediza de un compresor de tornillo ........................................ 44 Figura 18. Condensador evaporativo ................................................................................................ 47 Figura 19. Sistema industrial típico de almacenamiento de frío ...................................................... 50 Figura 20. Ejemplo de perfil de carga térmica .................................................................................. 51 Figura 21. Vista general del sistema de agua helada para proceso de Dos Pinos ............................ 57 Figura 22. Esquema del interior de uno de los silos de agua helada de Dos Pinos .......................... 59 Figura 23. Apariencia real de Silos de agua helada instalados en Planta de Dos Pinos el Coyol ...... 60 Figura 24. Grupo de bombeo de suministro de agua helada ............................................................ 62 Figura 25. Diagrama conceptual del sistema de refrigeración de Dos Pinos .................................... 66 Figura 26. Diagrama de Mollier de etapa alta del sistema de refrigeración de Dos Pinos ............... 69 Figura 27. Distribución de la demanda de caudal de agua helada ................................................... 81 Figura 28. Caudal de agua helada para semana del 13 al 19 de agosto de 2015 ............................. 83 Figura 29. Demanda vs Capacidad actual de sistema de bombeo de agua helada .......................... 85 Figura 30. Demanda proyectada a 5 años vs capacidad actual del sistema de bombeo .................. 86 Figura 31. Ubicación de derivación de tubería nueva de agua helada ............................................. 87 Figura 32. Nuevo punto de operación de bomba 23SH .................................................................... 90 Figura 33. Nuevo punto de operación de las bombas 6ST ................................................................ 91 Figura 34. Ramales y subramales analizados en cálculo de velocidades .......................................... 95 Figura 35. Distribución de carga térmica total máxima por áreas .................................................... 99 Figura 36. Demanda térmica del agua helada del 13 al 19 de agosto de 2015 .............................. 101 Figura 37. Calor total ganado por el sistema de agua helada en un día ......................................... 101 Figura 38. Capacidad de refrigeración real del 13 al 19 de agosto de 2015 ................................... 106 Figura 39. Capacidad real y capacidad teórica de refrigeración del 13 al 20 de agosto de 2015 ... 107 Figura 40. Utilización de la capacidad de refrigeración .................................................................. 107 Figura 41. Demanda térmica del intercambiador de glicol del 13 al 19 de agosto de 2015 ........... 109 Figura 42. Demanda térmica del intercambiador agua del 13 al 19 de agosto de 2015 ................ 110 Figura 43. Demanda térmica de compresores de -35°C del 13 al 19 de agosto de 2015 ............... 111

ix

Figura 44. Utilización de la capacidad de refrigeración .................................................................. 112 Figura 45. Demanda térmica de compresores de -45°C del 13 al 19 de agosto de 2015 ............... 113 Figura 46. Demanda térmica real de los silos del 13 al 19 de agosto de 2015 ............................... 114 Figura 47. Utilización actual de la capacidad de refrigeración ........................................................ 115 Figura 48. Utilización actual de la capacidad de condensación ...................................................... 116 Figura 49. Utilización de la capacidad de refrigeración .................................................................. 117 Figura 50. Capacidad de refrigeración utilizada por silos vs calor rechazado por el agua .............. 118 Figura 51. Capacidad de refrigeración actual vs capacidad real a futuro ....................................... 121 Figura 52. Capacidad real vs nominal a futuro con compresor nuevo ............................................ 122 Figura 53. Capacidad real vs nominal a futuro con sistema actual ................................................. 123 Figura 54. Selección de condensador nuevo .................................................................................. 124 Figura 55. Demanda térmica de agua helada vs Capacidad al agregar proyecto Olympia ............. 125 Figura 56. Demanda térmica de agua helada con Olympia y Banco de hielo nuevo ...................... 125 Figura 57. Punto de operación de la bomba 23SH .......................................................................... 180 Figura 58. Punto de operación de la bomba 6ST ............................................................................ 181 Figura 59. Esquema de bombeo de suministro de agua helada (cotas en metros) ........................ 183 Figura 60. Ruta crítica de pérdida actual y ramal nuevo ................................................................. 185 Figura 61. Capacidad de refrigeración real total ............................................................................. 190 Figura 62. Problema termodinámico para obtención de carga térmica de agua helada ............... 191 Figura 63. Cálculo de la carga térmica de agua helada ................................................................... 191 Figura 64. Data Logger para estimación de temperatura de entrada a silos del agua helada ....... 192

x

Lista de Ecuaciones

Ecuación 1. Primera ley de la termodinámica para un sistema estacionario ................................... 12 Ecuación 2. Primera ley de la termodinámica para un sistema estacionario (2) .............................. 12 Ecuación 3. Energía de una corriente de flujo constante ................................................................. 13 Ecuación 4. Cambio de energía para un elemento de fluido en flujo estable .................................. 13 Ecuación 5. Efecto refrigerante ......................................................................................................... 17 Ecuación 6. Flujo másico en un sistema de refrigeración ................................................................. 18 Ecuación 7. Trabajo de compresión .................................................................................................. 18 Ecuación 8. Potencia teórica del compresor ..................................................................................... 19 Ecuación 9. Desplazamiento volumétrico del compresor ................................................................. 20 Ecuación 10. Calor de rechazo .......................................................................................................... 20 Ecuación 11. Coeficiente de rendimiento ......................................................................................... 21 Ecuación 12. Ecuación de Hazen Williams para pérdida de energía en tuberías de agua ................ 22 Ecuación 13. Estimación de la carga dinámica total de una bomba ................................................. 28 Ecuación 14. Leyes de afinidad para cambio de velocidad (Caudal) ................................................. 29 Ecuación 15. Leyes de afinidad para cambio de velocidad (Cabeza) ................................................ 29 Ecuación 16. Leyes de afinidad para cambio de velocidad (Potencia) .............................................. 29 Ecuación 17. Leyes de afinidad para cambio de diámetro(Caudal) .................................................. 30 Ecuación 18. Leyes de afinidad para cambio de diámetro (Cabeza) ................................................. 30 Ecuación 19. Leyes de afinidad para cambio de diámetro (Potencia) .............................................. 30 Ecuación 20. Factor de almacenamiento para selección de bancos de hielo ................................... 53 Ecuación 21. Capacidad del compresor (Tons) ................................................................................. 54 Ecuación 22. Potencia de entrada de un motor eléctrico ................................................................. 55 Ecuación 23. Calor ganado por el agua ........................................................................................... 174 Ecuación 24. Calor cedido por el fluido al agua .............................................................................. 175 Ecuación 25. Ley de conservación de la energía para intercambiador de calor ............................. 175 Ecuación 26. Relación entre calor ganado por el agua helada y calor cedido por el fluido............ 175 Ecuación 27. Cálculo de caudal de agua helada en intercambiador de calor ................................. 175 Ecuación 28. Calor cedido por el fluido en sistema cerrado ........................................................... 177 Ecuación 29. Energía cedida por el fluido en sistema cerrado ....................................................... 177 Ecuación 30. Calor cedido por el fluido en sistema cerrado ........................................................... 178 Ecuación 31. Transferencia de calor agua-producto de tanque ..................................................... 178 Ecuación 32. Obtención de flujo de agua helada ............................................................................ 178

xi

Lista de Tablas

Tabla 1. Velocidades de flujo recomendadas.................................................................................... 23 Tabla 2. Velocidades de flujo de agua helada recomendadas para tuberías de flujo variable y operación continúa ........................................................................................................................... 24 Tabla 3. Velocidad máxima en tuberías de agua de acero al carbón helada para limitar erosión ... 24 Tabla 4. Factor de afectación para sistema de alta por carga de refrigeración de baja temperatura ........................................................................................................................................................... 46 Tabla 5. Selección de modelos de banco de hielo que trabajan con amoniaco recirculado ............ 53 Tabla 6. Temperatura de evaporación (°C) para selección de bancos de hielo ................................ 54 Tabla 7. Parámetros característicos del sistema de refrigeración de -10 de Dos Pinos ................... 70 Tabla 8. Equipos que consumen agua helada en el Área 1 ............................................................... 71 Tabla 9. Equipos que consumen agua helada en el Área 2 ............................................................... 73 Tabla 10. Equipos que consumen agua helada en el Área 3 ............................................................. 74 Tabla 11. Características del grupo de bombeo actual ..................................................................... 84 Tabla 12. Características del grupo de bombeo nuevo ..................................................................... 92 Tabla 13. Velocidad actual y futura de ramales más importantes contra velocidad recomendada 96 Tabla 14. Equipos con mayor carga térmica de la planta ............................................................... 100 Tabla 15. Total de energía absorbida por el agua helada del 13 al 20 de agosto de 2015 ............. 102 Tabla 16. Capacidad teórica de los compresores actuales ............................................................. 105 Tabla 17. Selección de compresor nuevo ........................................................................................ 121 Tabla 18. Selección de condensador nuevo .................................................................................... 123 Tabla 19. Diferencia en el costo de bombeo entre las dos opciones de bomba a comprar ........... 128 Tabla 20. Inversión total para ampliación del sistema de agua helada .......................................... 128 Tabla 21. Longitud equivalente de tramo A-B ................................................................................ 186 Tabla 22. Pérdida de energía en tramo A-B (actual) ....................................................................... 186 Tabla 23. Pérdida de energía en tramo A-B (con Olympia) ............................................................. 187 Tabla 24. Pérdida de energía en principal de B-C ........................................................................... 187

1

Resumen

Este trabajo contempla el análisis del estado actual del sistema de agua helada de la planta de Dos

Pinos del Coyol de Alajuela. Los clientes de dicho sistema se han incrementado desde que inició

operaciones en 2001, lo que ha despertado el interés del Departamento de Servicios Industriales

de Dos Pinos por saber si está sobrecargado y las recomendaciones necesarias para que la

operación no sea deficitaria.

Para poder iniciar este trabajo fue primero necesario una extensiva familiarización con el sistema,

lo cual conllevó un recorrido expedito de planta para conocer los diversos elementos que lo

conformaban y sus funciones y así tener un entendimiento integral del mismo.

Habiendo conocido el sistema completo, se buscó estimar el estado actual de la demanda térmica

y del caudal calculando la demanda de cada equipo que consume agua en la planta. Esta labor de

nuevo fue extensa, y proporcionó valiosa información sobre cuáles equipos tienen una carga de

caudal o térmica más significativa, sin embargo, el evento de tener cerca de 80 equipos de la

planta funcionando simultáneamente era poco probable, por lo que los totales de caudal y carga

obtenidos no eran tan representativos.

Se optó por estudiar los consumos reales de flujo y térmico del sistema de agua helada haciendo

uso de valiosa información de campo que Dos Pinos guardaba en su sistema de adquisición de

datos de Wonderware. Para una semana de datos se compararon los perfiles reales de capacidad

de los equipos contra la capacidad nominal (esta última dada por el fabricante). Se realizó este

análisis para el sistema de bombeo, las tuberías, los bancos de hielo, los condensadores del

sistema de refrigeración de -10 °C y los compresores de este mismo sistema. Se encontró que

prácticamente todos los sistemas, estaban operando muy cerca de su capacidad máxima. Al

contemplar el escenario de incremento en la demanda tanto hidráulica como térmica, fue

necesario ampliar el dimensionamiento actual de todos los sistemas involucrados.

Al final, se hizo una estimación del presupuesto necesario para implementar todas las sugerencias

dadas para hacer frente a los aumentos de demanda.

2

Capí tulo I: Introduccio n

1.1 Justificación

La Cooperativa de Productores de Leche Dos Pinos es una de las empresas más grandes de Costa

Rica y actualmente abarca casi la totalidad del mercado de productos lácteos del país.

Su mayor centro de producción está en el Coyol de Alajuela, entre las zonas francas BES y Propark.

Esta planta, inaugurada en el año 2001 durante el gobierno de Miguel Ángel Rodríguez, y es

actualmente el centro principal de operaciones de la Dos Pinos.

El agua helada tiene una importancia vital en los procesos lácteos. El enfriamiento de máquinas

empacadoras, las chaquetas de tanques de incubación y de maduración, y los tan vitales procesos

de esterilización y de pasteurización son las principales fuentes de consumo de agua fría que tiene

la planta de Dos Pinos.

El sistema de agua helada actual fue diseñado por la empresa SWECO International, que se

encargó de la mayoría del diseño de la planta del Coyol. El diseño de ese momento, que en su

mayoría se conserva al día de hoy, constaba de 2 bancos de hielo de 4650 kWh cada uno para

hacer frente a las necesidades térmicas, y de 3 bombas en paralelo con una capacidad total de 350

m³/h y 350 kPa.

A 13 años de la apertura de la planta, Dos Pinos ha experimentado un enorme crecimiento en su

producción: tanto por un incremento en la demanda local como porque la empresa se ha

extendido a mercados extranjeros llevando sus productos a países como China, México, Panamá,

República Dominicana, entre otros. Algunas de las repercusiones más evidentes de este

crecimiento son el reemplazo de un pasteurizador por otro de mucha mayor capacidad, la

adquisición de enfriadores de leche, yogurt y helados nuevos, y la implementación de 3 tanques

de natilla nuevos. Todos estos equipos mencionados y varios otros más, han llevado a un aumento

importante de la demanda del sistema de agua helada.

3

Con algunas modificaciones de urgencia al sistema de agua helada que se tenía, se ha logrado

lidiar con la demanda actual. Se agregó una bomba del doble de capacidad de flujo de las ya

existentes, y algunos tramos de tubería han sido modificados debido a insuficiencias en la presión.

Sin embargo, las condiciones del sistema actualmente no son las más holgadas, y usualmente el

taller de refrigeración debe estar en comunicación constante con producción para evitar

sobrepasar la capacidad del sistema. Esta situación, por demás indeseada, podría complicarse ante

un eventual aumento de la demanda. Por otra parte, aunque la selección de el equipo de bombeo

adicional fue hecha por ingenieros de la Dos Pinos con vasta experiencia, se llevó a cabo de una

forma empírica. Es decir, no se hizo un cálculo específico del aumento que ocurriría en la pérdida y

el cambio en el punto de operación de las bombas, que ya habían instaladas, ni del incremento

que esto implicaría en la velocidad dentro de las tuberías. Tener información concreta sobre la

eficiencia del sistema y los costos de la operación del mismo sería de mucha utilidad, lo cual se

puede obtener con el análisis de ingeniería adecuado.

El problema no se queda sólo en términos de eficiencia, sino que también pasa a términos de

seguridad, y de costos de oportunidad: si bien el sistema consigue abastecer la demanda

requerida, las tuberías e instrumentación fueron seleccionados para operar a valores distintos de

los actuales. El uso de estos elementos a valores de operación superiores a los de diseño por un

tiempo prolongado da pie para que haya daño de los componentes, y hasta un eventual colapso.

La situación es similar si se habla en términos de necesidad de enfriamiento: cuando la demanda

es alta, el hielo se derrite más rápidamente en los bancos de hielo, y en algún momento del

proceso se pueden alcanzar temperaturas indeseables en el agua helada, la cual debe encontrarse

idealmente a 2 °C y no puede nunca estar por encima de los 4 °C pues este es el máximo valor

tolerado en los procesos de pasteurización. En repetidas veces ya se ha presentado la condición de

que el agua no llega a la temperatura deseada a los pasteurizadores, y se tiene que terminar

deteniendo la producción hasta que esta situación se estabilice, sin mencionar el hecho de que el

producto que se pasteuriza durante el lapso en que el agua llega a temperatura no idónea debe

ser descartado o en el mejor caso reprocesado.

Para la Dos Pinos es urgente saber qué tan cerca se haya el sistema de agua helada de alcanzar su

límite operativo, el punto a partir del cual simplemente será imposible o extremadamente

4

riesgoso seguir aumentando las variables. Alcanzar este punto sin preverlo implicaría un alto costo

para la Dos Pinos, pues se estaría perdiendo dinero por no poder satisfacer la demanda y se

tendría que implementar soluciones tomadas en muy poco tiempo y pagando costos bastante

altos por la inmediatez requerida para poder lidiar con el problema. Aún con esto, hay además un

riesgo asociado de que las soluciones implementadas puedan no ser las correctas si se toman con

extrema prisa, lo que a largo plazo implica un costo mayor.

Para la Dos Pinos será de muy alta valía poder tener un diagnóstico pronto del grado de utilización

de su sistema de agua de helada en este momento, y lidiar así con el uso ineficiente de energía

actual, así como con el peligro de operar por encima de las capacidades del mismo y de la pérdida

monetaria que representaría el no poder dar abasto con la demanda.

De manera que se tiene una necesidad importante de parte de la empresa, y para abordarla se

requiere análisis de mecánica de fluidos, termodinámica, transferencia de calor, análisis de

diagramas de tubería e instrumentación, y de ingeniería económica. Todos estos temas son ramas,

subramas o complementos de la ingeniería mecánica, y utilizarlos para hacer un análisis integral y

proponer soluciones a un problema real de ingeniería, ha constituido la motivación de este trabajo

final de graduación.

5

1.2 Objetivos

1.2.1 Objetivo General

Evaluar la demanda actual del sistema de agua helada de la planta del Coyol de la

Cooperativa de Productores de Leche Dos Pinos S.A contra su capacidad, y diseñar la

ampliación para hacer frente a escenarios de alta exigencia térmica y/o hidráulica.

1.2.2 Objetivos Específicos

Actualizar el diagrama de flujo e instrumentación del sistema agua helada.

Estimar la demanda de flujo máxima actual del sistema de agua helada y contrastarla con

la capacidad actual del sistema.

Revisar velocidades de trabajo del sistema de tuberías con la demanda actual.

Analizar el desempeño del sistema de bombeo de suminsitro y retorno de agua helada

actual.

Diseñar la ampliación del sistema de bombeo actual para manejar una mayor demanda.

Obtener la demanda de carga térmica máxima actual del sistema de agua helada y

contrastarla con la capacidad del mismo.

Seleccionar el equipo necesario para hacer frente al aumento en la demanda térmica.

Estimar el costo total de la inversión necesaria para ampliar el sistema de bombeo y la

capacidad de almacenamiento frigorífico.

6

1.3 Alcance

El alcance de este proyecto contiene los siguientes puntos:

1) Llevar a cabo las tareas necesarias para obtener la información necesitada sobre el estado

actual del sistema: esto comprende trabajo en campo que va desde conversaciones con

los miembros de los diferentes departamentos de la planta, revisión de manuales de

equipos, y medición de temperaturas y presión en campo.

2) Estimación de la demanda energética total necesaria del sistema de agua helada para

poder suministrar agua a la temperatura requerida por los equipos, considerando que

todos los potenciales consumidores estén funcionando a la vez y considerando uno o dos

escenarios de consumo alto o promedio.

3) Estimación del caudal requerido por el sistema de agua helada en el caso límite de

demanda máxima, así como en uno o 2 casos de menor consumo.

4) Se tendrá en cuenta en el diseño las expectativas de crecimiento que se tenga para la

planta en un plazo de 5 años.

5) La estimación de costos incluirá la compra de equipos, la instalación y la mano de obra

total necesaria para tener en funcionamiento el diseño propuesto.

Debe entenderse que los siguientes aspectos no están comprendidos en primera instancia dentro

del proyecto:

1) El trabajo se limita a proponer las soluciones de diseño. La implementación de las mismas

de parte de Dos Pinos requiere de todo un procedimiento interno de parte de la empresa

que puede tomar bastante tiempo, y no forma parte del alcance de este proyecto.

2) No es objetivo de este proyecto dar informe sobre el estado físico de la tubería, sus

accesorios, aislamiento o soportería. En caso de que este se encuentre que este pueda

7

llegar a ser un tema crítico tras los trabajos de planta, se harán los señalamientos

correspondientes, de manera general.

3) El estado de los equipos que consumen del sistema de agua helada es información

importante también para la realización de este trabajo, sin embargo, no es tampoco el

objetivo de este trabajo el dar un reporte sobre este tema. El llevar control del estado de

los mismos y de su funcionamiento adecuado es responsabilidad de Dos Pinos.

8

1.4 Metodología

La ejecución de este proyecto incluye varias metodologías. En esencia, serán entrevistas, trabajo

de campo, memorias de cálculo, investigación en línea y bibliográfica.

En el inicio del proyecto se ha hecho una extensa cantidad de trabajo de campo, para conocer en

detalle el sistema de agua helada, además de realizar la actualización requerida del diagrama de

flujo e instrumentación del sistema. También ha sido importante la realización de entrevistas al

equipo de servicios industriales de la Dos Pinos. Por un lado, estas personas son quienes mejor

conocen el sistema que se va a estudiar al interactuar con el ha diario y tienen información vital

que brindar en relación con el mismo. Por el otro, ha sido importante estar en constante contacto,

pues al serla Dos Pinosel principal interesado en el proyecto, fue necesario tener seguridad de que

el trabajo realizado cumpliera con las expectativas que tenían cuando se dio forma a la necesidad.

El sustento teórico del trabajo se comprende tanto la utilización de bibliografía como de recursos

disponibles en línea, siempre con el cuidado de utilizar fuentes fidedignas. Tanto el fenómeno de

transferencia de calor como la dinámica de fluidos son temas ampliamente discutidos y la

información al respecto es vasta. Fue también importante informarse sobre el proceso de

producción de los productos lácteos, sobre lo cual también hay información disponible, y se

obtendrá principalmente a través de literatura facilitada por el equipo de Dos Pinos.

El asesoramiento en el análisis ingenieril necesario para determinar qué modificaciones son

necesarias hacer al sistema y su instalación se obtendrá de los diversos asesores asignados para

este proyecto. Se enfocaron los esfuerzos en aplicar los conocimientos adquiridos a lo largo de la

carrera (o a lo largo del trabajo) para determinar los parámetros necesarios para saber qué

cambios deben o no realizarse al sistema actual. Dudas adicionales se solventaron consultando

con los profesores asesores o con el equipo profesional de Dos Pinos del área pertinentes,

principalmente el ingeniero Gérman Sánchez, quien es el Gerente de Servicios de Servicios

Industriales.

La mayoría del análisis hecho para cumplir con los objetivos de este proyecto ha sido cuantitativo.

9

Capí tulo II: Marco Teo rico

2.1 Sobre la empresa

2.1.1 Introducción

La Cooperativa de Productores de Leche Dos Pinos, R.L. es la empresa líder en productos lácteos

en Costa Rica y la región centroamericana.

Dos Pinos procesa 99.8% leche Premium, con tecnología de punta en 3 plantas de producción

ubicadas en Costa Rica, en lo zona franca del Coyol en Alajuela, San Carlos, y Barrio Luján.

La planta de producción en El Coyol de Alajuela es el principal centro de operaciones desde el año

2000 cuando se trasladaron de la planta de Barrio Luján, producto del crecimiento continuo que la

empresa estaba experimentando.

Dos Pinos cuenta con una planta de reciclaje de envases tipo Tetra Pak, única en Centroamérica,

con la capacidad de procesar 90 toneladas de envases por mes, con los cuales se fabrican

materiales para la construcción de pupitres, techos y paredes, entre otros.

2.1.2 Reseña histórica de la empresa de la empresa

La Cooperativa de Productores de Leche Dos Pinos S.A nació en el año 1947. En medio de una

crisis política que llevaría a la guerra Civil de 1948, la tarde de un 26 de agosto de 1947, veinticinco

lecheros se reunieron en la sede de la Cámara de Agricultura y Agroindustria.

La cooperativa emergió con 3 objetivos básicos, que serían: (1) vender la leche a una empresa que,

siendo propia, les pagara un precio justo. (2) Comprar los insumos necesarios para sus fincas,

también en una empresa propia. (3) Promover el desarrollo industrial y social del país.

En el año 2005 Dos Pinos se enfrentó a un nuevo reto al establecer una subsidaria en Nicaragua.

Además, se instaló la primera máquina de reciclaje de empaques Tetra Pak en toda

centroamérica.

10

En los años 2007 y 2008 se inciaron operaciones en Guatemala y Panamá, y en 2009 inició la

segunda planta de secado en San Carlos.

Sesenta y siete años después de su fundación, la Cooperativa de Productores de Leche Dos Pinos

S.A es una empresa consolidada que cuenta con más de 1900 asociados productores y

trabajadores, y que cuenta con más de 4300 colaboradores en la región.

Dos Pinos es una de las empresas más conocidas de Costa Rica, con un dominio casi total del

mercado de los productos lácteos, y exportando a varios países, dentro de los que se incluyen

mercados tan grandes como México y China. Acciones oportunas de planificación a mediano y

largo plazo han sido en buena parte responsables del éxito con que cuenta la empresa.

2.1.3 Aseguramiento de la calidad

Dentro de las principales políticas internas de la empresa está el poner empeño en brindar

siempre productos de calidad óptima a los consumidores que tiene tanto fuera como dentro de

Costa Rica. Esta idea se da a conocer al público principalmente a través del lema “Siempre con algo

mejor”.

Según la página de internet de la empresa “El desarrollo de la empresa se ha sustentado en la

calidad de su gente, desde el productor que madruga en su finca para lograr la mejor calidad de la

leche, como la de todos aquellos colaboradores en la fase industrial y comercial que laboran para

obtener y entregar la mejor calidad de los productos Dos Pinos”. Con esto, la empresa pretende

contribuir con la nutrición de los costarricenses, así como la de muchas personas otras personas

en el exterior, para así generarles una mejor calidad de vida.

El Sistema de Calidad e Inocuidad en la Cooperativa se basa en las Buenas Prácticas de

Manufactura, el Sistema de Análisis de Peligros y Puntos Críticos de Control (HACCP, por sus siglas

en inglés) avalado por “ International HACCP Alliance” y el Ministerio de Agricultura y Ganadería.

Los laboratorios de aseguramiento de calidad de Dos Pinos cuentan con acreditación bajo la

norma INTE-ISO 17025, la cual fue otorgada por el Ente Costarricense de Acreditación (ECA). Las

11

pruebas fueron llevadas a cabo en concordancia con el Manual de Buenas Prácticas de Protección

al Consumidor, otorgado por el Ministerio de Economía, Industria y Comercio. También se siguió el

Manual de Normas, Reglamentos y Leyes Nacionales eInternacionales que definen el etiquetado y

las características físicas, químicas y microbiológicas de los productos que se comercializan.

Dos Pinos busca poner alto empeño en la capacitación de personal y contar con tecnología de

punta para poder lograr uno de sus objetivos primordiales que es la calidad de sus productos,

buscando establecer una diferencia que les brinde el reconocimiento de la marca por parte de los

consumidores y de los clientes.

Dentro de los principales valores de la compañía están la solidaridad, cooperación y búsqueda del

bien común, buscando desarrollar una cultura en la que exista consciencia de las

responsabilidades por los productos que se elaboran y por el compromiso de cada colaborador

con la inocuidad y calidad.

12

2.2 Termodinámica: conservación de la energía

Una forma precisa de definir termodinámica en un enfoque de ingeniería es la que da Cengel, para

quien “La termodinámica puede ser definida como la ciencia de la energía” (2011, p2). Tanto la

mecánica de fluidos como la transferencia de calor, los dos temas de mayor importancia en este

trabajo, son derivados de la termodinámica.

2.2.1 Ley de la conservación de la energía

La ley de la conservación de la energía es un enunciado que establece que durante una

interacción, la energía puede cambiar de una forma a otra, pero en el final la cantidad de energía

se mantiene constante.

La primera ley de la termodinámica expresa en forma matemática la ley de conservación de la

energía, al declarar que para todo sistema experimentando un intercambio de energía con su

exterior, la cantidad de energía ganada o perdida por este sistema es idéntica a la cantidad de

energía transmitida a su exterior (o absorbida desde este).

∆𝐸 = ∆𝑈

Ecuación 1. Primera ley de la termodinámica para un sistema estacionario

Fuente: Cengel (2011, p73)

Donde:

ΔE es el cambio de energía del sistema estacionario, en kJ o kWh

ΔU es el cambio de energía interna del sistema estacionario, en kJ o kWh

Si adicional a esto, se sabe que el sistema está recibiendo calor del exterior, y que no hay trabajo

siendo ejercido sobre el sistema, entonces el calor total entrante es equivalente al cambio en la

energía interna.

𝑄 =∆𝑈

∆𝑡

Ecuación 2. Primera ley de la termodinámica para un sistema estacionario (2)


13

Otro caso importante es el de la energía de un fluido en flujo. Para una corriente de flujo

constante, su energía por unidad de tiempo en un instante determinado está representada de la

siguiente manera:

�� = �� (ℎ +𝑉2

2+ 𝑔𝑧)

Ecuación 3. Energía de una corriente de flujo constante


Donde:

ΔE es el cambio de energía del sistema estacionario, en kJ o kWh

ΔU es el cambio de energía interna del sistema estacionario, en kJ o kWh

Analizando un mismo segmento de fluido que va de un punto 1 al punto 2, y conociendo que en el

camino no recibe trabajo de eje, se concluye que el cambio de energía debe ser igual al cambio en

la entalpía, y este a su vez igual al calor cedido o recibido en ese camino. Esto considerando que

muy frecuentemente, el cambio en la energía cinética y la energía potencial del elemento de fluido

es despreciable.

∆�� = �� = ��∆ℎ

Ecuación 4. Cambio de energía para un elemento de fluido en flujo estable


Donde:

∆E es el cambio en la energía del elemento de fluido analizado, en kW

Q es el calor que entró al sistema, en kW

m es el flujo másico en kg/s

∆h es el cambio experimentado en la entalpía del fluido en kJ/kg

14

2.3 Análisis de sistemas de refrigeración

Para poder hacer un buen análisis de un sistema de refrigeración, es necesario entender la carta

de presión-entalpía y los valores que pueden calcularse con base en esta. En las siguientes

secciones se hace un repaso de estos temas.

2.3.1 El diagrama de Mollier

En termodinámica el estado de una sustancia se define con 2 propiedades, por lo que es común

representar los cambios en el estado de una sustancia debido a cierto proceso por medio de un

diagrama en el que hay una propiedad en el eje “x” y otra en el eje “y”. En refrigeración el más

utilizado es el diagrama presión-entalpía, el cual se muestra en la figura 12. La presión se

representa en el eje “y” en escala logarítmica y la entalpía del refrigerante se muestra en el eje

“x”. La campana representa la división entre los estados del fluido. Al lado izquierdo de la campana

está en estado líquido subenfriado, dentro de la campana está en mezcla de vapor y líquido, a la

derecha de la campana el estado es vapor sobrecalentado. Si el estado se encuentra sobre la parte

izquierda del contorno izquierdo de la campana es líquido saturado y si se encuentra sobre el

contorno derecho es vapor saturado.

Figura 1. Partes del gráfico presión-entalpía Fuente: Dossat (2009, pág. 131)

15

La carta trae además curvas que permiten conocer la temperatura, entropía y volumen específico

del refrigerante en cada punto. En la Figura 2, se presenta un diagrama con las trayectorias típicas

de las curvas de presión entropía, temperatura y volumen específico constantes.

Figura 2. Curvas de propiedades termodinámicas en la carta P-h Fuente: Dossat (2009, pág. 132)

En la figura 14 se puede ver la representación en la carta de presión-entalpía de un sistema de

refrigeración típico que funciona con refrigerante R-22 y cuyas temperaturas de saturación y

condensación son 20˚F y 100˚F respectivamente.

Como se recordará, el proceso comienza en el punto B donde el refrigerante es una mezcla de

líquido y vapor saturado. Luego en el evaporador este ebulle a una presión y temperatura

constantes, mientras que se incrementa su entalpía y llega al punto C donde es vapor saturado. El

vapor saturado pasa por el compresor donde un proceso idealmente isentrópico lo lleva a

condiciones de sobrecalentamiento en D. Luego el gas refrigerante entra al condensador en el que

a presión constante se le reduce la temperatura hasta saturación y luego se condensa por

completo llegando al punto A como líquido saturado. Finalmente, en la válvula de expansión la

presión se reduce hasta el valor de presión de evaporación, en un proceso a entalpía constante

que termina en el punto B donde el refrigerante es de nuevo mezcla de líquido y gas listo para

entrar al evaporador donde se terminará por completo el proceso de evaporación.

16

Figura 3. Representación de un proceso de refrigeración en la carta P-h Fuente: Pita (2004, pág. 71)

Como se ha comentado, este proceso tiene varias idealizaciones y no siempre ocurre de este

modo. Uno de los aspectos que no se toma en cuenta son las pérdidas de presión en las tuberías

de succión y descarga. Por otro lado, suele ser deseable que el vapor que sale del evaporador no

sea saturado sino que se sobrecaliente un poco, así como también se suele subenfriar el líquido en

el condensador, por lo que en ocasiones la válvula de expansión nada más se encarga de llevar el

líquido a condición de saturación y no a mezcla.

2.3.2 Parámetros y variables dentro de un sistema de

refrigeración

Existen una serie de parámetros útiles para apreciar el estado de un sistema de refrigeración, la

mayoría de ellos relacionados con el cambio de entalpía según el dispositivo de flujo. A

continuación se mencionan y explican los parámetros de rendimiento más conocidos e

importantes.

17

2.3.2.1 Efecto refrigerante

Aumento de la entalpía del refrigerante en el evaporador. Se le llama efecto refrigerante

debido a que representa la cantidad de calor que se ha removido del medio que se quiere enfriar

por unidad de masa de refrigerante (Pita, 2004). En la figura 15 se ilustra el efecto refrigerante en

el diagrama entalpía-presión para el mismo sistema de la figura 14. Sus unidades son de energía

por unidad de masa.

𝐸. 𝑅 = ℎ𝐶 − ℎ𝐵

Ecuación 5. Efecto refrigerante

Fuente: Dossat (2009, p134)

En caso de que se desconozca hB, puede ser útil tener presente que el proceso en la válvula de

expansión es isoentálpico por lo que hA = hB.

Donde:

hB es la entalpía del refrigerante al entrar al evaporador en kJ/kg

hC es la entalpía del refrigerante al salir del evaporador en kJ/kg

E.R es el efecto refrigerante

Figura 4. Efecto refrigerante representado en la carta P-h

Fuente: Pita (2004, pág. 73)

18

2.3.2.2 Flujo másico

El flujo másico que circula en el sistema de refrigeración es igual a la capacidad de refrigeración del

sistema entre el efecto refrigerante. Sus unidades son de masa sobre tiempo.

�� =𝐶𝑎𝑝

𝐸. 𝑅

Ecuación 6. Flujo másico en un sistema de refrigeración


Donde:

m es el flujo másico en kg/s

Cap es la capacidad de refrigeración del sistema en kW

E.R es el efecto refrigerante kJ/kg

2.3.2.3 Trabajo de compresión

Es el trabajo mecánico que realiza el compresor para aumentar la presión y sobrecalentar el

refrigerante. Mediante un análisis termodinámico sencillo se concluye que este es equivalente al

cambio en la entalpía del refrigerante en el proceso de compresión, es decir, el calor ganado. Por

esta razón, se le conoce al trabajo de compresión como calor de compresión o C.C (Pita, 2004, pág.

74). Evidentemente, sus unidades son de energía por unidad de masa.

𝐶. 𝐶 = ℎ𝐷 − ℎ𝐶

Ecuación 7. Trabajo de compresión


Donde:

hC Es la entalpía del refrigerante al entrar al compresor en kJ/kg

hD Es la entalpía del refrigerante al salir del compresor en kJ/kg

C.C es el trabajo de compresión en kJ/kg

19

Figura 5. Trabajo de compresión en la carta P-h


2.3.2.4 Potencia teórica del compresor

Es la potencia necesaria para que el compresor entre en funcionamiento. Sus unidades son las

correspondientes a cualquier flujo energético (energía sobre tiempo).

𝑃𝑜𝑡 = �� ∙ 𝐶. 𝐶

Ecuación 8. Potencia teórica del compresor


Donde:

Pot es el requerimiento de potencia teórico del compresor en kW

m Es el flujo másico de refrigerante en kg/s

C.C es el trabajo de compresión en kJ/kg

2.3.2.5 Desplazamiento volumétrico

Se le llama así al volumen de gas que el gas debe ser capaz de manejar en el ciclo ideal el

compresor. Sus unidades son de volumen entre tiempo.

20

𝑉𝑡 = 𝑣 × ��

Ecuación 9. Desplazamiento volumétrico del compresor


Donde:

Vt Es el desplazamiento volumétrico del compresor en m³/s

m Es el flujo másico de refrigerante kg/s

v es el volumen específico del gas que entra a la succión m³/kg

2.3.2.6 Calor de rechazo

Es el calor por unidad de masa que el refrigerante cede en el condensador al pasar de vapor a

líquido. Se calcula como la diferencia de las entalpías a la entrada y salida del condensador y tiene

unidades de energía por unidad de masa.

𝐶. 𝑅 = ℎ𝐴 − ℎ𝐷

Ecuación 10. Calor de rechazo


Donde:

C.R es el Calor de rechazo en kJ/kg

hA es la entalpía del refrigerante al salir del condensador en kJ/kg

hD es la entalpía del refrigerante al entrar al condensador en kJ/kg

21

Figura 6. Calor de Rechazo representado en la carta P-h


2.3.2.7 Coeficiente de rendimiento

Abreviado como C.D.R o también C.O.P (siglas en inglés para Coefficient Of Performance), el

coeficiente de rendimiento es el equivalente en un sistema de refrigeración a lo que sería la

eficiencia en un ciclo de poder. Se define como el coeficiente de la capacidad del efecto

refrigerante entre el calor de compresión. Al igual que una eficiencia, el coeficiente de

rendimiento es adimensional.

𝐶. 𝑂. 𝑃 =𝐶. 𝐶

𝐸. 𝑅

Ecuación 11. Coeficiente de rendimiento


Donde:

C.O.P es el coeficiente de rendimiento, el cual es adimensional

C.C es el calor de compresión, en kJ/kg

E.R es el efecto refrigerante, en kJ/kg

22

2.4 Mecánica de fluidos y sistemas de tuberías

Siendo el sistema de Dos Pinos una compleja red que lleva a el agua helada a múltiples puntos

dentro de la planta, que consta de múltiples ramales, e involucra además bombas y tanques, es

imperioso revisar conceptos fundamentales de mecánica de fluidos sin los cuales es imposible

poder entender y analizar el problema planteado en este trabajo.

2.4.1 Ecuación de Hazen-Williams

Esta fórmula goza de gran popularidad en el diseño y análisis de sistemas hidráulicos. Su uso está

limitado a tuberías de agua con diámetros mayores a 50 mm (2 in) y menores a 2 m (6 ft). Además,

la velocidad del flujo no debe exceder los 3 m/s, y su empleo con temperaturas mucho más bajas o

altas de 20°C darán origen a cierto error. Todos estos señalamientos son hechos por Mott (2006,

p236). Se puede ver un gran potencial de uso de esta fórmula en este proyecto al tratarse de

tuberías de agua, aunque habrá que tener cierta cautela dada la acotación anterior respecto a la

temperatura.

La versión más sencilla y práctica hallada para uso de la ecuación de Hazen Williams fue

encontrada el libro de mecánica de fluidos de Mott (2006), y la misma se muestra a continuación.

ℎ𝐿 = 𝐿 [𝑄

0.85𝐴𝐶ℎ𝑅0.63]1.852

Ecuación 12. Ecuación de Hazen Williams para pérdida de energía en tuberías de agua

Fuente: Mott (2006, p245)

La ecuación anterior aplica únicamente para ser utilizada con unidades del Sistema Internacional.

Los parámetros que aparecen en la misma son los siguientes:

hL es la pérdida de energía por fricción

L es la longitud del tramo analizado

Q es el caudal que pasa por la tubería

Ch es el coeficiente de Hazen-Williams, que es adimensional

R es el radio

23

El coeficiente de Hazen-Williams depende exclusivamente de la condición de la superficie de la

tubería. Mott (2006, p237) proporciona valores de este coeficiente para varios tipos de tubos.

2.4.2 Velocidades de flujo recomendadas en tuberías y ductos

Los factores que influyen para lograr una velocidad de flujo satisfactoria en un sistema de fluido

son variados. Según cita Mott (2006, p161). Los más importantes son el tipo de fluido, la longitud

del sistema de flujo, el tipo de tubería o tubo, la caída de presión que puede tolerarse, los

dispositivos (bombas, válvulas y otros más) que han de conectarse a la tubería o tubo,

temperatura, presión y ruido.

Como regla general, se sabe que para una tubería la velocidad del flujo crece conforme disminuye

el área en la trayectoria del flujo (principio de continuidad). Por tanto, los tubos más pequeños

generarán velocidades elevadas, y los tubos más grandes proveerán velocidades bajas. Las

pérdidas de energía y la caída de presión correspondiente aumentan a medida que se incrementa

la velocidad del flujo. Por esta razón, es deseable mantener bajas las velocidades. Las

recomendaciones sobre velocidad del flujo en tuberías son variadas en la literatura y contenidos

multimedia consultados.

Mott (2006, p163) proporciona una guía muy general sobre las velocidades de flujo recomendadas

para varios tamaños de tubo cédula 40.

Tabla 1. Velocidades de flujo recomendadas

Flujo volumétrico

Línea de succión Línea de descarga

Diámetro Velocidad Diámetro Velocidad

m³/h mm m/s mm m/s

2.3 25.4 1.1 19.05 1.8

22.7 63.5 2 50.8 2.9

114 127 2.4 88.9 4.9

454 203.2 3.9 152.4 6.8 Fuente: Mott (2006, p163)

Como puede verse, siempre se procura una velocidad más baja en la succión de la bomba que en

la descarga. Esto es en pro de reducir las pérdidas y así evitar el fenómeno de cavitación, el cual se

24

discute en la sección 2.5.1. La Tabla 1 sin embargo es una simple guía y el propio Mott aconseja

buscar información específica según en el campo en el que se esta trabajando.

El estándar 90.1 de ASHRAE en la que se brindan los flujos máximos para diversos diámetros de

tubo en sistemas de agua helada. Esta tabla se puede ver en la Tabla 2.

Tabla 2. Velocidades de flujo de agua helada recomendadas para tuberías de flujo variable y operación continúa

Tamaño nominal del tubo (mm)

Velocidad máxima (m/s)

63,50 2,19

76,20 2,35

101,60 2,49

127,00 1,84

152,40 2,35

203,20 1,50

254,00 1,99

304,80 1,99

>304,80 2,28 Fuente: ASHRAE (2007)

Los flujos presentados en la figura anterior están dados en galones por minuto. Taylor (en ASHRAE

Journal: 2008, p30) señala sin embargo que la tabla no toma en cuenta la límites de velocidad por

erosión y por ruido. El propio Taylor brinda tablas para velocidades según estas variables, las

cuales se dan a continuación.

Tabla 3. Velocidad máxima en tuberías de agua de acero al carbón helada para limitar erosión

Horas de operación

Velocidad máxima (m/s)

1500 4.57

2000 4.27

3000 3.96

4000 3.66

6000 3.05 Fuente: Taylor en ASHRAE (2008, p26)

25

Figura 7. Máxima velocidad para tuberías de agua helada de acero al carbón expuestas al ruido

Fuente: Taylor en ASHRAE (2008, p26)

Aún con los valores recomendados dados en la Tabla 2 y la Figura 7, la mayoría de las discusiones

al respecto del tema coinciden en que estas reglas rápidas no son la última palabra, que cada caso

debe analizarse tomando en cuenta el aspecto económico. Otro señalamiento con el que la

mayoría de discusiones parecen coincidir es el que hace Mott al decir que “debe preferirse el

tamaño más grande de tuberías para lograr una velocidad baja, a menos que haya dificultades de

espacio, costo o compatibilidad con una conexión dada de la bomba” (Mott, 2006, p164).

26

2.5 Sistemas de bombeo

El funcionamiento óptimo de un sistema de bombeo pasa por temas como la eficiencia, la

cavitación, y el cumplimiento de los valores de flujo y presión para los que fue diseñado, entre

otros factores. Para poder tener un sistema de bombeo que satisfaga adecuadamente todos los

requerimientos anteriores, es necesario un diseño integral del sistema que tome en cuenta todas

estas variables. Las siguientes secciones enfocan el diseño adecuado de cada uno de estos

aspectos.

2.5.1 Cavitación y NPSH

Uno de los problemas que más se quiere llegar a evitar en un sistema de bombeo es la cavitación.

Este fenómeno tiene lugar cuando en un determinado instante, el fluido que pasa por la bomba

llega a la succión de esta a una presión menor a su presión de vapor a la temperatura de trabajo

que se maneja. Como consecuencia de esto, se dará la formación de pequeñas burbujas de vapor,

que posteriormente al pasar a una zona de mayor presión (la descarga) se licuarán y desparecerán.

El repentino cambio de volumen al formarse y desaparecer las burbujas provoca una onda de

choque muy intensa que se da cerca de la propela, produciendo erosión y esfuerzos superficiales

localizados. Esto se acompaña con una notable reducción en la eficiencia, así como una gran

cantidad de ruido y vibración.

El NPSH, siglas en inglés de Cabeza de Succión Positiva Neta, es uno de los parámetros más

utilizados en el diseño o análisis de la cavitación en un sistema de bombeo. Se trata de 2 valores,

uno requerido y otro disponible, cuya diferencia termina por dictar si habrá peligro de cavitación

en el diseño realizado.

A la hora de realizar la selección de la bomba, cuando se busca el punto de operación en el gráfico

correspondiente, el proveedor facilita una curva mediante la cual especificará el NPSH requerido

mínimo para el punto de operación seleccionado, que se conoce como NPSHr.

Por otro lado se tiene el NPSHa, que se calcula al sumar o restar (según corresponda) todos los

elementos de la succión que demandan o favorecen el trabajo de la bomba, y restarle a esto la

presión de vapor del fluido con que se esta trabajando. Los elementos a tomar en cuenta son:

27

Presión del tanque de succión

Columna de producto total de la succión

Pérdidas de presión por longitud y accesorios en la succión

El encargado de diseñar el sistema de bombeo debe asegurarse de que el NPSHa sea superior al

NPSHr de la bomba seleccionada, para descartar que existe peligro alguno de cavitación de

acuerdo con el diseño del sistema.

Si el NPSHr resulta ser superior al NPSHa, se deberán tomar acciones que terminen por propiciar la

reducción del uno o el aumento del otro de manera que el NPSHr termine siendo mayor. Murillo

(2010) cita algunas de estas medidas.

Para aumentar el NPSH disponible:

Bajar la velocidad de operación

Levantar el nivel del líquido

Reducir las pérdidas en la succión

Utilizar una bomba intermedia (booster)

Subenfriar el fluido

Para reducir el NPSHr:

Bajar la velocidad de operación

Usar rotor de doble succión en primera etapa

Rotor con mayor área de entrada

Sobredimensionar la bomba

Usar bombas en paralelo

Usar inductor en la entrada

28

2.5.2 Selección de bombas

Existe una infinita gama de bombas que sirven para distintas aplicaciones. En este trabajo, elegir el

tipo de bomba idóneo para la aplicación no es parte de los objetivos, pues se sabe de antemano

que para aplicaciones de agua helada se suelen usar bombas centrífugas. El objetivo radica más

bien en identificar las bombas con las características que brinden un mejor desempeño bajo las

condiciones dadas.

Los 2 parámetros esenciales para seleccionar una bomba centrífuga son la cabeza dinámica total y

el flujo requerido. El flujo se obtiene sumando las demandas de caudal de cada uno de los puntos

de entrega que tendrá el sistema de bombeo. La cabeza dinámica total se obtiene al ponderar

toda la exigencia que tendrá la bomba tanto en la línea de succión como en la de descarga. Esto

toma en consideración. La Ecuación 12 puede ser utilizada para calcularla.

𝑇𝐷𝐻 = ℎ𝑓 + ℎ𝑠𝑡 + ℎ𝑟

Ecuación 13. Estimación de la carga dinámica total de una bomba

Fuente: Mott (2006, p245)

Donde:

TDH es la cárga dinámica total en unidades de longitud.

hf es la pérdida de energía por fricción en unidades de longitud.

hst es la suma de la columna de producto que debe ser levantarse en la succión y la que

debe vencerse en la descarga, dada en unidades de longitud. Si la columna más bien juega

a favor de la bomba, entonces se toma como negativa.

Requerimientos de presión que deba cumplir el fluido al entrar a un tanque o equipo. Este

valor también estará dado en unidades de longitud haciendo la equivalencia de la presión

a metros de columna de agua.

Debe además tomarse en cuenta la presión de vapor del producto, procurando que bajo ninguna

circunstancia se vayan a formar pequeñas burbujas de vapor en la tubería.

Con la cabeza dinámica total y el caudal requerido, se buscará en el catálogo la bomba que brinde

la mejor eficiencia operando cerca de este punto. Al hacer esta selección, quedará definido

también el NPSH requerido, potencia del motor requerido, velocidad del motor y eficiencia en el

29

punto de operación seleccionado. Debe tenerse presente que cuando el fluido para el cual se está

seleccionando la bomba es distinto de agua se debe hacer una corrección por viscosidad que

convierte el punto de operación calculado en un equivalente para agua. No es necesario entrar en

los detalles de ese procedimiento pues para este caso la corrección por viscosidad no es necesaria.

2.5.3 Leyes de afinidad para bombas

Las leyes de afinidad permiten conocer los nuevos valores en las variables de funcionamiento de la

bomba para cuando una cierta variable es modificada. Un ejemplo sería un caso en el cual se ha

modificado la velocidad angular de la bomba y se desea saber por ejemplo cual será el nuevo

punto de operación tras realizar dicho cambio.

Otro caso común en el que estas leyes resultan de utilidad es cuando en el proceso de diseño el

punto de operación deseado no coincide con alguno de los diámetros disponibles de la bomba

deseada. En este caso, se interpola la curva de la bomba con base en las curvas más próximas, y

para calcular el diámetro del impulsor que tendrá la bomba a la que corresponda esta curva

interpolada se usan las leyes de afinidad.

Existen leyes de afinidad para cuando se varía la velocidad angular y leyes para cuando se varía el

diámetro del impulsor. Las fórmulas correspondientes a estas leyes se presentan a continuación.

𝑄1

𝑄2= (

𝑁1

𝑁2)

Ecuación 14. Leyes de afinidad para cambio de velocidad (Caudal)

Fuente: Meza (2010)

ℎ𝑎1

ℎ𝑎2= (

𝑁1

𝑁2)

2

Ecuación 15. Leyes de afinidad para cambio de velocidad (Cabeza)

Fuente: Meza (2010)

𝑃1

𝑃2= (

𝑁1

𝑁2)

3

Ecuación 16. Leyes de afinidad para cambio de velocidad (Potencia)

Fuente: Meza (2010)

30

𝑄1

𝑄2= (

𝐷1

𝐷2)

Ecuación 17. Leyes de afinidad para cambio de diámetro(Caudal)

Fuente: Meza (2010)

ℎ𝑎1

ℎ𝑎2= (

𝐷1

𝐷2)

2

Ecuación 18. Leyes de afinidad para cambio de diámetro (Cabeza)

Fuente: Meza (2010)

𝑃1

𝑃2= (

𝐷1

𝐷2)

3

Ecuación 19. Leyes de afinidad para cambio de diámetro (Potencia)

Fuente: Meza (2010)

Donde:

Q representa caudal

D representa diámetro

ha representa cabeza

P representa potencia

Al ser cocientes de valores de la misma variable, las unidades utilizadas en las ecuaciones

anteriores pueden ser las que el lector diseñador prefiera, siempre que tenga presente que para

una misma variable se tienen que usar las mismas unidades entre valor antes y después del

cambio.

Dentro del marco de este proyecto, las leyes de afinidad pueden llegar a resultar particularmente

útiles para obtener la curva de operación de una bomba que funciona con un variador de

frecuencia, la cual cambia su velocidad angular constantemente y dado que el fabricante sólo

proporciona curvas para algunos cuantos valores de velocidad, los datos no son en primera

instancia tan sencillos de obtener.

31

2.6 Intercambiadores de calor

Según define Cengel (2011, p629), los intercambiadores de calor son “aparatos que facilitan el

intercambio de calor entre dos fluidos que están a temperaturas diferentes, evitando al mismo

tiempo que se mezclen entre sí”.

La transferencia de calor en un intercambiador se compone usualmente de convección en cada

fluido, así como de conducción a través de la pared que separa los mismos. Cuando se trabaja con

intercambiadores de calor, lo más conveniente es utilizar un coeficiente total de transferencia de

calor para tomar en cuenta todos los efectos sobre dicha transferencia.

Existen múltiples tipos de intercambiadores de calor, a continuación se enlistan los que conciernen

a la realización de este proyecto:

2.6.1 Intercambiadores de calor de doble tubo

Es el tipo más sencillo de intercambiador de calor. Consta de 2 tubos concéntricos. Uno de los

fluidos pasa por el tubo pequeño, y el otro pasará por el anillo formado entre los 2 tubos.

Dependiendo de la dirección de los flujos dentro de los tubos, estos intercambiadores pueden ser

de flujo paralelo o de contraflujo, según se muestra en la Figura 8.

Figura 8. Intercambiador de calor de doble tubo


32

2.6.2 Intercambiadores de calor compactos

Estos intercambiadores son diseñados especialmente para lograr una gran área superficial de

transferencia de calor por unidad de volumen. La densidad de área, definida como el cociente

entre la el área superficial y el volumen del intercambiador, debe hallarse por encima de los 700

m2/m3. Algunos ejemplos de intercambiadores de calor compacto son los radiadores de los

automóviles, los intercambiadores de cerámica de vidrio de turbinas de gas y el pulmón humano

(Cengel, 2001, 630). En los intercambiadores compactos, los pasajes por los que atraviesa el flujo

son bastante pequeños por lo que se puede considerar laminar. Estos intercambiadores

compactos permiten ver razones de transferencia de calor importantes en volúmenes pequeños,

lo cual los convierte en útiles en aplicaciones con limitaciones estrictas en relación con el peso y

volumen de los aparatos.

Para lograr una gran área superficial en los intercambiadores compactos se utilizan tanto placas

delgadas como aletas corrugadas, dando poco espacio entre sí a las paredes que separan los

fluidos.

En los intercambiadores de calor compactos los flujos típicamente se mueven de manera

perpendicular, lo cual es conocido como flujo cruzado. Cuando el intercambiador tiene aletas e

impide que el fluido exterior pueda desplazarse en otra dirección distinta de la exterior, se dice

que el flujo es no mezclado. Si no hay aletas y el fluido puede moverse en otra dirección que no

sea perpendicular a los tubos, se dice que el flujo es mezclado. En la Figura 9 se muestra esto.

33

Figura 9. Configuraciones distintas de flujo en intercambiadores de flujo cruzado


2.6.3 Intercambiadores de calor de tubo y coraza

El intercambiador de calor más común que puede hallarse en aplicaciones industriales es el de

tubo y coraza (Cengel, 2011, p631). Según Dossat (1980, p259), esto obedece a una eficiencia

relativamente alta, espacio mínimo en el piso y poca altura, mantenimiento sencillo y fácil

adaptación a casi todos los casos de enfriamiento de líquidos.

Estos intercambiadores están compuestos de un número importante de tubos empacados dentro

de una carcasa de ejes paralelos a los tubos. Uno de los fluidos pasará por dentro de los tubos y

otro por la coraza. El detalle se puede apreciar en la Figura 10.

34

Figura 10. Intercambiador de calor de tubos y coraza típico


En la figura se puede apreciar la presencia de bafles en la coraza. Estos son comúnmente

colocados para conseguir que el flujo ocurra de manera transversal al eje de la coraza y así mejorar

la transferencia de calor. Se aprecia además que el fluido que pasará por los tubos ingresa primero

a un cabezal en el que se distribuye, y luego se vuelve a unir en otro cabezal para salir del

intercambiador.

2.6.4 Intercambiadores de calor de placas y armazón

Se le conoce simplemente como intercambiador de calor de placas. Son relativamente recientes y

constan de una serie de placas de pasos corrugados. Los 2 fluidos fluyen por pasos alternados, de

manera que cada corriente de fluido frío queda rodeada por 2 corrientes de fluido caliente,

dando origen a una transferencia de calor muy eficaz. Tienen además la versatilidad de que si la

demanda de transferencia de calor aumenta, se pueden agregar simplemente más placas. Cengel

(2011, p632) menciona que los intercambiadores de calor de placas “resultan muy apropiados

para aplicaciones de intercambio de calor de líquido hacia líquido, siempre que las corrientes de

los fluidos caliente y frío se encuentren más o menos a la misma presión”.

En la Figura 11 se muestra un intercambiador de calor de placas típico.

35

Figura 11. Intercambiador de calor de placas


36

2.7 Pasteurización

La pasteurización es un proceso ampliamente utilizado en la industria de los lácteos y algunas

bebidas. El objetivo principal del proceso es la preservación del producto, eliminando la mayor

cantidad de agentes patógenos y reduciendo los niveles de microbios. Esto se consigue

sometiendo al producto a altas temperaturas por un cierto período. El inventor de la

pasteurización fue el científico francés Louis Pasteur.

Existen tres variantes del proceso de pasterización: método VAT, método HTST, y método UHT. La

variante entre cada uno de ellos versa principalmente en el tiempo y la temperatura a la cual se

calienta el producto. A continuación se explica cada uno de ellos.

2.7.1 Método VAT

Es conocido también en alguna literatura como LTLT (siglas en inglés de “Baja Temperatura

Tiempo Largo”). Este es el método más antiguo, el que se utilizó cuando se desarrolló el proceso

por primera vez. Consiste en calentar el producto hasta 62.5 °C y mantenerla durante 30 minutos.

Debido a la larga duración del proceso, en la actualidad es utilizado principalmente en lugares

donde se produce a pequeña escala, y se lleva a cabo en enormes recipientes para poder hacer

más eficiente la producción.

2.7.2 Método HTST

Este es el método más ampliamente utilizado en la actualidad. Sus siglas en inglés significan “Alta

Temperatura Tiempo Corto”. Precisamente en esto consiste el método: se calienta el producto a

72 °C– 74 °C durante 15-30 s. Según menciona Kelly (2012, p282), el proceso HTST utiliza estos

valores específicos de temperatura y tiempo basándose en la inactivación térmica de la cinética de

dos bacterias, Mycobacterium tuberculosis y Coxiella burnettii, que son consideradas las bacterias

patogénicas vegetativas más resistentes al calor dentro de las que pueden ser encontradas en la

leche.

La pasteurización HTST se puede llevar a cabo por lotes, en cuyo caso la leche es calentada en un

recipiente, o por flujo continuo, que es el más común.

37

Cuando el método HTST utiliza flujo continuo se realiza en intercambiadores de calor de placas

(ver sección 2.6), que gozan de una alta eficiencia debido a su uso extensivo del calor de

regeneración, en donde la mayoría del calor requerido para la leche que viene entrando es

proveído por la leche caliente que va de salida, la cual es a su vez enfriada. Para que la leche

termine de alcanzar los 72-74 °C requeridos, se agrega una sección de calentamiento en la que se

intercambia calor con agua a alta temperatura. De manera análoga, el agua que había sido

enfriada parcialmente por regeneración en un inicio alcanza una temperatura final cercana a los 5

°C al intercambiar calor con agua helada en la sección de enfriamiento del intercambiador.

En una planta grande, donde hay gran cantidad de pasteurizadores como en Dos Pinos, se requiere

un sistema de agua helada que le suministre a cada uno de estos equipos el caudal necesario. De

manera que el trabajo realizado en este proyecto es de suma importancia para que los procesos

de pasteurización en la planta puedan llevarse a cabo con éxito.

Un diagrama de flujo típico de un sistema de pasteurización por el método HTST se presenta en la

siguiente figura.

38

Figura 12. Diagrama del proceso de pasteurización HTST típico Fuente: Tetra Pak A/B (2010)

39

Los componentes señalados en la Figura 12 son: (1) Tanque de balance (2) Bomba de alimentación

(3) Controlador de flujo (4) Región de precalentamiento regenerativo (5) Clarificador centrífugo (6)

Sección de calentamiento (7) tubo de sostenimiento (8) Bomba booster (9) Sistema de

calentamiento de agua (10) Sección de enfriamiento regenerativo (11) Sección de enfriamiento

(12) Válvula de 3 vías (13) Panel de control.

2.7.3 Método UHT (Ultra High Temperature)

Este método también se conoce como Ultrapasteurización o ESL. Es el más recientemente

desarrollado de los métodos de pasteurización. Su principal beneficio es que permite vida de

almacenamiento adicional al producto pasteurizado, que resulta conveniente para consumidores y

vendedores al detalle. En este proceso el producto se calienta a una temperatura mucho más alta

que los otros dos tipos de pasteurización, entre 120 y 140 °C, en un período que va a de 2 a 4 s.

Esto resulta en una razonable extensión de la vida útil de la leche, aunque con una cierta

alteración del sabor debido a una ligera caramelización de la lactosa.

2.8 Refrigeración Industrial

Este trabajo utiliza una gran cantidad de conceptos de la refrigeración industrial, pues para poder

buscar una solución a la pregunta de cómo hacer que el sistema de agua helada pueda manejar

una carga térmica mayor, se debe entender la complejidad del sistema actualmente encargado de

enfriar la misma. No solamente los bancos de hielo, sino también el sistema de refrigeración de

amoniaco que genera el frío necesario para que se acumule el hielo.

El campo de la refrigeración es bastante amplio, y revisar la totalidad de los conceptos

involucrados en este proyecto, desde los más simples, se puede tornar complejo. Por dicha razón,

se repasan únicamente los conceptos más propios de la refrigeración industrial, y se toman como

entendidos los principios básicos de un sistema de refrigeración. Si el lector se ve en la necesidad,

puede consultar a Cengel (2011) o Dossat (1978) para mayor detalle en el funcionamiento de un

sistema de refrigeración y el papel de sus componentes.

40

2.8.1 Sistemas de refrigeración sobrealimentados

De acuerdo al método de alimentación, los evaporadores se clasifican en expansión directa,

inundado, o sobrealimentación de líquido o líquido recirculado. En refrigeración industrial, lo más

normal es que se trabaje con sobrealimentación, y ese es el caso de Dos Pinos.

La sobrealimentación, o alimentación recirculada, es el tipo de alimentación más eficiente. En

estos sistemas solo cierta parte del líquido que entra al evaporador ebulle. Un tanque (usualmente

de grandes proporciones) llamado recirculador se encarga de recibir el líquido proveniente del

recibidor, así como la mezcla de líquido y refrigerante que sale del evaporador.

El líquido contenido en el recirculador, proveniente del condensador, es llevado al evaporador por

un elemento que en la mayoría de casos es una bomba. La fracción de refrigerante que ebulle en

el evaporador, sale del recirculador a la línea de succión. El nivel de líquido es también controlado

por un flotador, de modo que cuando este baja más de lo ajustado, se abre el paso de líquido al

recirculador desde el recibidor, y el nivel sube de nuevo. Si el nivel por el contrario es excesivo, se

activa una alerta de modo que se restringe la entrada de líquido hasta que se haya evaporado la

cantidad suficiente.

Figura 13. Esquema de sistema con evaporador sobrealimentado

Fuente: Mora (2011: Tipos de alimentación, p37)

41

Este sistema es sumamente efectivo en grandes instalaciones en las que se tienen que mantener

varios espacios refrigerados. Sus ventajas principales son la alta eficiencia, bajos costos de

operación, la baja posibilidad de entrada de líquido al compresor, reducción de cargas por gas

flash, y reducción de aceite en el evaporador. Sus desventajas son diámetros de tubería mayor,

costo de aislamiento de tuberías mayor, instalación cara en sistemas pequeños, y un mayor

mantenimiento.

2.8.2 Sistemas de refrigeración de múltiples etapas

Dos necesidades específicas llevan a necesitar múltiples etapas en un sistema de refrigeración. La

razón más común es la necesidad de dar refrigeración a temperaturas distintas, lo cual implica la

necesidad de dos temperaturas de evaporación. La otra razón, es que cuando se trabaja con

temperaturas que están muy por debajo de los 0 grados Celsius, el tamaño de los compresores

necesarios para dar el diferencial de presión requerido es excesivo, tomando en cuenta que la

temperatura de condensación por lo general es la misma.

Existen varias configuraciones posibles de sistemas de refrigeración multietapas y se ha

encontrado apropiado enfocarse aquí sólo en la que se asemeja más al caso de Dos Pinos. Se trata

de un sistema de compresión de doble etapa con intercooler o tanque flash. Este se muestra en la

Figura 14.

Figura 14. Sistema de refrigeración de dos etapas con intercooler

Fuente: Stoecker (1998)

42

Uno de los modos sencillos de explicar esta configuración es partiendo de la salida del proceso de

condensación. El refrigerante líquido a alta presión pasa después por una válvula de expansión

(también llamada válvula moduladora) y entrará a un tanque flash en el que se separa la parte

líquida del gas. El refrigerante líquido será bombeado hacia el evaporador, pasando primero por

una válvula de expansión de nuevo. Una vez que el refrigerante se ha evaporado, un compresor de

baja etapa lo envía hacia el tanque flash, en el cual el gas adquirirá menor temperatura al

mezclarse con el gas que viene entrando al tanque proveniente del condensador. Esto causa que

el calor de rechazo sea menor y de esta manera se gaste menos en condensación.

La Figura 15 muestra el diagrama de Mollier del sistema de refrigeración de la Figura 14.

Figura 15. Diagrama p-h para sistema de refrigeración de dos etapas con intercooler

Fuente: Stoecker (1998)

La diferencia de entalpía entre el punto 2 y el punto 3 muestra el enfriamiento en el intercooler

del gas que viene de la descarga del compresor de baja etapa. La diferencia de entalpía entre el

punto 6 y el 7 muestra el enfriamiento del líquido que viene del condensador al entrar al

intercooler.

Una acotación importante es que si el sistema no tuviera dos etapas, hubiera sido necesario un

compresor que llevara a cabo la compresión directa del punto 1 al punto 4. Aunque no es

imposible conseguir compresores lo suficientemente grandes para esa tarea, Stoecker (1998)

43

señala que tener múltiples etapas puede resolver varios problemas y ahorrar en el consumo de los

compresores, si bien su costo inicial es mayor.

2.8.3 Compresores de Tornillo

En un sistema de refrigeración, el compresor se encarga de elevar la presión del refrigerante que

sale del evaporador para que pueda intercambiar calor con alguno de los medios disponibles como

agua y aire. Aunque cada componente del sistema de refrigeración tiene su proceso de selección

propio según la carga, cuando se piensa en aumentar la capacidad de un sistema, el primer punto

a considerarse es la capacidad de los compresores, por lo que toma una importancia especial en

esta sección. Todos los compresores involucrados en el sistema de refrigeración de Dos Pinos son

de tipo tornillo, por lo cual son estos los que se repasan.

Los compresores de tornillo son de desplazamiento positivo, los cuales aumentan la presión

mediante una reducción de volumen. Están fundamentalmente compuestos por dos rotores

engranados que están dentro de una caja, uno macho y uno hembra, como los mostrados en la

Figura 16. El motor acciona alguno de los rotores (generalmente el macho), el cual a su vez acciona

el otro.

Figura 16. Compresor de tornillo

Fuente: Mora (2011: Compresores de Tornillo, p2)

El refrigerante ingresa de manera axial a los rotores desde la succión, alojándose en la cavidad que

hay entre el macho y la hembra. Conforme el refrigerante avanza, el tamaño de la cavidad se va

reduciendo, provocando así el aumento requerido en la presión.

44

Una parte fundamental en los compresores de tornillo es la válvula deslizante, la cual regula la

capacidad. En la Figura 17 se presenta una vista de corte de una de estas válvulas. Esta se

encuentra justo en la descarga. Un pistón controla la válvula, y a su vez este es controlado

automáticamente. Si se está trabajando a plena carga, la válvula estará ubicada en su posición

extrema izquierda, quedando la boca de la descarga abierta por completo. Si la demanda se

disminuye, la válvula se mueve a la derecha, con lo que cierta parte del gas de descarga se desvía

para ser recirculado, con lo que se reduce la capacidad.

Figura 17. Esquema de la válvula corrediza de un compresor de tornillo

Fuente: Pita (2004, p122)

La razón volumétrica Vi es una variable de mucha importancia en los compresores de tornillo, esta

equivale al cociente del volumen específico del refrigerante en la succión y en la descarga

(Vi=Vs/Vd).

El aceite tiene una importancia aún mayor a la usual en los compresores de tornillo, esto porque

además de lubricar los rotores sirve para crear un sello hermético entre los lados de alta y baja

(Pita, 2004, p122). Con esto además se consiguen otros beneficios, tales como disminución de la

penetración, enfriamiento, conseguir relaciones de compresión elevadas gracias al sello

hermético, e inclusive disminuir ruido.

Debido a que por la descarga del compresor termina saliendo una mezcla heterogénea de aceite y

refrigerante comprimido, el aceite debe ser separado pues, como ya se ha insistido, la presencia

de aceite en el sistema es indeseable. Para esto se utiliza un separador de aceite.

45

Evidentemente es deseable que el aceite utilizado en el compresor se reutilice en la medida de lo

posible, sin embargo después de ser filtrado en el separador está a una temperatura muy alta por

lo cual no se puede reinyectar así al compresor. Se necesita antes enfriar el aceite en un

intercambiador de calor.

2.8.4 Selección de compresores

La gran mayoría de los manuales de selección de compresores contemplan en su método tres

principales factores: la totalidad de la carga de refrigeración para la cual trabajará, la temperatura

de evaporación, y la temperatura de condensación.

La carga de refrigeración depende del equipo que vaya a consumir frío. Cuando se trata de una

cámara de refrigeración, hay una infinidad de factores a tomar en cuenta, tales como la

orientación, el tipo de paneles, la carga por infiltración, entre otros. Sin embargo, para el alcance

de este trabajo, las cargas de refrigeración serán siempre valores ya conocidos brindados por el

personal de Dos Pinos, o en su defecto son cargas asociadas a un intercambiador de calor y no a

una cámara, por lo que el método es más sencillo.

Una vez que se cuenta con la carga de refrigeración, se debe acudir al catálogo de compresores

para el fabricante y refrigerante seleccionados, y buscar el compresor que trabaje dentro de las

temperaturas de evaporación y condensación que se tienen y cuya capacidad sea mayor que la

carga de refrigeración que se tiene.

2.8.5 Efecto de la carga de refrigeración de baja temperatura en

los compresores de alta

Cuando se tiene un sistema de refrigeración de múltiples etapas o uno en cascada, los

compresores de alta no solo tienen que comprimir el refrigerante que servirá para la refrigeración

a alta temperatura, sino que también deben comprimir el refrigerante que se usará para las etapas

de temperatura más baja. Esto implica que la carga de refrigeración que debe ser capaz de

soportar el compresor de alta no es solamente la totalidad de la carga de refrigeración del sistema

de alta, sino que también hay una contribución por parte de los sistemas de baja temperatura.

46

Para estimar el efecto de la carga de refrigeración de baja temperatura en los compresores de

alta, la mayoría de los fabricantes de compresores proporcionan en su manual de selección una

tabla que brinda el factor por el cual debe multiplicarse la carga de refrigeración de baja

temperatura para obtener el efecto sobre la carga de los compresores de alta. Este factor es por lo

general mayor a uno, pues el compresor no debe sólo hacer trabajo invirtiendo el efecto

refrigerante de la etapa baja sino que además debe agregar el sobre calentamiento.

En la Tabla 4 se puede ver el ejemplo de tabla típica para obtener el factor que proporciona el

efecto de la carga de refrigeración de baja en los compresores de alta.

Tabla 4. Factor de afectación para sistema de alta por carga de refrigeración de baja temperatura

Descarga booster Temperatura de succión del booster (°C)

Temperatura (°C)

Presión correspondiente

(kPa) -56,67 -51,11 -45,56 -40 -34,44 -28,89 -23,33

-17,78 108,25 1,46 1,35 1,26 1,2 1,14 1,12 -

-12,22 164,1 1,56 1,42 1,31 1,23 1,18 1,14 -

-6,67 230,97 1,68 1,51 1,37 1,27 1,21 1,16 1,13

-1,11 310,26 1,82 1,61 1,43 1,33 1,25 1,19 1,15 Fuente: Vilter (2008, p210)

Como puede verse, es necesario conocer las temperaturas de succión de baja y de alta para poder

dar con el factor necesario.

2.8.6 Condensadores evaporativos

Un condensador evaporativo, según Dossat (2009, p337) es “una unidad empleada para conservar

el agua y, en efecto, es una combinación de condensador enfriado por aire y torre de enfriamiento

en una sola unidad”. Dicha cita se explica bien con el funcionamiento de la unidad. En la figura 25

se muestra un condensador evaporativo típico.

47

Figura 18. Condensador evaporativo

Fuente: Stoecker, (2004, pág. 265)

Este tipo de condensadores son ampliamente usados en refrigeración industrial, debido a su

capacidad de proveer temperaturas de condensación bajas, lo cual es importante pues según

Stoecker (2004, p265) “ahorran potencia y permiten que el compresor dé temperaturas de

descarga no muy altas”, dichos aspectos son de particular importancia cuando se tiene un sistema

de amoniaco. Por otro lado, una de las principales desventajas con que cuentan es que requieren

más mantenimiento que los otros tipos, sin embargo, en refrigeración industrial la gran mayoría

de plantas cuentan con personal de mantenimiento por lo que no representa una necesidad

adicional.

El agua es bombeada desde el depósito inferior (también conocido como piscina) hasta un cabezal

de atomización que se encuentra en la parte superior de la torre. Dentro de la torre pasa un

serpentín con el refrigerante, y es sobre este serpentín que se rocía el agua, la cual vuelve a caer al

depósito inferior. Por otra parte, un ventilador fuerza aire exterior dentro de la torre, dicho aire

aumenta su temperatura, pues por una parte intercambia calor con el refrigerante que pasa por el

48

serpentín, y por otra, recoge parte del agua rociada la cual termina evaporándose debido al

intercambio de calor con el refrigerante, de modo que aumenta la humedad del aire.

El proceso termodinámico que se lleva a cabo dentro de un condensador evaporativo es

ciertamente complejo, sin embargo, es fundamentalmente un enfriamiento evaporativo (Dossat,

2009, p339); dado que el agua se evapora debido a la atomización y al paso de aire a través de la

superficie humedecida del serpentín.

2.8.7 Bancos de hielo

Uno de los métodos más comunes para enfriar el agua helada requerida en procesos lácteos es el

almacenamiento de energía térmica, específicamente mediante de bancos de hielo. Este proceso

consiste en la acumulación de hielo durante los períodos en los que no hay demanda de agua o

hay baja demanda. Luego, cuando la operación inicia y hay demanda de agua, esta entra al

intercambiador de calor donde por contacto directo o indirecto con el hielo, lo derrite reduciendo

significativamente su temperatura.

El uso de bancos de hielo se presenta como alternativa al uso de chillers, que trabajan en base a la

demanda. Es decir, enfrían la cantidad requerida en el momento requerido. Esto hace que el uso

de bancos de hielo tenga un importante mercado también en la industria del aire acondicionado,

pues la mayoría de recintos suelen tener tiempo de demanda bien definidos.

No es requisito necesario para estos sistemas el operar según turnos. Gladis (1999) menciona que

los sistemas de almacenamiento de hielo pueden ser diseñados tanto para trabajar con base a

turnos o en equiparación de carga. Cuando se trabajo por turnos el hielo se acumula durante los

períodos en los que no hay demanda pico según lo ya comentado. En diseño por equiparación de

carga, el banco de hielo puede trabajar en cualquier momento del día independientemente de la

estructura de la tarifa eléctrica. Sin embargo, no se encuentra en la literatura una explicación

concreta de como esto se logra.

Los bancos de hielo son prácticamente un intercambiador de calor de tubo y coraza, en los que la

presencia de un refrigerante a muy baja temperatura provoca la formación de hielo. El choque

térmico entre el agua que se necesita enfriar y la capa de hielo formada en los serpentines da

49

lugar a un proceso de transferencia de calor en el que el agua se termina enfriando a la

temperatura deseada.

El enfriamiento de los bancos de hielo puede ocurrir por derretimiento interno o externo. En el

derretirmiento interno, el contacto entre el hielo y el fluido a enfriar es indirecto, porque el agua

pasa dentro de un serpentín en cuyo ambiente externo se encuentra el hielo acumulado, y el

intercambio de calor ocurre a través de la pared del serpentín. En el derretimiento externo, por

otro lado, el agua se encuentra en la coraza, de manera que el contacto entre esta y el hielo es

directo.

El grosor de la capa de hielo formada en los serpentines es un parámetro de gran importancia en

estos sistemas. Mantener el grosor de la capa de hielo siempre por encima de cierto valor le da al

usuario la certeza de que se puede manejar la carga térmica demandada para enfriar al agua.

2.8.7.1 Bancos de hielo para proceso industrial

Los distribuidores de sistemas de almacenamiento térmico para la industria, como BAC, enfatizan

en que el uso de bancos de hielo brinda la ventaja de que se terminan utilizando compresores de

menor tamaño, mejor manejo de los picos de demanda energética, y un uso más eficiente de los

equipos.

Los equipos de almacenamiento de hielo básicos incluyen una unidad de almacenamiento de frío,

un sistema de refrigeración, un sistema de refrigeración, y una bomba de agua helada. Esto se

muestra en la Figura 19.

50

Figura 19. Sistema industrial típico de almacenamiento de frío

Fuente: Baltimore Aircoil Company (2011, p632)

En los momentos en que no existe carga de refrigeración, el sistema de refrigeración opera para

acumular hielo en la superficie exterior del serpentín. Este efecto refrigerante se obtiene al hacer

circular refrigerante directamente en el serpentín. Para incrementar la transferencia de calor

durante el ciclo de acumulación de hielo, el agua es agitada a través de burbujas de aire desde un

sistema de distribución de baja presión ubicado en la parte inferior. Cuando la capa de hielo ha

alcanzado su espesor máximo, en la mayoría de sistemas, el sistema de control se encarga de

enviar una señal para apagar el sistema.

Las unidades de almacenamiento térmico están diseñadas para proporcionar temperaturas

consistentes entre 1°C y 4°C en todo el ciclo de fusión. Dos claves para mantener esta baja

temperatura son un área de superficie de hielo extensa y el contacto directo del agua que se enfría

con el hielo.

51

La mayoría de estos sistemas pueden trabajar con sistema de refrigeración alimentado por

gravedad o con uno sobrealimentado. En cualquiera de ambos casos, el flujo de alimentación es

bastante mayor al necesario para satisfacer la carga. Con este exceso de flujo, se moja

cuidadosamente la superficie interna del serpentín por completo, asegurando coeficientes de

transferencia de calor altos para utilizar eficientemente toda la superficie el serpentín para la

acumulación de hielo.

2.8.7.2 Selección del banco de hielo para proceso industrial

El proceso especificado a continuación está dado según los lineamientos de Baltimore Aircoil

Company, que es la compañía de la cual se encontró más información. Aunque pueden existir

diferencias en los procesos de selección de otros fabricantes, se espera que estas sean menores.

Un concepto importante a tener en cuenta antes de describir el proceso de selección, es el de

carga del sistema. Según BAC (2011, p634), esta es “la cantidad de capacidad de enfriamiento que

debe ser generada y almacenada, expresada en BTU o en ton-h (1 ton-h = 12000BTU = 83.3 libras

de hielo). La carga es equivalente al área bajo la curva típica de perfil de carga del sistema, como la

mostrada en la Figura 20.

Figura 20. Ejemplo de perfil de carga térmica


52

En este caso se explicará el proceso considerando almacenamiento total y sistema de refrigeración

sobrealimentado con recirculación, pues se sabe de antemano que estas son las condiciones que

se tienen en Dos Pinos. Los pasos se dan a continuación.

1. Del perfil de carga del sistema, establezca la capacidad de enfriamiento del sistema en

toneladas-hora. Estas son las ton-h de almacenamiento necesarias.

2. Determine el tiempo de acumulación, que es el número de horas sin carga que el sistema

están disponibles para acumular hielo. Si este es menos de 10 horas, tiene que consultarse

con un experto en el campo.

3. De los datos mostrados en la Tabla 5, busque en la columna de toneladas-hora la

capacidad que equivale o excede el almacenamiento requerido. Elija una unidad ya sea de

la serie E, F o G.

53

Tabla 5. Selección de modelos de banco de hielo que trabajan con amoniaco recirculado

Serie E Serie F Serie G

Modelo kWh base Modelo kWh base Modelo kWh base

TSU-125E 425,56 TSU-145F 485,35 TSU-940G 3207,50

TSU-155E 517,00 TSU-175F 594,37 TSU-1110G 3784,29

TSU-180E 615,48 TSU-205F 699,88 TSU-1280G 4322,39

TSU-210E 706,92 TSU-240F 801,88 TSU-1450G 4846,43

TSU-235E 798,36 TSU-270F 907,39 TSU1710G 5602,58

TSU-190E 657,68 TSU-220F 745,60 TSU-230E 798,36 TSU-265F 907,39 TSU-280E 949,59 TSU-320F 1083,24 TSU-320E 1093,79 TSU-370F 1241,50 TSU-365E 1234,47 TSU-420F 1403,28 TSU-290E 991,79 TSU-330F 1132,47 TSU-345E 1174,68 TSU-395F 1339,98 TSU-395E 1354,05 TSU-455F 1529,90 TSU-450E 1526,38 TSU-515F 1730,36 TSU-505E 1691,68 TSU-580F 1923,80 TSU-590E 2032,83 TSU-675F 2321,22 TSU-700E 2388,04 TSU-800F 2711,61 TSU-810E 2739,74 TSU-920F 3116,06 TSU-910E 3091,44 TSU-1040F 3517,00 TSU-1080E 3594,37 TSU-1230F 4058,62

TSU-840F 2883,94

TSU-990F 3397,42

TSU-1140F 3924,97

TSU-1290F 4441,97

TSU-1520F 5205,16


4. Encuentre la unidad seleccionada en la columna “Model No” a la izquierda.

5.Calcule el factor de almacenamiento para la unidad seleccionada con la siguiente fórmula:

𝐹𝑎𝑐𝑡𝑜𝑟 𝑑𝑒 𝑎𝑙𝑚𝑎𝑐𝑒𝑛𝑎𝑚𝑖𝑒𝑛𝑡𝑜 =𝑇𝑜𝑛 − ℎ 𝑏𝑎𝑠𝑒

𝑇𝑜𝑛 − ℎ 𝑑𝑒 𝑎𝑙𝑚𝑎𝑐𝑒𝑛𝑎𝑚𝑖𝑒𝑛𝑡𝑜 𝑟𝑒𝑞𝑢𝑒𝑟𝑖𝑑𝑎𝑠

Ecuación 20. Factor de almacenamiento para selección de bancos de hielo


54

Utilizando el factor de almacenamiento del paso 5 y el tiempo de almacenamiento disponible,

vaya a la Tabla 6 para encontrar la temperatura de diseño del evaporador.

Tabla 6. Temperatura de evaporación (°C) para selección de bancos de hielo

Factor de almacenamiento

Tiempo de almacenamiento (h)

10 11 12 13 14

1 -9,83 -9,06 -8,28 -7,72 -7,17

1,05 -9,17 -8,44 -7,72 -7,22 -6,67

1,1 -8,61 -7,94 -7,22 -6,72 -6,22

1,15 -8,11 -7,5 -6,83 -6,39 -5,89

1,2 -7,61 -7,06 -6,44 -6 -5,55

1,25 -7,22 -6,67 -6,11 -5,72 -5,28

1,3 -6,83 -6,33 -5,78 -5,39 -5 Fuente: Baltimore Aircoil Company (2011, p638)

Determine la capacidad de diseño del compresor en toneladas.

𝐶𝑎𝑝𝑎𝑐𝑖𝑑𝑎𝑑 𝑑𝑒𝑙 𝑐𝑜𝑚𝑝𝑟𝑒𝑠𝑜𝑟 =𝑇𝑜𝑛 − ℎ 𝑑𝑒 𝑎𝑙𝑚𝑎𝑐𝑒𝑛𝑎𝑚𝑖𝑒𝑛𝑡𝑜 𝑟𝑒𝑞𝑢𝑒𝑟𝑖𝑑𝑎𝑠

𝑇𝑖𝑒𝑚𝑝𝑜 𝑑𝑒 𝑎𝑙𝑚𝑎𝑐𝑒𝑛𝑎𝑚𝑖𝑒𝑛𝑡𝑜 (ℎ𝑟𝑠)

Ecuación 21. Capacidad del compresor (Tons)


Con la temperatura del evaporador y las toneladas del compresor, seleccione un compresor.

(Nótese que la temperatura del evaporador debe estar ajustada a la línea de succión de manera tal

que se llegue a la succión en condiciones de saturación).

Una vez con el compresor seleccionado, se utiliza el dato de calor de rechazo del fabricante del

compresor para dimensionar el condensador evaporativo o la torre de enfriamiento.

55

2.9 Potencia de consumo de un motor eléctrico trifásico

La potencia que logra transformarse en energía es conocida en un motor eléctrico trifásico como

Potencia Activa. Esta es la parte de la potencia aparente que se termina transformando en

energía. La fórmula para obtener la potencia activa se puede consultar en múltiples fuentes dada

su popularidad, en este caso se toma como referencia la guía de especificaciones para motores

eléctricos del fabricante mexicano WEG (WEG, 2015, p8).

𝑃 = √3 × 𝐸 × 𝐼 × 𝑐𝑜𝑠𝜑

Ecuación 22. Potencia de entrada de un motor eléctrico

Fuente: WEG (2015, p8)

Donde

P es la potencia transformada en energía en Watts

E es el voltaje del compresor en Volts

I es la corriente Amperes

cosΦ es el factor de potencia, adimensional

Por lo general, el factor de potencia está dado por el fabricante del compresor, mientras que la

corriente depende del consumo de este y el voltaje por la capacidad.

56

Capí tulo III: Descripcio n general de los

sistemas de agua helada y de

refrigeracio n de Dos Pinos

Para una mejor comprensión de los análisis sobre el porcentaje de utilización de los sistemas de

refrigeración y de agua helada, se ampliará la información sobre cómo están constituidos estos,

haciendo primero una descripción de los componentes y su funcionamiento.

Es por eso que se dará primero una descripción de los componentes y el funcionamiento de ambos

sistemas.

3.1 Descripción general de la planta de Dos Pinos

Las instalaciones de Dos Pinos en su planta del Coyol en Alajuela constan de dos pisos y un sótano.

La gran mayoría del espacio ocupado por el sótano se utiliza como bodega. Adicionalmente hay un

cuarto de máquinas y algunos cuartos donde se preparan ciertos productos.

La mayor parte de la producción de Dos Pinos se desarrolla en el primer piso, donde se llevan a

cabo todos los procesos necesarios para la preparación de los productos, además del envasado.

Está dividido en 3 grandes áreas: Área 1, Área 2 y Área 3.

En el Área 1 se produce la leche, natilla, queso crema y yogurt. Se compone de 4 recintos

principales: Pasteurización, Cultivados, Maduración, y Envasado. En el sótano se encuentra

además el Cuarto de elaboración de jugos.

En el Área 2 mientras tanto se producen los helados. Esta área está dividido en 3 secciones:

Pasteurizado, maduración y envasado.

Finalmente, en el área 3 se lleva a cabo el procceso de ultrapasteurización (UHT), que permite una

mayor vida útil a diversos productos como la leche semidescremada y jugos. El Área 3 consta del

57

cuarto de productos ácidos, cuarto de proceso UHT y cuarto de envasado, donde se realiza el

empaque Tetrapak de varios productos. Adicionalmente, conciernen al sistema de agua helada el

cuarto de Mezclado y el de formulaciones que se encuentran en el primer piso.

3.2 Descripción general del sistema de agua helada

El sistema a analizar en este proyecto se compone de 2 líneas, una de alimentación y otra de

retorno. Ambas líneas conforman un circuito cerrado. Se realizará primero una descripción general

sobre cómo está compuesto el sistema y a la postre se darán detalles sobre las distintas partes que

lo componen.

La Figura 21 muestra una vista general del sistema de agua helada en estudio.

Figura 21. Vista general del sistema de agua helada para proceso de Dos Pinos

Fuente: Autor (2015)

58

Se toma como punto de partida para esta explicación los bancos de hielo, a los que el agua debe

entrar a una temperatura aproximada de 6°C (esto no siempre se cumple). El agua sale de los

bancos de hielo a una temperatura cercana a los 2°C. Las bombas de suministro succionan el agua

de los silos y la presurizan para mandarla a planta por medio de la línea de suministro (azul), que

está identificada en sitio con las siglas “IW” (Ice Water). Diversas derivaciones de la línea principal

luego llevan el agua a cada área de proceso y equipo específico.

Dado que la pérdida de presión a través de la mayoría de los equipos es considerable, el agua que

sale de ellos es llevada a un tanque intermedio (conocidos como tanques de retorno), desde el

cual luego es bombeada de regreso a los silos. La línea que lleva el agua de la salida de los equipos

a los tanques de retorno se conoce como retorno de agua helada a tanques (magenta), y está

etiquetada como “IWR(t)” (Ice Water Return to tanks). Algunos equipos en el área 3 y el área 1 no

tienen una caída de presión tan alta como los demás, por lo que el agua utilizada por estos entra

directamente a la línea de retorno principal (rojo), etiquetada en planta como “IWR” (Ice Water

Return). El agua que es bombeada desde los tanques de retorno se une con la tubería principal de

retorno, y así finalmente todo el caudal que fue bombeado en un inicio desde los bancos de hielo

regresa a estos.

En las secciones siguientes se dan más detalles sobre los componentes del sistema de agua fría.

3.2.1 Bancos de hielo

Los bancos de hielo, conocidos a lo interno de Dos Pinos como “Silos”, se encargan de transformar

el agua que viene de proceso ligeramente fría (aproximadamente 6 °C) de vuelta en agua helada.

Cada uno tiene un volumen de 120 m³, y están conectados entre sí en serie. De esta manera, el

agua fría entra primero al Silo 2 y se enfría hasta cerca de los 3.5 °C. Luego pasa al Silo 1, en el que

termina alcanzando la temperatura buscada de 2 °C.

Cada banco de hielo tiene 4 serpentines por dentro de los que pasa amoniaco proveniente del

sistema de refrigeración de -10 °C. En cada tanque hay 8 visores (2 por serpentín) que permiten

vigilar el espesor de la capa de hielo formada. El rango deseable para el espesor de hielo en los

59

serpentines es entre los 20 y 40 mm. El espesor de la capa de hielo de los serpentines se

inspecciona 9 veces al día.

La temperatura ideal del agua tras haber pasado por los 2 silos es de 2°C, pero es tolerable que

esta sea hasta de 4°C. Este valor está principalmente dado por los procesos de pasteurización del

Área 1, en los que tanto la leche como la crema debe salir del proceso a un máximo de 6 °C, y esto

típicamente no se logra si el agua no entra al menos a 4 °C.

Los silos se encuentran llenos de agua en interior, y el agua nueva que va entrando, al venir más

caliente, sube por efecto termosifón hacia la parte superior. En este camino, intercambia calor con

el hielo formado en los serpentines derritiéndolo, y así asciende hasta la parte superior a una

temperatura más baja. Una vez que llega a la parte superior, cae por un conducto a través del cual

vuelve a salir por la parte baja de la estructura. Esta descripción puede verse en la Figura 22.

Figura 22. Esquema del interior de uno de los silos de agua helada de Dos Pinos


Los silos cuentan con un agitador, procurando mantener homogénea la temperatura del agua.

Aunque en teoría el circuito es cerrado, y el agua circulando dentro de este debería ser siempre la

60

misma, hay diversos factores por los que siempre se pierde agua, que se comentarán en las

secciones siguientes. Según reportó el técnico del departamento de refrigeración Sergio Quesada

(2014), en promedio se reponen entre 6 y 7 m³ de agua por turno, es decir, unos 20 m³ por día.

Para el período en el que este trabajo fue desarrollado, uno de los serpentines del Silo 2 presenta

una fuga, por lo tanto no se estaba utilizando dicho serpentín y el Silo 2 funcionaba únicamente

con 3 serpentines.

Figura 23. Apariencia real de Silos de agua helada instalados en Planta de Dos Pinos el Coyol


3.2.2 Bombas de suministro

Las bombas de suministro succionan el agua de los bancos de hielo y la envían por la red de

distribución a los diversos equipos que necesitan agua helada en la planta de proceso.

61

Está compuesto por cuatro bombas centrífugas que trabajan en paralelo, más una quinta bomba

que sólo se utiliza en caso de falla de alguna de las otras. Todas en el cuarto de máquinas ubicado

en el sótano. Las cinco bombas son de la marca Goulds. Cuatro de ellas son idénticas, y de estas

dos tienen variador de frecuencia. La quinta bomba, de reciente adquisición es la de mayor

capacidad y operan prácticamente 100% del tiempo.

Las cuatro bombas idénticas son del modelo SST-6ST, usan un motor de 3500 rpm, y operan con

una potencia al freno de 15 HP. La quinta bomba es del modelo SSH-23SH, tiene motor de 3500

rpm, y su potencia al freno es de 30 HP. La variable de control bajo la cual operan estas bombas es

su diferencial de presión. El valor de ajuste es 372,32 kPa (54 psig). El sistema está seleccionado de

modo tal que la totalidad de la demanda actual debe ser cubierta con el uso de la bomba de 30 HP

más 3 de las bombas de 15 HP. La cuarta bomba está para evitar paros de producción ante la

eventual falla de cualquiera de las otras bombas.

La lógica de encendido o apagado de las bombas está en función de satisfacer los 54 psig

necesarios. Por ejemplo, considérese una situación en la que inicialmente están operando tres

bombas, y se cumple con los 54 psig requeridos. Típicamente, estas 3 bombas serían la 23SH, una

de las 6ST que no tiene de variador de frecuencia, y una de las que tiene variador. Considérese que

la bomba con variador está operando por debajo del 100% de velocidad, y que en determinado

momento la demanda cambia y para poder satisfacer el aumento de caudal, la presión empieza a

caer por debajo de 54 psig. En este momento, el controlador de frecuencia empieza regular la

velociad de la bomba, aumentando para así poder recuperar la presión al valor requerido. Si el

variador de frecuencia llega al 100% y aún la presión no se consigue recuperar, la bomba que se

encuentra fuera de operación se enciende, y el variador regulará su velocidad hasta que se cumpla

con los 54 psig requeridos.

La Figura 24 muestra la apariencia en sitio del grupo de bombeo de suministro de agua helada. En

la sección 5.3 se discute sobre la curva y el punto de operación de estas bombas.

62

Figura 24. Grupo de bombeo de suministro de agua helada


3.2.3 Línea de suministro de agua helada

La línea de suministro se encarga de llevar el agua helada desde los silos hasta cada uno de los

equipos que necesita el agua, con el impulso de las bombas.

La línea principal de agua helada sale del cuarto de máquina en el sótano y al llegar a la pared

norte del mismo se divide en dos líneas. Pocos metros antes de esa división, tiene además un

ramal.

El ramal que se encuentra poco antes de llegar a la pared alimenta la mitad del cuarto de

pasteurización del Área 1, así como 2 condensadores de freón y una manejadora de aire

acondicionado, que se encuentran todos en el sótano.

Una vez dividida en 2 líneas, la que va hacia el oeste alimenta la otra mitad del cuarto de

pasteurización y la totalidad del cuarto de envasado del área 1. La línea que va hacia el este

alimenta por su parte el resto del Área 1, así como el Área 2 y Área 3.

63

Esta línea del lado este alimenta el Área 1 a través de 2 puntos en total: Un ramal que alimenta

solamente el cuarto de elaboración de jugos que se encuentra en el sótano y otro que se encarga

de alimentar el cuarto de cultivados y el cuarto de maduración.

La alimentación del Área 2 se lleva a cabo desde un único ramal. Este tiene a su vez 3 subramales,

con los que se alimenta principalmente el cuarto de pasteurización y el cuarto de maduración, así

como el cuarto de envasado y un condensador de freón.

El Área 3 se alimenta a través de 4 ramales: uno alimenta el cuarto de productos ácidos, otro el

cuarto de proceso UHT y el cuarto de envasado, otro más el cuarto de mezclado en el sótano, y el

último alimenta 2 manejadoras de aire acondicionado, también en el sótano.

Se ha tornado en tarea difícil verificar el diámetro tanto de esta línea como de las otras debido a

que la gran mayoría de la tubería está aislada. De manera que se ha tenido que confiar en algunos

tramos en el diámetro facilitado por el diagrama de flujo inicial elaborado por la compañía sueca

de ingeniería SWECO INTERNATIONAL. Esto ocurre principalmente en los tramos de tubería

principal. En los ramales finales donde el agua helada llega a cada equipo usualmente hay al

menos un pequeño tramo descubierto en el cual se ha podido hacer la verificación.

3.2.4 Línea de retorno pura de agua helada

La línea de retorno se encarga de traer el agua que y ha sido utilizada en su función en

enfriamiento de vuelta a los bancos de hielo. Realiza prácticamente el mismo recorrido que la

línea de suministro pero con dirección de flujo opuesta. Según se expuso al inicio de la sección 3.2,

una parte del agua que viaja por el tramo principal de esta línea de retorno viene directamente de

haber sido usada de los equipos, mientras que otra ha sido reinyectada a la línea después de haber

pasado por los tanques de retorno para recuperar presión al ser rebombeada.

Las partes de la planta que regresan directamente a la línea de retorno pura, sin pasar por tanque

de retorno, son las siguientes: En el Área 1, la totalidad del cuarto de pasteurización, junto con los

condensadores de freón y la manejadora que hay en el sótano. En el área 2 por su parte, regresan

directo al retorno la totalidad del cuarto UHT así como el cuarto de envasado.

64

3.2.5 Línea de retorno a tanques de agua helada

La línea de retorno a tanques lleva el agua helada ya utilizada y cuya presión es muy poca hacia los

tanques de retorno, desde los cuales es bombeada de regreso a la línea principal de retorno de

agua helada.

La totalidad de los puntos de demanda de agua helada de Área 2 regresan por medio de la línea de

retorno a tanques. Lo mismo ocurre para el cuarto de cultivados y de maduración de Área 1, así

como el cuarto de elaboración de jugos. En el área 3, tanto el cuarto de ácidos, como 2

manejadoras y el cuarto de mezclado, regresan por medio de la línea de retorno a tanques.

3.2.6 Tanques de retorno

Los tanques de retorno almacenan el agua que viene de ser utilizada en proceso, para que luego

esta sea bombeada de regreso a los bancos de hielo.

Son dos tanques de retorno en total, ambos son idénticos, con una capacidad de 12000 l. Al

tanque de retorno 1 (TR1) llegan las tuberías de retorno a tanques del Área 1 exclusivamente. En

tanto, al tanque de retorno 2 (TR2) llegan las tuberías de retorno a tanques del tanto del Área 2

como del Área 2.

3.2.7 Bombas de retorno

Al lado de cada tanque de retorno se encuentra el respectivo grupo de bombeo de retorno. Ambos

grupos de bombeo son idénticos, y cada uno está compuesto por dos bombas centrífugas

horizontales e iguales de la marca Bell & Gosset, de la Serie 80-SC.

Según se ha constatado en la placa de estas bombas, así como en el diagrama de flujo original

facilitado por Dos Pinos, estas operan a un caudal de 65 m³/h y presión de 304,88 kPa (102 ft) de

agua. Su potencia al freno es de 15 HP y están acompañadas de un motor de 1800 rpm.

El control de estas bombas funciona de acuerdo al nivel del tanque de retorno. Una boya colocada

en el interior del tanque provoca que mientras el tanque se halle por debajo del 75% de su nivel,

solamente una de ambas bombas trabaje. Si el nivel llega a exceder el 75%, la segunda bomba se

activará también y operarán en paralelo. Según afirmaron los técnicos del departamento de

65

refrigeración, el control de las bombas es tal que cada cierto tiempo se intercambian de modo que

no ocurra que una de las dos acumule muchas más horas de operación que la otra. También se

afirmó que hay un límite inferior en la lógica el cual si es alcanzado por el nivel del tanque, se

apagará la única bomba en operación. Sin embargo, esta situación es tan poco común que el valor

de ese límite se desconoce.

3.3 Descripción general del sistema de refrigeración

El sistema de refrigeración de Dos Pinos es un sistema multietapa en cascada, que entrega

temperaturas de -10 °C, -35 °C y -45 °C en los evaporadores. Desde el punto de vista de los

evaporadores, la alimentación es inundada con recirculación hecha por medio de bombas. En la

Figura 25 se muestra un diagrama conceptual básico de este sistema.

66

Figura 25. Diagrama conceptual del sistema de refrigeración de Dos Pinos


Como puede verse, el ciclo puede ser analizado arrancando de los compresores de tornillo de la

etapa alta, que entregan el amoniaco a una presión de 12.8 bar. Después de este punto, el

producto es dirigido hacia los condensadores evaporativos, donde la condensación ocurre a la

presión antes mencionada. Después de condensarse, el producto entrará al recipiente de alta

presión (RAP).

67

Una vez salido del recipiente de alta presión el producto se dirige hacia recirculador de amoniaco

líquido, pasando primero por una válvula moduladora que expande el amoniaco de modo que su

presión cae a 2,8 bar, la presión a la que está el recirculador. Ya en el recirculador, una parte del

amoniaco líquido es bombeado hacia los evaporadores del sistema de -10 °C, y la mezcla que

regresa es depositada de vuelta en el mismo recirculador.

El resto del líquido será enviado al separador de -35 °C y el de -45 °C. El líquido enviado al

separador de -35 °C pasa primero por una válvula moduladora en la que su presión cae a 0,8 bar, y

después entra al separador. Una vez en este, es enviado bombeado hacia los evaporadores de -35

°C, que son inundados y nuevamente, la mezcla que sale del evaporador es separada en el

recipiente de -35 °C.

En cuanto a la parte del líquido que se va para el evaporador de -45 °C, esta pasa primero por un

serpentín en la parte interior del separador de -35 °C, en el cual es subenfriado a presión

constante. Después de esto pasa por una válvula moduladora en la que su presión cae a 0,5 bar,

que es la presión del recirculador. Del recirculador, el líquido será bombeado hacia los

evaporadores de -45 °C, de los cuales regresa mezcla que se separa al depositarse de vuelta en el

recirculador.

Tanto para el recirculador de -35 °C como el de -45°C, el amoniaco gaseoso que se deposita en la

parte superior es enviado a la succión de los compresores respectivos. Tanto los compresores del

sistema de -35 °C como los del sistema de -45 °C descargan el amoniaco a 2,8 bar, y este amoniaco

al salir se dirige al recirculador de -10 °C, el cual está a esta misma presión. En este recirculador se

une el gas de estas dos descargas con la parte del amoniaco que se evaporó en los evaporadores

de -10 C, y todo este gas sale desde el recirculador hacia la succión de los compresores de la etapa

alta, que le elevan la presión de 2,8 bar a 12,8 bar, y el ciclo empieza de nuevo.

El total de compresores de la etapa alta del sistema de refrigeración actualmente es de siete,

habiendo el sistema sido diseñado para 6 compresores y teniendo uno para respaldo en caso de

falla. El fabricante de estos compresores es la marca alemana GEA Grasso, y los modelos según

constatado en su placa (MISSING A.4) son el R-51 (dos compresores) y el S-51 (cinco compresores).

68

En cuanto a los condensadores, se sabe que son seis y que todos son de tipo evaporativo de la

marca Baltimore. Cada uno tiene una capacidad de 400 TR (1428 kW). Sin embargo en la

actualidad al menos tres de estos tienen serios problemas de incrustación y aunque Dos Pinos ha

aplicado tratamientos para reducir este problema, han sido esencialmente correctivos para que no

empeore. Un estimado de referencia que expertos de consultoras dieron al departamento de

refrigeración es que en el estado actual de estos tres condensadores, su capacidad posiblemente

está sólo al 40%.

3.3.1 Análisis del ciclo de refrigeración para el sistema de -10 °C

En la sección anterior se ha explicado el diagrama de flujo del sistema de refrigeración de Dos

Pinos. La parte que concierne mayormente a este trabajo es la del sistema de -10°C, pues es la que

alimenta los serpentines de los silos para acumular el hielo.

Un total de tres intercambiadores de calor funcionan como evaporador para el amoniaco del

sistema de -10: Primeramente están los silos de agua helada, que son el objeto de este trabajo.

Luego está el intercambiador de calor de agua, en el que el amoniaco enfría el agua se utiliza para

los sistemas de aire acondicionado de los edificios. Finalmente está el intercambiador de calor de

glicol, en el cual el amoniaco enfría glicol que luego es utilizado como refrigerante para las

cámaras de Dos Pinos que operan a +3 °C.

Aplicando la teoría de la sección 2.3.1, se ha trazado el diagrama de Mollier para la sección de -

10°C del sistema de refrigeración de Dos Pinos. La Figura 26 muestra este diagrama.

69

Figura 26. Diagrama de Mollier de etapa alta del sistema de refrigeración de Dos Pinos


Dado que el proceso de compresión que se lleva a cabo en realidad no es isentrópico, para poder

trazar la línea del proceso de compresión se necesitó conocer la eficiencia isentrópica de los

compresores. Este valor no estaba disponible en la documentación disponible de Dos Pinos, ni

tampoco en la que la empresa GEA tenía en su página en línea. Aunque Dos Pinos disponía de un

valor de la temperatura de descarga que podría ayudar a encontrar el punto correcto, este punto

no correspondía a la temperatura verdadera a la que el amoniaco abandona la descarga del

compresor sino a un punto aproximado. Finalmente, se consultó por correo electrónico a la

empresa GEA y estos brindaron el dato de eficiencia isentrópica, que resultó ser de 0,803. La

conversación de correo electrónico sostenida con GEA puede ser encontrada en el MISSING A.5.

Cierta información específica sobre el sistema de refrigeración será requerida más adelante

cuando se tenga que analizar la capacidad del sistema de refrigeración. Por esta razón, se han

obtenido varios de los valores importantes del sistema de refrigeración mencionados en la sección

2.3.2 mediante las fórmulas ahí citadas. Específicamente, se ha calculado el efecto refrigerante, el

calor de compresión, el calor de rechazo, el coeficiente de desempeño y el volumen específico en

la entrada del compresor. Estos resultados se resumen en la tabla siguiente.

70

Tabla 7. Parámetros característicos del sistema de refrigeración de -10 de Dos Pinos


La información sobre el ciclo de refrigeración será de gran importancia para luego encontrar la

capacidad del sistema.

Vol. Específi hb hc hd E.R C.C C.R

m3/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/Kg

0.43 337.27 1428.164 1720 1090.89 291.84 1382.73 3.738

COP

Ciclo de refrigeración

71

Capí tulo IV: Actualizacio n del

diagrama de flujo e instrumentacio n

del sistema

4.1 Total de puntos de consumo del sistema

El inventario realizado en el proceso de actualización del diagrama de tubería e instrumentación

ha reportado un total de 86 equipos que consumen agua helada de proceso. A continuación se

repasan todos los puntos de demanda en cada área.

4.1.1 Consumo de agua en el Área 1

Dependiendo del recinto, las funciones desempeñadas por el agua helada son distintas. En el

cuarto de pasteurización, el agua se utiliza para la etapa final de enfriamiento del producto en los

pasteurizadores, y además para enfriar la leche y crema que viene llegando a planta proveniente

de los tanques. En el cuarto de cultivados y en el de maduración, la mayoría de lugares donde se

usa agua son tanques en los que se tiene que mantener fría ya sea la natilla, leche o el yogurt.

Además, se usa como medio de enfriamiento en algunos intercambiadores de calor. Finalmente,

en el cuarto de envasado sirve para enfriamiento de algunas máquinas y de nuevo como medio

enfriante en algunos intercambiadores. La Tabla 8 brinda la lista total de equipos o tanques que

utilizan agua helada en Área 1 y el recinto en que se encuentran.

Tabla 8. Equipos que consumen agua helada en el Área 1

Equipo Recinto

Enfriamiento de panel de control de Silos Sótano

Enfriador de agua que enfría aceite de compresores Sótano

Manejadora del cuarto de máquinas Sótano

Condensador freón 1 de ala oeste del sótano Sótano


72

Equipo Recinto


Manejadora cuarto repuestos electrónicos Sótano

Pasteurizador de jugo Sótano

Enfriador Recibo de leche 1 Pasteurizado



Intercambiador de crema 1 Pasteurizado

Intercambiador de crema 2 Pasteurizado

Pasteurizador P1 Pasteurizado



Enfriador VegOil Pasteurizado

Regulador de temperatura de P8 y P4 Cultivados

Desaereador de Pasteurizador P8 Cultivados

Pasteurizador P4 Cultivados

Mezclador X5 Cultivados

Tanque #46 Queso Crema Cultivados



Tanque #41 Natilla Cultivados




Tanque #45-1 Natilla Cultivados

Tanque #6001 Yogurt Maduración




Enfriador L600 de Yogurt Maduración

Enfriador de agua Fría Envasado

73

Equipo Recinto

Enfriador de placas de la Westfalia Envasado

Enfriador de máquina de lactocrema Westfalia Envasado

Enfriador de empacadora de lactocrema SIG1 Envasado

Enfriador de empacadora de lactocrema SIG2 Envasado

Enfriador de máquina Envasadora Q70 Envasado

Enfriador de máquina Envasadora Q80 Envasado



En el Área 2 los fines son similares. Primero en el cuarto de pasteurización, hay un único

pasteurizador de helados que utiliza agua helada, así como una planta piloto para pruebas que es

muy rara vez utilizada. En el cuarto de maduración por otra parte, hay múltiples tanques en los

que se guarda la mezcla para helados y que debe mantenerse fría, por lo que se utiliza el agua

helada. Finalmente, en el cuarto de envasado, algunos tanques de menor dimensión y el

condensador de 2 enfriadores de mezcla de helados utilizan también agua helada. En la Tabla 9 se

muestran los equipos de consumo en Área 2 en los diferentes recintos.


Equipo Recinto

Condensador freón 1 de ala este del sótano Sótano


Planta Piloto Pasteurizado

Homogeneizador de Planta piloto Pasteurizado

Tanque mixtura 85 Maduración







Tanque 18-11 18-12 Envasado


74


Enfriadora Giff 1 Envasado

Enfriadora Giff 2 Envasado



Como ya se ha señalado, en el Área 3 se lleva a cabo la pasteurización UHT, y los principales

recintos son el cuarto de Productos Ácidos, el cuarto UHT, el cuarto de envasado, y el cuarto de

mezclado, que se haya en el sótano.

Los primeros puntos de consumo se hallan en el sótano. Estos son el sistema de enfriamiento de 2

tanques de mezclado, junto con las manejadoras de los aires acondicionados del cuarto de

formulaciones. Posteriormente, en el cuarto de productos ácidos hay 3 tanques que se utilizan

para almacenar jugo que a la postre será esterilizado. Por su parte, en el cuarto UHT hay otros 2

tanques que también almacenan jugo y también necesitan enfriamiento. También en el cuarto

UHT, se suman los pasteurizadores U3 y U4, así como los esterilizadores U7 y U8, que si bien no la

utilizan como parte del proceso de pasteurización, sí lo hacen en el enfriamiento de los paneles de

control. Finalmente, en el cuarto de envasado del Área 3 se encuentran todos los equipos de

empacado Tetra-Pak, para completar la lista de equipos de consumo del sistema en estudio.

En la Tabla 10 están enlistados los puntos de demanda de agua helada de Área 3.


Equipo Recinto

Tanque de Mezclado 61 Sótano

Intercambiador de caracol Sótano

Manejadora cuarto 1 formulaciones Sótano

Manejadora cuarto 2 formulaciones Sótano

Tanque 62 Ácidos

Tanque 63 Ácidos

Tanque 65 Ácidos

75

Equipo Recinto

Enfriador de pichingas de agua destilada Ácidos

Enfriador de placas para fórmula láctea Ácidos

Pasteurizador U4 UHT

Pasteurizador U3 UHT

Teca U7 UHT

Tablero U7 UHT

Teca U8 UHT

Tablero U8 UHT

Tanque 90 UHT

Tanque 97 UHT

Enfriamiento de máquina empacadora A1 Envasado






Enfriamiento de máquina empacadora S Envasado


76

4.2 Contraste del estado actual del sistema con el diseño

inicial

Ningún departamento de Dos Pinos cuenta con un inventario oficial de los equipos que consumen

agua helada. Lo más cercano a desarrollar esta función, es el diagrama de tubería e

instrumentación de este sistema. Después de que la empresa SWECO entregó a Dos Pinos la

planta del Coyol, el diagrama se ha ido actualizando en alguna medida con equipos que se han

sumado al sistema de agua helada. El departamento de dibujo técnico de Dos Pinos ha

suministrado la última versión disponible de los diagramas, y es con respecto a estos que se hace

la actualización y comparación, y no respecto al diseño inicial. Aunque no reflejaban el diseño

inicial, los diagramas facilitados no dejaban de estar notablemente desactualizados respecto a lo

que se encontró cuando se recorrió la planta.

4.2.1 Cambios en el sistema de bombeo y sala de máquinas

El diagrama suministrado por el departamento de dibujo técnico reflejaba un cuarto de máquinas

donde habían tres bombas centrífugas, y una prevista para una cuarta bomba. La inspección en

sitio llevaría a notar que, como se dijo en un secciones anteriores, ahora se cuenta con 5 bombas,

de las que una funciona como respaldo ante una emergencia de falla en alguna de las otras.

En segunda instancia, ahora existen tres puntos de consumo de agua helada dentro del propio

cuarto de máquinas, de los cuales no hay rastro en el dibujo suministrado. Se tiene inicialmente el

sistema de enfriamiento del panel de control de los bancos de hielo, que tiene un consumo

bastante pequeño. Posterior a esto, se tiene también la manejadora del aire acondicionado de la

misma sala de máquinas, y del mismo ramal se abastece también a un intercambiador de calor de

placas en el que el agua helada enfría otra agua que se utiliza para dar enfriamiento al aceite de

unos compresores de aire que se encuentran en ese mismo cuarto. Como se verá más adelante,

esta es una de las novedades más destacables, pues la demanda de este intercambiador es

bastante alta.

Dado que la pérdida de presión a través del enfriador del panel de control es reducida, la línea de

retorno de este equipo se conecta directamente con el retorno principal que entra a los bancos de

77

hielo a pocos metros. El escenario es otro para el ramal de la manejadora y el enfriador de agua

para los compresores, pues este retorno es una línea separada que va de manera directa hasta el

tanque de retorno 1.

En el Apéndice 1, se tiene el diagrama actualizado de la sala de máquinas tras haber recorrido la

planta. Los equipos nuevos pueden ser identificados pues en su parte superior, el código asignado

a su mantenimiento no está definido, y el rotulado provisional está en color amarillo, para que

pueda ser notado por el equipo de Dos Pinos tras la entrega del proyecto.

4.2.2 Cambios en el Área 1

El Área 1 es la parte de la planta de Dos Pinos con mayor consumo de agua helada, según se verá

en el capítulo 3. Es, de paso, la sección en la que se han encontrado la mayor cantidad de cambios

respecto a los planos suministrados por Dos Pinos.

La sección del área 1 con menor cantidad de novedades posiblemente sea el cuarto de envasado.

En esta locación, se instaló una chaqueta de enfriamiento en el tubo que lleva la mantequilla

desde la máquina Westfalia hasta la máquina SIG 2. Adicionalmente, existe un intercambiador de

calor de placas en el que el agua helada enfría otra agua que ejecuta varias tareas de enfriamiento

en este mismo cuarto. En el diagrama anterior, dicho intercambiador se alimentaba de la misma

línea que lleva agua helada al resto de equipos en el cuarto de envasado de Área 1. Ahora, por lo

contrario, este intercambiador se alimenta con una línea que combina la alimentación del cuarto

pasteurización de Área 1 con la alimentación del cuarto de pasteurización del Área 2.

En el cuarto de pasteurización hay novedades notables. El pasteurizador P2 fue reemplazado por

uno de mayor capacidad, que consume 15000 l/h más de agua helada. El pasteurizador P7, por

otra parte, fue descontinuado. Entre tanto, la línea que entra al cuarto del lado de la sala de

control alimenta ahora la chaqueta de 2 tanques que contienen crema crudo, el tanque 27 y el 28.

El otro cambio notable realizado es en la línea que alimenta por el extremo del cuarto opuesto a la

sala de control, pues se agregó un nuevo enfriador de recibo de leche, con una capacidad inclusive

algo mayor a los 2 enfriadores de leche ya existentes, que eran los equipos con mayor consumo en

toda la planta, al menos en términos de caudal.

78

En el cuarto de productos cultivados, se han agregado 2 tanques de natilla nuevos, aunque no está

claro cuales pues en el dibujo original no se hace referencia a los equipos por la misma

nomenclatura utilizada en el sitio. Los pasteurizadores P4 y P8 trabajan con temperaturas

considerablemente altas para utilizar agua helada. Diferentes necesidades a lo largo de los años,

han llevado a que sin ser lo ideal, estos hayan utilizado agua helada en un momento u otro en los

últimos años, y a consecuencia de esto se haya implementado un enfriador para regular la

temperatura del agua de retorno que viene de dichos pasteurizadores. Otro nuevo elemento que

utiliza agua helada en este recinto es el desaereador del pasteurizador P8. Finalmente, el cambio

más notable de este cuarto está en que se implementó una línea de retorno que recoge lo que

viene exclusivamente de los tanques de queso crema, pues según señaló el propio German

Sánchez, del área de Servicios Industriales, en algún momento hubo problemas con la presión de

la tubería de retorno que conectaba este cuarto con el tanque de retorno 2.

En el cuarto de maduración de Área 1 hay un solo cambio notable: la incorporación del enfriador

de yogurt L600. El yogurt pasteurizado se almacena en los tanques de este cuarto de maduración,

y por lo general reposan acá por el tiempo suficiente para que cuando en el cuarto de envasado se

requiere producto, este ya lleve una temperatura idónea. Sin embargo, en algunas ocasiones el

producto aún no ha alcanzado la temperatura ideal, y el cuarto de envasado entra en demanda, y

es en estas situaciones cuando el enfriador L600 entra en juego, enfriando el yogurt por medio del

agua helada.

Los últimos detalles a destacar sobre el área 1 son que la manejadora de un cuarto en el que se

almacenan repuestos eléctricos en el sótano ahora se alimenta de agua helada, tomando de la

misma línea que alimentado los condensadores de freón; y que además en la actualidad sólo dos

de estos cuatro condensadores continúan en funcionamiento.


El área 2 es posiblemente la que menos cambios ha sufrido. El cuarto de pasteurizado sigue

contando con el pasteurizador de helados P6, sólo que se han agregado 2 tanques de mixtura

nuevos: el tanque 88 y el tanque 89. El tanque 88 tiene una gran capacidad, un total de 26000

litros. Adicionalmente, el tanque 84 se encuentra temporalmente fuera de servicio, y ha estado así

ya por más de un año.

79

En el cuarto de envasado hay una única y puntual novedad: las máquinas Giff. Estos son

enfriadores de helados que se valen de un sistema de freón que traen incorporado. El

condensador de estos sistemas de freón se alimenta con agua helada, y de ahí que exista un

pequeño consumo.

Finalmente, de los sistemas de freón ubicados en el sótano cuyo condensador utiliza agua fría,

solamente uno continúa en operación, y la detención del uso de las demás unidades es algo

permamente.


En el área 3 se han eliminado por completo los equipos de freón que había en el sótano. De

manera que los 3 condensadores que se alimentaban con agua helada ya no se encuentran.

En el diagrama anterior sólo se reporta la presencia de un tanque de mezclado en el sótano, que

es el tanque 61. Sin embargo, en este sótano se encontró también un intercambiador de calor de

doble tubo, que enfría la avena del tanque 96.

En el cuarto de productos ácidos hay ahora 3 tanques en vez de 2. El tanque 65 se ha agregado

como nuevo, y al igual que los otros 2, se utiliza para guardar jugo o yogurt. En este cuarto se

agregaron también 2 enfriadores: En el primero de estos, se mantienen a baja temperatura

pichingas de agua destilada. El segundo es un enfriador de placas en el cual se enfría fórmula

láctea.

Finalmente, en el cuarto UHT han ocurrido la mayoría de cambios. Dos tanques nuevos para jugos

o leche se han agregado, que son el tanque 90 y el tanque 97. Adicionalmente, hay 2

pasteurizadores nuevos, aunque se hace difícil decir cuáles son pues en el diagrama anterior no

especifica los nombres de los pasteurizadores que se muestran. En total, se tiene los

pasteurizadores U3, U4, U7 y U8. En el caso del U7 y U8 tienen 2 puntos de consumo: la sección de

enfriamiento principal del proceso, y el enfriamiento del panel de control. En el caso del U8, el

tablero se enfría con agua del sistema de aire acondicionado, por lo que no es punto de consumo

del sistema estudiado.

80

Capí tulo V: Ana lisis de la oferta y demanda hidra ulica

En el presente capítulo se exponen los detalles del análisis hecho para evaluar la demanda

hidráulica actual del sistema de agua helada. Adicionalmente se diseña la ampliación necesaria del

sistema de bombeo para poder cumplir con el crecimiento de la planta proyectado para los

próximos 5 años.

5.1 Estimación de demanda de caudal total de la planta

El recorrido por la planta hecho para actualizar el diagrama del sistema de agua helada ha

permitido tener una lista completa de todos los equipos que utilizan agua helada en la planta del

Coyol de Dos Pinos.

Para poder analizar el grado de utilización del sistema, fue necesario conocer tanto la oferta como

la demanda de caudal del sistema de agua helada, y en este caso, la demanda viene dada por la

suma los consumos de cada equipo que utiliza agua helada.

Para algunos de los equipos, Dos Pinos contaba con información entregada por el fabricante en la

cual se especificaba el caudal nominal. Sin embargo estos eran una minoría, y para el resto, el

caudal tuvo que ser estimado. Los métodos que se utilizaron para calcular el caudal de los distintos

equipos se repasan en el Apéndice 5.

La demanda total obtenida, al sumar todos los caudales de los equipos listados en la Tabla 8, Tabla

9 y Tabla 10, es de 814,99 m³/h. El gráfico siguiente muestra como se distribuye dicha demanda

entre las 3 áreas de la planta de producción.

81

Figura 27. Distribución de la demanda de caudal de agua helada


Como se puede apreciar en la Figura 27, el Área 1 abarca la mayoría de la demanda. Esto era

ciertamente esperable: Tiene un cuarto más que las otras dos áreas, varios enfriadores con

consumo alto (los de leche, el de mezcla para lactocrema y el de agua para enfriar aceite), y tanto

sus pasteurizadores como sus tanques del cuarto de cultivados tienen un consumo mayor. El

consumo total del Área 1 es de 660,52 m³/h, mientras que el de Área 2 es casi diez veces menor,

61,37 m³/h, y el de Área 3 es casi siete veces menor, 93,10 m³/h.

Prácticamente todos los equipos con mayor consumo de agua helada están situados en el área 1.

El equipo de mayor consumo en Área 2 es el tanque 88, con 12 m³/h, y el de mayor consumo en

área 3 es el intercambiador de caracol del cuarto de mezclado con 16,63 m³/h. Para el área 1 entre

tanto, hay 12 equipos con demandas mayores a los 20 m³/h, de los cuales 4 demandan más de 50

m³/h, siendo el más alto el enfriador de leche 3, que consume 80 m³/h.

0,00

100,00

200,00

300,00

400,00

500,00

600,00

700,00

Total Área 1 Total Área 2 Total Área 3

Demanda máxima de flujo (m3/h)

82

La lista total de los caudales de agua helada consumido por cada equipo se puede ver en el archivo

“Lista de caudales y demandas térmicas de cada equipo que usa IW.xlsx”, que se encuentra en el

Apéndice digital.

5.2 Demanda de caudal real del sistema

El cálculo hecho en la sección 5.1 ilustra claramente cuáles son los puntos críticos de consumo de

carga hidráulica en la planta. Sin embargo, al intentar evaluar la capacidad del sistema tomando

como referencia el caudal máximo total se encontró que dicho valor era bastante superior a la

capacidad máxima del sistema de bombeo. Esto carecía de sentido: De ser tal el caso, habrían

problemas a diario con el sistema de bombeo de agua helada, o sería del todo imposible la

operación de este. La conclusión fue que el caudal total máximo no era un valor representativo de

la situación real pues el 100% de los equipos nunca operan al mismo tiempo, y que de algún modo

era necesario obtener un valor más fidedigno de la carga de caudal.

El modo más efectivo de conocer el caudal real del sistema de agua helada sería sin dudas poder

medirlo. Cuando el proyecto se inició, el medidor de flujo que registra el caudal total de agua

helada estaba descompuesto, pero durante el desarrollo del mismo fue reparado. Al consultar con

el Departamento de Electrónica de Dos Pinos se corroboró que las lecturas de este instrumento

quedaban registradas en el sistema Wonderware de recolección de datos.

Se descargaron entonces los datos de flujo total de agua helada en l/min crudos y filtrados para

una semana, comprendida entre el 13 y el 20 de agosto de 2015. La muestra tomada es bastante

representativa para sacar conclusiones sobre el sistema, pues el grupo de bombeo de agua helada

estuvo completo durante esos 7 días, ningún equipo de consumo ni del sistema de generación de

frío falló, fueron días sin la presencia de lluvia, y la producción se mantuvo en niveles normales

aún en el feriado del 15 de agosto. El archivo de excel con estos datos se llama

“FlujoIW13al20AGO2015.xlsx” y está disponible en el Apéndice digital.

La figura siguiente muestra el comportamiento del flujo total de agua helada durante la semana

completa para la cual se recolectó datos.

83

Figura 28. Caudal de agua helada para semana del 13 al 19 de agosto de 2015


Una de las principales conclusiones que se pueden hacer de estos datos es que la demanda de

flujo es bastante fluctuante, pues oscila constantemente en un rango de casi 100 m3/h a lo largo

del día. Este comportamiento no es ruido de la señal pues cuando se hizo un acercamiento se

verificó que cada ciclo ocurre a lo largo de varios minutos.

Este comportamiento fluctuante puede ser explicado con información de la sección anterior, pues

gran parte de la demanda total de agua helada es acaparada por algunos enfriadores y

pasteurizadores del Área 1 que tienen flujos muy altos (desde 30 m³/h hasta 70 m³/h), por lo que

el inicio o finalización de operaciones de cualquiera de estos equipos puede representar un

cambio importante en la demanda. También hay que tomar en cuenta que en muchos casos, dos

de estos equipos de alto consumo entran o salen de operación a la vez. Por ejemplo, cuando

empiezan a funcionar los enfriadores de recibo de leche, también los hace el Pasteurizador 1 o el

2.

La demanda máxima real alcanzada alcanzada en los días mostrados en la Figura 28 fue de 400

m³/h.

84

5.3 Capacidad de caudal del sistema

El caudal máximo al cual puede funcionar el sistema de agua helada estará dado por la capacidad

del sistema de bombeo con el que cuenta Dos Pinos actualmente. En la sección 3.2.2 se describe

cómo está conformado el sistema de bombeo de agua helada.

Se acudió a la planta y se revisó el modelo, tamaño de impulsor y velocidad de cada una de las

bombas colocadas. Con esta información, se consultó los catálogos de Goulds Pumps y se logró

encontrar el punto de operación para cada una de las bombas, y con esto la capacidad total del

sistema. Los detalles de este proceso se pueden ver en el Apéndice 6.

La Tabla 11 resume las características de operación del grupo de bombeo completo, tomando el

caso límite de 100% para las bombas con variador de frecuencia.

Tabla 11. Características del grupo de bombeo actual

Modelo Función Flujo (m³/h) TDH (mca) BHP (HP) NPSHr (mca) Eficiencia

23SHK6 7/8 Principal 173,33 38 30 5,2 74

6ST Principal 91 38 20 3,96 73,1

6ST Principal 91 38 20 9,96 73,1

6ST Principal 91 38 20 3,96 73,1

6ST Respaldo 91 38 20 3,96 73,1 Fuente: Autor (2015)

El caudal total máximo que este grupo de bombeo puede entregar con la cabeza actual es de 446,33 m3/h.

5.4 Análisis de oferta y demanda de caudal del sistema

Para poder evaluar correctamente el grado de utilización del sistema estudiado en este trabajo, se

requiere conocer la demanda total y la capacidad máxima del sistema de bombeo.

En la sección 5.2 se analizó el comportamiento de la demanda de flujo del sistema de agua helada,

y en la sección 5.3 se obtuvo la capacidad máxima del grupo de bombeo.

Para los 7 días en los que se estudió la demanda de agua helada, el flujo máximo alcanzado fue de

400 m3/h. Por otro lado, en la sección 5.3 se encontró que la capacidad máxima actual es de

85

446,33 m³/h. Es por lo tanto claro que la capacidad actual del sistema de bombeo permite

satisfacer la demanda de agua helada actual. La Figura 29 confirma esto.

Figura 29. Demanda vs Capacidad actual de sistema de bombeo de agua helada


Es importante notar que para que el sistema actual cumpla con la demanda es fundamental la

presencia de la bomba de mayor capacidad, pues sin los 173,33 m³/h que esta aporta, las otras 3

bombas apenas sumarían una capacidad de 270 m³/h. Aún cuando se incluyera la bomba de

respaldo, y funcionaran las cuatro bombas 6ST juntas, estas completarían un caudal de 360 m³/h,

lo cual sería insuficiente para completar la demanda actual.

En conlusión, el grupo de bombeo con el cual se cuenta en la actualidad satisface la demanda de

agua helada aún en sus puntos más altos. Sin embargo, tiene que tenerse en cuenta que el papel

de la bomba 23SH en esta labor es crítico. De fallar esta bomba, el sistema de agua helada no

podría operar en condiciones normales, y habría que solicitar a la planta que se suspenda la

operación de algunos equipos críticos para evitar el colapso del sistema de bombeo.

En la sección 5.4 se estudiará la capacidad de la capacidad del sistema actual de hacer frente a las

proyecciones de crecimiento de Dos Pinos en los próximos años.

86

5.5 Diseño de la ampliación del sistema de bombeo

Siendo la Dos Pinos una compañía siempre en crecimiento, todos sus sistemas son siempre

suceptibles incrementos en su demanda, y el sistema de agua helada para proceso no es la

excepción.

Tras haber consultado con el equipo de proyectos, producción y servicios industriales, se supo que

para los próximos 5 años, se tiene planeado la inclusión de 4 tanques de enfriamiento de Avena y

Fortilac en el Área 3, así como de un intercambiador de calor de tubos y coraza, y debido a las altas

temperaturas que se manejan en los procesos UHT, el caudal demandado en total por estos tres

equipos ascenderá a los 80 m³/h. La operación de los tres equipos se estima que será de unas

dieciocho horas diarias, desde las seis de la mañana hasta las doce de la noche.

Si se proyecta la demanda actual estudiada para la semana del 13 al 20 de agosto, y se le suma el

crecimiento proyectado, el escenario de demanda contra capacidad actual es el que se puede

apreciar en la imagen siguiente.

Figura 30. Demanda proyectada a 5 años vs capacidad actual del sistema de bombeo


El equipo instalado actualmente no sería entonces suficiente para hacer frente a este segundo

escenario, y por lo tanto es necesario ampliar el diseño actual del sistema de bombeo.

La ampliación del sistema de bombeo actual no es tan sencilla como simplemente comprar otra

bomba igual a las que ya se tienen para abastecer 33,7 m3/h faltantes y tener algo más de

87

capacidad disponible, pues el aumentar el caudal transportado implica un aumento en la pérdida

por fricción (ver Ecuación 12), y esto quiere decir que las bombas actuales ya no podrán dar el

mismo caudal. En casos donde la carga dinámica total esté compuesta en su mayoría por el

componente dinámico, esta relación entre flujo y pérdida se vuelve fundamental. En el Apéndice 7

se ha hecho una estimación de la pérdida actual de la tubería, y se encontró que es cerca de 36 m.

Otro tema importante a considerar es que al aumentar el caudal enviado por la tubería actual, la

velocidad de operación será mayor, y tal como se verá en la sección 5.7, hay varios ramales que

funcionan ya cercanos al límite recomendado.

5.5.1 Dimensionamiento de un tramo nuevo de tubería

Para lograr minimizar o evadir el incremento de la pérdida y de la velocidad en el ducto, la opción

más factible ha sido que el producto se lleve al Área 3 por un ramal nuevo de tubería.

En la figura siguiente se muestra la adición del ramal nuevo.

Figura 31. Ubicación de derivación de tubería nueva de agua helada


88

Idealmente, se buscaba que el ramal nuevo empezara directamente después del manifold de

descarga de bombeo. Sin embargo, por problemas de espacio y maniobrabilidad en el almacén por

el que pasa la tubería, se ha tenido que utilizar la tubería existente para transportar el caudal

adicional hasta el punto señalado como B en la figura. Después del punto B, el nuevo ramal inicia y

se transportan por separado los 80 m3/h adicionales.

Al utilizar el tramo A-B existente para transportar el caudal adicional, inevitablemente se tendrá

algo de incremento en la pérdida, así como en la velocidad en la tubería. El incremento de la

pérdida será contemplado más adelante. La velocidad por su parte pasa a ser de 2,32 m/s, lo cual

está ligeramente por encima de los 2,19 m/s recomendados por ASHRAE según la Tabla 3. Se ha

puesto a Dos Pinos al tanto de esta situación, obteniendo por respuesta que para un mediano

plazo se pretende poder hacer que el ramal nuevo empiece inmediatamente después del

manifold. En la sección 5.7 se aboradará más sobre las velocidades en los distintos ramales de la

tubería.

Considerando las velocidades límites para agua helada dadas en la sección 2.4.2, junto con el

caudal deseado de 80 m³/h, se ha dimensionado el tubo requerido para transportar este caudal, el

cual es de 6 in (152,4 mm). Esto se encuentra en el la hoja de cálculo “Selección de tubería nueva”,

del archivo “Ampliación”, en el Apéndice digital del trabajo.

5.5.2 Redimensionamiento del grupo de bombeo

Para poder rediseñar el sistema de bombeo de agua helada, es necesario conocer cual será el

nuevo caudal y la nueva carga dinámica total. Se sabe que el caudal total necesario será de 480

m3/h, mientras que para conocer la nueva carga dinámica total se debe seguir la Ecuación 13.

5.2.2.1 Estimación de la nueva carga dinámica total

De las variables de la Ecuación 13, la única que resulta en una incógnita es la pérdida que se

tendrá con el flujo nuevo, pues sigue sin haber ningún requerimiento de presión en la llegada, y la

columna a levantar no se ha incrementado pues la tubería nueva no sobrepasa la altura máxima

que la ya existente logra alcanzar.

89

Para analizar la pérdida por fricción que se tendrá con el nuevo ramal, deben contemplarse las

siguientes dos interrogantes: (1) ¿Cuánto se incrementará la pérdida con este nuevo caudal

(2)¿Cuánto caudal serán capaces de entregar las bombas ya colocadas con este aumento de la

pérdida? La respuesta de la primera pregunta depende de dos factores: (a) El aumento en la

pérdida del principal al subir el caudal a 480 m³/h. (b) ¿Será el nuevo ramal del proyecto Olympia

el crítico, o seguirá siendo el ramal anterior?

En un inicio se creería que para poder encontrar la pérdida con el nuevo escenario de flujo y ramal

sería necesario aplicar la ecuación de Hazen Williams cientos de veces para todos los tramos y

finalmente llegar a la ruta crítica. Sin embargo, como se mencionó anteriormente en este capítulo,

la pérdida en el escenario actual es conocida (ver Apéndice 7), y para averiguar la pérdida nueva

total simplemente ha sido necesario estimar el incremento de pérdida en el tramo principal y la

pérdida del ramal nuevo. El resultado ha sido que el ramal crítico actual continuará siendo el ramal

crítico tras el aumento de caudal, y la pérdida pasará de ser 36 mca a 38,8 mca. El detalle de este

cálculo puede verse en el Apéndice 8.

En el Apéndice 7 ya se vio que la carga estática es de 2 m y que no hay requerimientos de presión

en la entrega de producto. Por lo tanto, al aplicar la Ecuación 13 se obtiene una nueva carga

dinámica total de 40,8 mca.

5.2.2.2 Análisis del rendimiento de las bombas actuales con el nuevo

caudal

Hasta el momento, se sabe que el grupo de bombeo deberá satisfacer una demanda nueva de 480

m3/h, a lo cual se asocia una carga dinámica total de 40,8 mca. Dado que la carga dinámica total

está aumentando, las bombas instaladas actualmente no podrán brindar el mismo caudal que dan

con la condición actual, pues su punto de operación se moverá. La Figura 32 y la Figura 33

muestran el nuevo punto de operación de las bombas actuales al trabajar con una carga de 40,8

mca.

90

Figura 32. Nuevo punto de operación de bomba 23SH


91

Figura 33. Nuevo punto de operación de las bombas 6ST


Como puede verse, el punto de operación de la bomba 23SH da un caudal de 160 m³/h, lo cual es

13,33 m³/h menor a la capacidad actual. Por otro lado, el nuevo punto de las bombas 6ST daría un

flujo de 80 m³/h, el cual es 10 m³/h menor al flujo que estas entregan actualmente. Esto implica

que en total, el flujo que podrían dar las cuatro bombas sumaría 400 m³/h. La eficiencia de todas

las bombas mejoraría sin embargo en cerca de un 1%.

5.2.2.3 Selección de nuevo equipo de bombeo

En la sección 5.2.2.2 se encontró que bajo las nuevas condiciones de demanda, el caudal total que

las bombas actuales serán capaces de dar es de 400 m³/h, lo cual deja un faltante de 80 m3/h para

lograr los 480 m3/h deseados. La opción obvia pareciera ser seleccionar simplemente otra bomba

6ST con el mismo tamaño de impulsor, sin embargo se ha verificado todas las opciones de bombas

SST y SSH como las prácticas de ingeniería correctas lo dictan. Al final, se comprobó que en efecto

92

la opción óptima para llenar el caudal faltante era la bomba 6ST de características iguales a las

actualmente instaladas.

Lo planteado en el párrafo anterior presenta la bomba 6ST como la alternativa definitiva. Sin

embargo, tal como se señaló en la sección 5.4, había preocupación por la falta de redundancia

para la bomba 23SH, que da un caudal mucho mayor que las demás bombas. Por esta razón,

surgió también la opción de no adquirir una bomba 6ST, sino adquirir una bomba 23SH idéntica a

la actual, lo cual serían 160 m³/h más. Dado que sólo faltaban 80 m³/h para cumplir con lo

necesario, una de las tres bombas 6ST pasaría a ser bomba de respaldo. De manera que el nuevo

grupo de bombeo serían dos bombas 23SH trabajando a 160 m³/h, dos bombas 6ST trabajando a

80 m³/h, y dos bombas 6ST de respaldo. Nótese que ahora se tendría la ventaja de que no sólo

habría respuesta ante la falla de una bomba 6ST, sino también ante la falla de una de las bombas

23SH, pues si una de estas dos falla, el caudal aportado por la misma puede ser suplido al poner en

operación las dos bombas 6ST de respaldo.

La diferencia entre adquirir una bomba 6ST nueva y adquirir una bomba 23SH es pequeña, cercana

a los 1500 dólares, además de que ya el costo de estas bombas es pequeño para una empresa del

tamaño de Dos Pinos. Si se considera adicionalmente que la eficiencia de las 23SH es 1% mayor a

la de las bombas 6ST para el punto de operación dado, eventualmente esta diferencia de precio

será compensada. Por lo tanto, se eligió adquirir una bomba 23SH nueva de las mismas

características que la que existe actualmente. La Tabla 12 resume el sistema de bombeo nuevo

que se tendrá, la cual puede ser contrastada con la Tabla 11.

Tabla 12. Características del grupo de bombeo nuevo

Modelo Función Flujo (m³/h) TDH (mca) BHP (HP) NPSHr (mca) Eficiencia

23SHK6 7/8 Principal 160 40,8 30 5,2 75

23SHK6 7/8 Principal 160 40,8 30 5,2 75

6ST Principal 80 40,8 20 3,66 74

6ST Principal 80 40,8 20 3,66 74

6ST Respaldo 80 40,8 20 3,66 74

6ST Respaldo 80 40,8 20 3,66 74 Fuente: Autor (2015)

Otra opción que se consideró en su momento fue modificar las bombas actuales para poder

sostener el caudal o aumentarlo con la nueva carga. La premisa de esta opción era interesante

93

pues parecía no tomar más que la simple adquisición de nuevos impulsores. Sin embargo cuando

se le consideró con más seriedad se encontraron varios factores en contra: se hubiera requerido

comprar también motores nuevos de mayor capacidad, la bomba 23SH hubiera quedado

operando muy cerca del límite del rango de operabilidad dado en la curva, y la eficiencia hubiera

sido menor para todas las bombas Por estas razones, se terminó descartando dicha opción.

5.6 Potencial de cavitación

Es importante que el NPSH disponible no vaya a caer por debajo del valor requerido. Aunque

actualmente no se cuenta con el valor de la presión de succión (que en la práctica es el NPSHa), se

puede considerar que no hay peligro de cavitación. A continuación se da la explicación de porque.

Acudiendo de nuevo a la Figura 59 puede verse la diferencia de elevación entre la succión de las

bombas y el nivel del Silo de agua helada. También es importante recordar que el Silo está abierto

a la atmósfera y no sometido a presión.

En la se evidencia que la succión está sosteniendo como mínimo la columna del banco de hielo

inmediato, además de los diez metros que hay desde cada banco al nivel de la succión de las

bombas. El tramo ascendente de los bancos de hielo no cuenta, pues el fluido está ascendiendo

gracias al efecto termosifón. De manera que la carga estática sería de unos 12 m a favor.

Por otro lado, utilizando Hazen-Williams se estimó la pérdida de la succión. Se tiene tubería de 16

años por lo que el factor C es de 103 (Williams, 1923), mientras que las pérdidas de los accesorios

se tomaron del manual de tuberías de Crane citado en el compendio de tablas recopilado por el

profesor Andrés Caldera para el curso Sistemas de Tuberías de la Licenciatura en Ingeniería

Mecánica de la universidad de Costa Rica. Para el caso de la condición actual de 400 m³/h, la

pérdida es de 4,82kPa (0,5 mca), y para 480 m³/h es de 6,89 kPa (0,7 mca).

Se puede concluir entonces que gracias a la cabeza positiva de succión y a lo pequeña que es la

pérdida de presión comparada con esta, no hay peligro de cavitación pues el NPSHa estimado está

bastante por encima del NPSHr de las bombas tanto en el punto de operación actual como el

futuro (17 ft -5,18 m- según laFigura 59 y Figura 32).

5.7 Análisis de las velocidades en las líneas principales

94

El Sistema de agua helada en estudio es una compleja red conformada por múltiples ramales.

Hacer un inventario de todos y cada uno de los ramales y calcular la velocidad de estos se sale del

alcance de este trabajo, pues los puntos más críticos se esperaría que sean las líneas principales,

que han existido desde un inicio y cuyo caudal ha aumentado notablemente en virtud de los

equipos que se han sumado con el paso de los años.

La relación entre caudal, velocidad, y área para el flujo en una tubería, es una de las relaciones

más básicas de la mecánica de fluidos, y se ha aplicado en este caso para obtener la velocidad de

los ramales principales. Para el cálculo de los caudales se partió del flujo real máximo de 400 m³/h,

que llena el tubo principal A1. Por otro lado, para los ramales secundarios se obtuvo la fracción

que representan del caudal total de la planta en el caso de simultaneidad de 100% de los equipos

de la planta, y se estimó que esta proporción se mantendrá para el caso real, con lo que

multiplicándola por el caudal total real de 400 m³/h, se obtuvo el caudal del segmento respectivo.

La memoria de cálculo se encuentra en el Apéndice digital de este trabajo, en el archivo “Lista de

caudales y demandas térmicas de cada equipo que usa IW.xlsx” en la hoja de cálculo

“Velocidades”.

Los ramales que se han tomado en cuenta para hacer este análisis son los siguientes.

A1: este es el ramal principal del sistema, es el que se conforma por las descargas de todas las

bombas y continua hasta dividirse en varias partes al llegar a la parte del sótano cercana al tanque

de retorno 1.

B1: subramal de A1 que lleva agua para 2 condensadores de freón en el sótano, una manejadora

de un cuarto de repuestos electrónicos, y la mitad de los equipos del cuarto de pasteurizado del

Área 1.

B2: subramal de A1 que lleva agua al cuarto de envasado y a la otra mitad del cuarto de

pasteurización, incluyendo los pasteurizadores 1 y 2 así como los enfriadores de leche.

B3: Ramal que lleva el agua del cuarto de cultivados del área 1, el cuarto de maduración de área 1,

la totalidad del área 2, y la totalidad del área 3.

95

B4: ramal que lleva agua la el agua del cuarto de cultivados y el de maduración de área 1.

B5: Ramal que leva el producto del área 2, el del área 3, y el del cuarto de jugos de área 1.

La figura siguiente permite apreciar mejor la distribución hecha:

Figura 34. Ramales y subramales analizados en cálculo de velocidades


En la sección 2.4.2 se cubre importante información sobre las velocidades recomendadas para

tuberías de agua helada, respecto a las cuales se han evaluado las velocidades calculadas. En la

tabla siguiente se presentan los resultados obtenidos.

96

Tabla 13. Velocidad actual y futura de ramales más importantes contra velocidad recomendada

Ramal Diámetro

(mm)

Velocidad actual

(m/s)

Velocidad a 5

años (m/s)

Velocidad máx

(m/s)

A1 250 2,06 1,87 2,19

B1 75 0,25 0,25 2,35

B2 100 1,52 1,52 1,5

B3 100 1,34 1,34 1,5

B4 125 1,72 1,72 1,85

B5 150 1,13 1,13 2,35


Los resultados de la Tabla 13 reflejan que para la mayoría de los ramales principales de la red de

distribución de agua helada, la velocidad está cerca del límite recomendado. Únicamente en el

caso del ramal B2 existe aún bastante holgura según es notable.

En el alcance del trabajo no está contemplado un redimensionamiento completo del sistema de

tuberías de la línea de agua helada, pero sí es necesario señalar que Dos Pinos debe tener muy en

cuenta que sus líneas principales de agua helada están sobrepasando la velocidad recomendada, y

se sugiere asignar ya sea al departamento de proyectos o a otro proyecto para trabajos de

graduación, que se lleve proponga la solución ideal para evitar riesgos en este apartado con el

menor sacrificio posible a la producción.

97

5.8 Resumen

Se determinó el consumo de agua helada de cada equipo de la planta para obtener la demanda

total. Esta tarea terminó sin embargo sólo por dar un indicador de cuáles eran los equipos de

consumo más fuerte, pues se encontró que la demanda en simultaneidad de 100% sobrepasaba

grandemente la capacidad actual del sistema de bombeo.

Gracias a la reparación de un medidor de caudal, se consiguió obtener el valor real del consumo de

agua helada de la planta. Se concluyó que las bombas satisfacían con éxito la demanda actual.

Se observó que debido a la alta columna de los bancos de hielo y el alto diámetro de la tubería de

succión que provoca pérdida mínima, el NPSHa está por encima del requerido, aunque no se sabe

con certeza el número ante la falta de medición de caudal en la succión.

Considerando el crecimiento del área de UHT, se determinó en primera instancia que enviar los 80

m³/h requeridos por la tubería existente que va hacia área 3 provocaría un aumento sensible en

las pérdidas, tanto así que quedaría fuera de la curva de las bombas actuales. Sin mencionar que

los costos de operación aumentarían. Se encontró como una mejor alternativa utilizar tubería en

paralelo, la cual se dimensionó con un tamaño de 6 pulgadas para respetar la velocidad

recomendada.

Dado que la derivación no se pudo crear desde el inicio de la tubería de descarga, sino hasta el

punto donde se divide el principal, siempre hubo un leve castigo en la pérdida. Los cálculos

señalaron esta cantidad como 2,8 mca.

Con una carga dinámica total incrementada en 2,8 mca, el punto de operación de las bombas

actuales cambiaba de manera que la capacidad quedaba en 400 m³/h, faltando así 80 más. Luego

de analizar varias opciones se concluyó que a pesar de tener un costo inicial levemente mayor, lo

mejor era comprar una bomba 23SH nueva y enviar una de las bombas 6ST a trabajar como

respaldo, con lo que se obtenía mejor eficiencia y además redundancia.

98

Capí tulo VI: Ana lisis de oferta y

demanda de carga te rmica

En este capítulo se busca evaluar la demanda actual de carga térmica contra la capacidad con la

que se cuenta, tanto en términos de la cantidad de energía que puede almacenarse en los bancos

de hielo, como en términos de la capacidad de los compresores del sistema de refrigeración que

permite generar el hielo en los bancos.

6.1 Estimación de demanda térmica total máxima de la

planta

La sección presente muestra una estimación de la carga térmica demandada total por medio del

cálculo de la demanda de cada uno de los equipos que conforman el sistema de agua helada. En el

Capítulo III se actualizó el diagrama de flujo del sistema, y con esto se encontró la totalidad de

equipos que consumen agua helada.

Para la mayoría de los equipos de la planta, el paso del agua helada por el serpentín o la chaqueta

respectiva era un flujo continuo, y dado que el sistema no recibía ni ejercía trabajo ni cambiaba

notablemente su energía potencial o cinética, y no estaba expuesto a fuerza electromagnética

alguna, la Ecuación 3 podía ser aplicada para hallar el calor absorbido por el agua. A partir de esto

se desarrollaba cualquiera de los dos métodos expuestos en el Apéndice 5. Con esto, ya fuera

mediante la Ecuación 26 o la Ecuación 31, se llegaba a la respuesta.

Estos cálculos han permitido obtener importante información respecto a cómo se distribuye la

demanda de agua a lo largo de los diferentes cuartos y áreas de la planta, e identificar los equipos

con la demanda térmica más fuerte. Los resultados de esta sección sin embargo no funcionan para

analizar la capacidad contra la demanda del sistema de agua helada, pues según se observó en el

capítulo 2, el grado de simultaneidad en el funcionamiento de los equipos es tal que nunca habrá

una situación en la que todos estén operando al mismo tiempo. Se podría pensar en investigar los

horarios de operación de cada uno de los equipos que consume para obtener finalmente un perfil

99

para la demanda total al superponer cuáles equipos están funcionando. Sin embargo, cada vez que

se intentó consultar a todos los miembros de Dos Pinos sobre horarios de operación de las

máquinas, respondían que era imposible tipificar los tiempos de operación del equipo pues la

demanda era muy variable y los momentos en los que podían empezar a operar o detenerse no

estaban claramente definidos.

La Figura 35 resume la carga térmica total máxima posible en cáda área de la planta.

Figura 35. Distribución de carga térmica total máxima por áreas


Es apreciable que la amplia mayoría de la carga es nuevamente abarcada por el Área 1, como era

de esperarse tras haber visto los resultados de la distribución de la demanda de flujo. En el área 3

sin embargo el porcentaje de contribución a la carga total es algo más significativo que en el caso

de los flujos. Esto ocurre en virtud de la alta diferencia de temperatura en el enfriamiento de las

máquinas empacadoras.

100

La Tabla 14 resume los equipos de mayor demanda térmica de de la planta:

Tabla 14. Equipos con mayor carga térmica de la planta

Equipo Carga térmica (kW) Carga térmica (TR)

VegOil 700 199

Enfriador de agua enfriamiento compresores 647 184

Recibo Leche 3 420 119



Enfriador L600 236 64

Intercambiador crema 1 224 49

Pasteurizador P1 Leche 173 38

Pasteurizador P2 Leche 135 31


De nuevo puede notarse que es en el área 1, y específicamente en el cuarto de pasteurización,

donde se alberga la gran parte de la carga, a excepción del compresor utilizado en el sótano.

6.2 Estimación de demanda térmica real

En vista de que el total de las cargas térmicas nominales de cada equipo no daba un resultado

realmente representativo de la carga real del sistema de agua helada, se buscaron otros medios

para llegar a este objetivo.

Cuando el proyecto se inició, la información disponible para calcular el calor perdido por el agua al

pasar a través de los bancos de hielo fue insuficiente. Sin embargo, conforme el proyecto avanzó,

se obtuvieron ventajas con la medición de algunas variables que permitirían hacer esta tarea

mucho más sencilla.

Dichas mejoras fueron puntualmente dos: se reparó el medidor de flujo que permitía conocer el

caudal total de agua helada siendo bombeado, y Dos Pinos adquirió un dispositivo de instalación

remota para recolectar datos de temperatura de la línea de retorno de agua helada, lo cual vino a

suplantar la falta de un medidor de temperatura en esa línea. Es así como, siguiendo el

101

procedimiento detallado en el Apéndice 10, se obtuvo el perfil de carga térmica de la línea de agua

helada para una semana completa de datos, del 13 de agosto al 20 de agosto de 2015. Los

resultados se muestran en la Figura 36.

Figura 36. Demanda térmica del agua helada del 13 al 19 de agosto de 2015


En las figuras anteriores es apreciable que la demanda térmica de agua helada a lo largo del día

oscila en el orden de los cientos de kW, aunque se puede decir que el valor promedio rondaba los

1400 kW. Además, se aprecia que en los momentos pico se pueden alcanzar los 2500 o hasta 3000

kW. Sin embargo, para poder evaluar si esto es mucho o poco para la capacidad actual instalada,

es necesario conocer el total de energía demandada a lo largo del día.

Para cada día de datos contenido en la Figura 36, fue integrada multiplicando para cada muestreo

de datos la diferencia entre el valor actual menos el anterior de demanda por el período

transcurrido, como muestra la Figura 37.

𝐸𝑛𝑒𝑟𝑔í𝑎 𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑑𝑒𝑚𝑎𝑛𝑑𝑎 = ∑ △ 𝑡 ∙ 𝑄𝑖

14400

𝑖=2

Figura 37. Calor total ganado por el sistema de agua helada en un día


102

Donde:

𝑖 es el número de muestra

𝛥𝑡 es la duración de la muestra en horas. En este caso todas las muestras son de 6 s, que

son 6,9444 × 10−5 h.

𝑄𝑖 es el valor de la demanda de agua helada en la muestra actual en kW. Los resultados obtenidos se muestran en la Tabla 15.

Tabla 15. Total de energía absorbida por el agua helada del 13 al 20 de agosto de 2015

Día Energía demandada (kWh)

Energía demandada (GJ)

Jueves 13 de agosto 35903 129,2

Viernes 14 de agosto 31175 112,2

Sábado 15 de agosto 32995 118,8

Domingo 16 de agosto 25778 92,8

Lunes 17 de agosto 37831 136,2

Martes 18 de agosto 35761 128,7

Miércoles 19 de agosto 38668 139


Como se puede ver, el total de frío demandado por día suele rondar los 30000 kWh o 130 GJ. Este

valor será posteriormente contrastado en la sección 6.4.3 contra la capacidad total de los bancos

de hielo y de la carga disponible del sistema de refrigeración de -10 para evaluar si el sistema

actual satisface adecuadamente la demanda.

6.3 Estimación de la capacidad del sistema de

abastecimiento de frío

Hay 2 aspectos fundamentales que interesan a la hora de analizar la capacidad de abastecimiento

de frío para mantener el agua helada a 2 °C a la salida de los bancos de hielo: la capacidad de los

bancos de hielo, y la capacidad del sistema de refrigeración de -10 de Dos Pinos, que es utilizado

para generar el hielo.

6.3.1 Capacidad de los bancos de hielo

Los dos bancos de hielo instalados en Dos Pinos actualmente son de la marca finlandesa Tankki,

del modelo JAMIKRO LPU 8000. Como se estudió en la sección 2.8.7, los bancos de hielo no

producen energía sino simplemente la almacenan, por lo que su capacidad se da cantidad neta de

energía que pueden almacenar.En la hoja de especificaciones de los bancos de hielo facilitada por

103

Tankki a Dos Pinos se detalla que el máximo espesor de hielo que se puede acumular en los

serpentines es de 50 mm, y cuando este se alcanza, la cantidad de energía que puede absorberse

es de 4650 kWh (16,74 GJ).

En la práctica, los bancos de hielo del sistema de agua helada de Dos Pinos típicamente amanecen

con un espesor de 30 mm, aunque en efecto en algunos fines de semana se ha logrado alcanzar

cerca de 50 mm.

Debe además tenerse en cuenta que uno de estos dos bancos de hielo se encuentra operando con

un serpentín menos de los cuatro que trae, por lo que estaría funcionando apenas a un 75% de su

capacidad.

Considerando la capacidad en condiciones de espesor máximo, junto con el hecho de que son dos

bancos de hielo y que uno de ellos tiene un serpentín fuera de trabajo, la capacidad total sería la

siguiente:

𝐶𝑎𝑝𝑎𝑐𝑖𝑑𝑎𝑑 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 = 4650 𝑘𝑊ℎ + 0.75 × 4650 𝑘𝑊ℎ = 8137 𝑘𝑊ℎ = 23 𝐺𝐽

Es decir, si se tuvieran los 2 bancos de hielo con 50 mm de espesor y se empieza a consumir frío a

8137 kW, el espesor de hielo se agotaría en cuestión de una hora.

Según afirma el propio personal de Dos Pinos, cuando la planta fue entregada, la idea de los

bancos de hielo era que funcionaran de manera que uno de ellos comprendiera la totalidad de la

carga por 8 horas mientras el otro banco hacía la carga, y luego se cambiaba. Con esta referencia

es posible saber el valor de carga térmica promedio que fueron diseñados para consumir.

Asumiendo que tras 8 horas de sólo carga, el banco de hielo logre alcanzar su espesor máximo:

4650 kWh/8h = 581,25 kW

Tomando en cuenta que cada banco de hielo tiene 4 serpentines, la carga de refrigeración

promedio de cada serpentín rondaría los 145,31 kW.

104

6.3.2 Capacidad nominal del sistema de refrigeración

Aunque los bancos de hielo son donde se enfría el agua helada, para que esto sea posible debe

ocurrir la formación de hielo, lo cual se lleva a cabo al pasar amoniaco internamente en los

serpentines que acumulan el hielo en su exterior.

Si no existe suficiente capacidad de refrigeración del sistema de amoniaco, no se acumulará el

suficiente hielo para satisfacer la demanda de agua helada, y el sistema eventualmente colapsará.

En la sección 3.3 se describen las generalidades del sistema de refrigeración de Dos Pinos. La

capacidad de refrigeración del sistema de -10 °C no solamente atiende las necesidades de

generación de hielo, sino también otra serie de clientes, como se muestra en la Figura 25. Por lo

tanto, para averiguar la capacidad de refrigeración dedicada al sistema de agua helada debe no

sólo hallarse la capacidad de refrigeración del sistema de -10 °C, sino el porcentaje de esta

capacidad que demandan cada uno de los otros clientes de este sistema.

6.3.2.1 Capacidad nominal de refrigeración

La capacidad de refrigeración está dada, según se vio en la sección 2.3.2.4, por la Ecuación 8. De

manera que se necesita conocer el flujo másico y luego el efecto refrigerante para poder obtener

la capacidad nominal de los compresores. Adicionalmente, debe considerarse un factor de

desgaste en los componentes mecánicos tras 16 años de uso de los compresores. En este punto

ese factor puede rondar los 0,9 según conversaciones con el fabricante (ver Anexo 5).

El flujo másico fue obtenido al conocer el desplazamiento volumétrico del compresor y el volumen

específico en la succión del mismo. La primera de estas variables fue hallada en la placa de los

compresores y es equivalente a 5896 cm³/rev para los compresores R-51 y a 7313 cm³/rev para los

compresores S-51. El volumen específico en la succión se toma a partir del punto C del diagrama

de Mollier del sistema.

En cuanto al efecto refrigerante, este se calcula con la Ecuación 5. Los valores de la entalpía a la

entrada y la salida del evaporador han sido estimados con el diagrama de Mollier del sistema dado

105

en la Figura 26. La tabla siguiente resume las variables y resultados del cálculo de la capacidad de

los compresores.

Tabla 16. Capacidad teórica de los compresores actuales


Tomando en cuenta que el sistema está compuesto por 2 compresores R-51 y 4 compresores S-51,

la capacidad nominal total del sistema de refrigeración es de 5310,48 kW.

El detalle del cálculo de la capacidad de refrigeración puede ser visto en la única hoja de cálculo

del archivo “Utilización de Comps y Conds.xlsx”, en la subtabla titulada “Capacidad Teórica de los

compresores”. Esto se encuentra en el Apéndice digital de este trabajo.

6.3.2.2 Capacidad real de refrigeración

Aunque el fabricante brinda el desempeño nominal del compresor, es posible que este esté siendo

regulado a través de la válvula de deslizamiento, con lo que la capacidad de refrigeración no

termina siendo la misma que especifica el fabricante. Sin embargo, si se conoce la potencia que

entra por medio del eje al compresor en un momento determinado, puede conocerse la capacidad

real de refrigeración en ese instante por medio del Coeficiente de Rendimiento. Esto según se vio

en la Ecuación 8 .

En la Figura 38 se puede ver graficada la capacidad de refrigeración real del sistema a lo largo del

período estudiado.

Desplazam Velocidad Flujo volum Flujo másico Capacidad

cm3/rev rev/min m3/s kg/s kW

R-51 5896 3600 0,35 0,82 0,85 762,85

S-51 7313 3600 0,44 1,02 0,85 946,18

DesgasteTipo

Capacidad Teórica de los compresores

106

Figura 38. Capacidad de refrigeración real del 13 al 19 de agosto de 2015


En la imagen se puede notar que la carga durante los períodos de operación normal ronda los

4000-5000 kW, y que durante los fines de semana cae a casi 3000 kW. Los puntos de

simultaneidad están situados cerca de las 6000 y las 96000 muestras. En sendos casos la capacidad

real estuvo cerca de los 5000 kW.

6.3.2.3 Porcentaje de utilización de la capaci dad total de refrigeración

En esta sección se contrastan los resultados obtenidos en las dos secciones anteriores: la

capacidad real de refrigeración y la capacidad nominal, con el fin de mostrar que tan cerca de su

capacidad máxima se están operando los compresores.

En la Figura 39 se muestra graficada la capacidad real de refrigeración contra la capacidad máxima

para los datos del 19 al 20 de agosto analizados.

107

Figura 39. Capacidad real y capacidad teórica de refrigeración del 13 al 20 de agosto de 2015


Se observa que los picos de consumo en la semana ocurrieron cerca de las 7600 muestras así

como de las 60875 a las 72277, luego de las 76000 a las 85500 y de las 91000 a las 98900. En todos

estos períodos la capacidad real estuvo cerca de los 5000 kW, o levemente por encima o

levemente por debajo.

Finalmente, la Figura 40 permite ver el porcentaje de utilización del sistema de compresión al

graficar la razón capacidad real/capacidad nominal del sistema para el período estudiado.

Figura 40. Utilización de la capacidad de refrigeración


108

Es apreciable que la simultaneidad de este sistema llega a mostrar puntos en los que por poco se

utiliza más de un 90% de la capacidad del sistema, e inclusive, en el pico de simultaneidad

presentado entre la muestra 94000 y 95000, se alcanza un nivel de utilización de 96%. De manera

que aunque el sistema de refrigeración aún logra abastecer su demanda, está bastante cerca de su

punto máximo.

6.3.2.4 Demanda asociada a otros clientes del sistema de refrigeración

Para poder conocer si la capacidad del sistema de refrigeración destinada a crear hielo para el

sistema de agua helada es suficiente, y si la capacidad de almacenamiento también lo es, debe

revisarse primero la carga demandada por los demás clientes del sistema de refrigeración de -10

°C, para luego sustraerse esta de la capacidad real de refrigeración de manera que el restante sea

la capacidad disponible para generar agua helada.

Tal como se estudió en la sección 3.3, además de los bancos de hielo, el sistema de refrigeración

de -10 °C cuenta con otros 4 clientes: un intercambiador de calor en el que se enfría el agua helada

para los aires acondicionados, otros intercambiador de calor en el que se enfría glicol, la carga

asociada al tener que comprimir el amoniaco del sistema de refrigeración de -35 °C, y la carga

asociada por tener que comprimir el amoniaco del sistema de refrigeración de -45 °C.

En las secciones siguientes se discute como se obtuvo la capacidad de refrigeración demanda al

sistema de -10 °C por cada uno de los clientes anteriormente mencionados, y se muestra el perfil

de la demanda para los mismos 7 días que se han venido estudiando en los casos anteriores.

6.3.2.4.1 Demanda asociada a intercambiador de calor de glicol

En este intercambiador de calor de placas, el amoniaco enfría glicol que a su vez da enfriamiento

para otro proceso. Para determinar la demanda de este intercambiador se ha utilizado una vez

más la Ecuación 30.

En el sistema Wonderware, se guardan registros de la temperatura de entrada y de salida del glicol

al intercambiador, además de los estados de activación de las 2 bombas de glicol. Con los estados

de activación de las bombas, es posible conocer cuál es el flujo en ese momento, pues en la placa

109

de las bombas (Apéndice 10, Fotos\más fotos tesis) especifica que el flujo con el que fueron

seleccionadas para trabajar es de 180 m³/h.

De manera análoga a otros intercambiadores de calor antes, se tuvo que asumir también una

eficiencia en la transferencia de calor de 90%, que fue respalda tanto por la experiencia del

personal de Dos Pinos como del profesor director.

La Figura 41 muestra el perfil de la demanda térmica del intercambiador de calor que enfría glicol

para el período del 13 al 20 de agosto de 2015.

Figura 41. Demanda térmica del intercambiador de glicol del 13 al 19 de agosto de 2015


Como puede notarse, el valor de la carga asociada a este intercambiador ronda los 1300 a 1500

kW y se comporta bastante estable a lo largo del día.

6.3.2.4.2 Demanda asociada a intercambiador de calor de agua

La red de aire acondicionado de Dos Pinos también utiliza agua helada. Sin embargo, esta agua

helada no se toma de los tanques de hielo, sino que es enfriada por aparte en otro intercambiador

de calor.

Este intercambiador de calor ha sido analizado del mismo modo en que se hizo con el de glicol: Las

temperaturas de entrada y salida del agua, y los estados de activación de las bombas son

110

guardados en el sistema Wonderware. La placa de la bomba nuevamente da referencia de cuanto

es el caudal que maneja. Es una bomba idéntica a las del sistema de glicol y especifican el mismo

caudal. Sin embargo, al ser más el agua menos densa, el flujo másico de agua es menor que el de

glicol.

Se calculó el perfil de la demanda térmica de este intercambiador, para el mismo período de días

que en todos los otros casos: del 13 de agosto al 20 de agosto de 2015. Su demanda es menor y

que la de los bancos de hielo o la del intercambiador de glicol. En los momentos de menor valor, la

demanda ronda entre los 400 y 500 kW, mientras que en los momentos de mayor se le ve

haciendo transiciones suaves hasta los 900 kW. En la Figura 42 se presenta este perfil.

Figura 42. Demanda térmica del intercambiador agua del 13 al 19 de agosto de 2015


6.3.2.4.3 Demanda asociada a sistema de refrigeración de -35 °C

La carga que le genera al sistema de refrigeración de -10 el tener que comprimir el amoniaco del

sistema de -35 °C puede conocerse mediante la capacidad real de refrigeración del sistema de -35

°C. Sin embargo, hay que tomar en cuenta un factor adicional además de la carga de refrigeración:

Cuando se comprime el producto también se está agregando el sobrecalentamiento.

Este tema fue abarcado en la sección 2.8.5, donde se vio que la mayoría de fabricantes de

compresores dan una tabla para estimar la carga que el sistema de baja le implica al de alta. En

111

este caso, se ha utilizado la Tabla 4, dada por la compañía Vilter. Se tiene una temperatura de

succión de -35 °C y una presión de descarga de 283,7 kPa (42,55 psig), valor que se había

mencionado ya en la sección 3.3. Tomando en cuenta que no aparecen datos para la presión ni la

temperatura especificados, se hace una doble interpolación, y se obtiene un valor de 1,405.

Se ha estimado la energía consumida por los motores de los 2 compresores de -35 °C del 13 de

agosto al 20 de agosto de 2015, y a partir de esta se estimó la capacidad de refrigeración del

sistema de -35, tomando en cuenta el COP de 6,687 que dio como resultado para la etapa de baja

el CoolPack, según se ve en la Figura 43. La carga de refrigeración obtenida ronda los 497,5 kW

(141,46 TR), y si esto se multiplica por el factor de 1,4071, la carga para el sistema de -10 será

cercana a los 700 kW (199 TR). Esto se aprecia en la Figura 43.

Figura 43. Demanda térmica de compresores de -35°C del 13 al 19 de agosto de 2015


6.3.2.4.4 Demanda asociada a sistema de refrigeración de -45 °C

El procedimiento para determinar la demanda que el sistema de -45 °C le genera al de -10 °C es

idéntico al que se siguió con el sistema de -35 °C. El consumo eléctrico de los motores en general

fue menor, además de que al tenerse una temperatura de succión distinta, el factor de penalidad

por el calor de rechazo era distinto. Utilizando de nuevo la Tabla 4 y haciendo interpolación doble,

se obtuvo un total de 1,5083.

112

Por otro lado, el coeficiente de operación también es distinto. El programa CoolPack, desarrollado

por la Universidad Técnica de Dinamarca, permite al usuario rápidamente obtener un análisis

completo del ciclo de refrigeración estudiado introduciendo alguna información esencial. Esta

herramienta fue utilizada para encontrar el COP del sistema de refrigeración de -45. Los resultados

se ven en la siguiente imagen.



Con esta información se calculó la demanda que ejerce el sistema de -45 °C en el sistema de -10°C.

En su mayoría, se ha observado que está oscila entre los 400 kW y los 500 kW. El perfil se muestra

en la figura siguiente.

113

Figura 45. Demanda térmica de compresores de -45°C del 13 al 19 de agosto de 2015


6.3.2.5 Capacidad de refrigeración real tomada por el sistema de agua

helada

En las cuatro secciones anteriores se ha determinado que parte de la carga de refrigeración se

invierte en cada uno de los clientes del sistema de -10 °C. Conociendo toda esta información, así

como la capacidad total de refrigeración calculada en la sección 6.3.2.2, se ha determinado qué

parte de la carga queda para almacenar hielo en los silos.

Utilizando los datos de todas las secciones anteriores, se sustrajo de la capacidad total de

refrigeración, la carga invertida en el intercambiador de glicol, en el intercambiador de agua

helada para el aire acondicionado, y en la refrigeración de -35 °C y -45 °C.

114

Figura 46. Demanda térmica real de los silos del 13 al 19 de agosto de 2015


Para la totalidad de los días analizados, la carga invertida en la formación de hielo asciende a los

2000 kW- 3000 kW, excepto durante el fin de semana donde esta baja y está entre los 1000 kW y

2000 kW.

6.4 Análisis de oferta y demanda térmica del sistema Todos los cálculos llevados a cabo en las secciones precedentes de este capítulo tienen como

último fin ayudar al análisis de esta sección. Acá se aborda tanto la holgura de la capacidad de

refrigeración de los compresores como la de rechazo de calor en los condensadores, como la de

almacenamiento de frío en los bancos de hielo.

6.4.1 Capacidad real contra capacidad nominal de refrigeración

En secciones anteriores se calculó la energía consumida por cada motor para tener así el perfil de

carga de los compresores. Además, con la información de los fabricantes, se obtuvo la capacidad

de los compresores y así se logró obtener la capacidad nominal total del sistema. La Figura 47

muestra la capacidad de refrigeración real actual del sistema de Dos Pinos contra su valor nominal.

115

Figura 47. Utilización actual de la capacidad de refrigeración


La imagen evidencia que una buena porción de la capacidad del sistema de compresores está

siendo ya utilizada. En el pico de simultaneidad, la carga real roza los 5000 kW, cuando el máximo

posible es de 5300 kW. Esto representa un porcentaje de utilización del 96% de la capacidad del

sistema. Siendo esto datos de solamente una semana, no sería de extrañar que este porcentaje

haya alcanzado el 100% alguna que otra vez.

De manera que se puede concluir que la capacidad de compresión en este momento es apenas

suficiente para lo que demanda el sistema, y que ante un eventual aumento de demanda muy

posiblemente sería necesario adquirir otro compresor.

6.4.2 Capacidad real contra capacidad nominal de condensación

La capacidad de los condensadores está dada en términos de su capacidad para rechazar calor. De

acuerdo con la información brindada por el personal de Dos Pinos, cada uno de los seis

condensadores instalados actualmente tiene una capacidad de 1400 kW. Esto suma un total de

8400 kW para rechazo de calor. Sin embargo, para julio de 2015, tres de estos condensadores

están afectados de manera grave por incrustaciones, y según valores dados por expertos en el

tema al jefe del Departamento de Servicios Industriales, German Sánchez, su capacidad se reduce

al 40% debido a este fenómeno. De modo que la capacidad nominal actual termina siendo de

apenas 5908 kW.

116

Utilizando los datos de la carga de refrigeración de los compresores, se ha calculado la carga de

rechazo de calor real para los datos del 13 al 20 de agosto, utilizando la Ecuación 10. Por medio de

COP del sistema, se calculó el calor de compresión y se llegó al calor de rechazo para cada

muestreo. Finalmente se graficó la capacidad real de condensación contra la capacidad nominal, y

los resultados se muestran en la Figura 48.

Figura 48. Utilización actual de la capacidad de condensación


En este caso, los resultados han dejado en clara evidencia que la situación del sistema de

condensación necesita intervención inmediata. En todos los picos de simultaneidad se ve la carga

real sobrepasando el valor nominal. Dado que los valores de reducción de la capacidad son

estimados y podrían no ser 100% precisos, se explica que la capacidad real supere a la nominal. Sin

embargo, la información sigue siendo suficiente para entender la idea de que la incrustación en

este momento tiene la condensación en condiciones alarmantes. Al calcular el cociente de

capacidad real y nominal en los puntos más altos de este gráfico, el grado de utilización resulta ser

de 1,1, o sea, 110%.

Para julio de 2015, Dos Pinos está en trámite con los representantes de Baltimore en Costa Rica

para reemplazar el serpentín de dos de sus condensadores. En este caso se ha tenido que optar

por la medida última del reemplazo dado que en este punto los tratamientos sólo logran evitar

117

que el nivel de incrustaciones actual no empeore. Con estos dos nuevos serpentines colocados, la

nueva capacidad de condensación sería de 7596 kW, lo cual supliría con creces las demandas del

sistema, según se muestra en la figura siguiente.



Para octubre de 2015, los serpentines han sido ya instalados.

6.4.3 Capacidad de almacenamiento de frío en los bancos de

hielo

En secciones anteriores de este capítulo se estimó el calor rechazado por el agua al pasar por los

bancos de hielo. Asimismo, se calculó la diferencia entre la capacidad real de los compresores y la

carga total demandada por todos los demás demandantes en el sistema de refrigeración de -10 °C.

Dado que el agua y el amoniaco no intercambian calor directamente, sino que el amoniaco

primero acumula el hielo y luego el agua lo consume, no es esperable que estas curvas sean

idénticas. Sin embargo, si se espera que al final del día el área comprendida por cada curva sea

aproximadamente igual, o que sea mayor el área del amoniaco almacenado.

118

En la Figura 50 se muestra el contraste entre la curva de capacidad de refrigeración disponible

para el sistema de amoniaco y la curva de calor extraído del agua en los bancos de hielo a lo largo

de los días del 13 al 20 de agosto.

Figura 50. Capacidad de refrigeración utilizada por silos vs calor rechazado por el agua


La figura anterior permite apreciar que el comportamiento de ambas curvas son bastante

similares. Esto indica que para una mayoría del tiempo, la capacidad de amoniaco formando hielo

responde casi en tiempo real a las fluctuaciones de demanda de los bancos de hielo.

En el caso específico de esta semana de datos la situación fue un poco peor de lo usual pues el día

sábado que es cuando se realiza el paro de operaciones, no hubo una reducción tan significativa

en el consumo térmico del agua helada, debido a que el departamento de UHT tenía unos retrasos

con unos pedidos y tomaron entre tres y cuatro horas más en poder hacer la detención luego de

que las Áreas 1 y 2 ya hubieran detenido operaciones.

El gráfico señala por una parte que no hay una gran diferencia entre lo que el sistema de

refrigeración puede dar al de agua helada y lo que el sistema de agua helada requiere. Sin

embargo también señala que el margen para acumulación de hielo que existe es muy poco, y es

cual si los silos funcionaran como un chiller, respondiendo de manera inmediata a la demanda.

119

Esto explicaría porque hay una dificultad casi permanente para que se acumule un buen espesor

en cualquiera de los bancos.

En la sección 6.4.3 se determinó que estos equipos habían sido adquiridos para trabajar con una

carga de refrigeración de unos 145,21 kW cada uno. Sin embargo, con cargas de refrigeración tan

altas como 2000 kW máximo y 1400 kW promedio mostrados en la Figura 50, la capacidad de

refrigeración en cada serpentín, considerando que el Silo 1 tiene sólo 3 serpentines actualmente,

sería de 285 kW y 200 kW cada serpentín. Es decir, en cada serpentín se está teniendo que realizar

el doble de transferencia de calor que aquello para lo cual fue diseñado. Se sabe que al operar un

intercambiador de calor con parámetros que se distancian bastante de aquellos para los que fue

diseñado, la transferencia de calor será más ineficiente, con lo cual podría considerarse que

aunque el sistema de refrigeración puedan dar al sistema de agua helada la capacidad necesaria,

estas no está siendo utilizada eficientemente y ello dificulta la transferencia de calor.

Además, de esto, estos bancos de hielo se encuentran conectados en serie y no en paralelo, como

se supone que trabajarían en un inicio. Debido principalmente a dificultades hidráulicas con el

golpe de ariete se tuvo que pasar a trabajar con la configuración en serie. La desventaja de esta

configuración es que como nunca deja de existir demanda, los dos bancos operan el día entero en

continua carga y descarga de hielo. La diferencia del desempeño a nivel de transferencia de calor

entre operar sólo formando o consumiendo hielo, o hacer ambas cosas a la vez, es claramente

más alta.

En resumen, la capacidad actual de amoniaco siendo utilizada por el sistema de agua helada

podría ser algo mayor para dar mayor margen de almacenamiento de hielo, y con esto se lograría

mejorar el espesor de los bancos de hielo. Inclusive podría seguir siendo la misma, pero se

aprovecharía mejor con un mayor número de serpentines, para lo cual finalmente sería necesario

otro banco de hielo.

Si se agregara un banco de hielo más al sistema de agua helada, y se repusiera el serpentín que

actualmente hace falta en el silo 1, la capacidad de refrigeración de cada serpentín en carga

máxima sería de 166 kW en los picos y de 116,66 kW en el promedio, con lo cual la capacidad

cedida por el sistema de refrigeración se aprovecharía de mejor manera.

120

6.5 Diseño de la ampliación del sistema de abastecimiento

de frío

Se ha decidido llamarle sistema de abastecimiento de frío al conjunto de equipos que permiten el

enfriamiento del agua helada. Se habla entonces de dos partes esencialmente, por un lado se

tienen los bancos de hielo, y por otro se tiene el sistema de refrigeración de -10 °C que permite

almacenar el frío.

Los cambios que deban hacerse tanto en el sistema de refrigeración como en los bancos de hielo

se han obtenido al comparar las capacidades de los distintos equipos contra el aumento en la

demanda proyectado para los próximos años con la información suministrada por Dos Pinos.

El crecimiento de la demanda térmica que ocurrirá a más corto plazo tendrá lugar en el área UHT.

El proyecto en desarrollo, conocido como “Olympia”, incrementará la carga de refrigeración en

500 kW. En adición a esto, se espera que la incorporación de algunas cámaras más en baja

temperatura, junto otros proyectos que se desarrollaran en el área de UHT, terminen

incrementando la carga de refrigeración otros 1500 kW. Esto implica un aumento reflejado en el

calor de rechazo de 1901 kW.

Aunque para la mayoría de los sistemas se determinó que el desempeño actual se cumple, este

está cerca de su límite, y con este incremento de demanda sería inminente la necesidad de un

sistema de refrigeración de mayores dimensiones. En las secciones siguientes se proponen las

soluciones necesarias para abordar este crecimiento en cada uno de los sistemas.

6.5.1 Ampliación del diseño del sistema de compresores

El sistema actual de refrigeración se compone de 6 compresores con uno de respaldo en caso de

emergencia. Como ya se mencionó en secciones anteriores, estos 6 compresores juntos dan una

capacidad de refrigeración total de 5310 kW (1510 TR). Al considerarse el eventual aumento de la

capacidad de refrigeración en 1500 kW (426,52 TR), la Figura 39 se ve ahora de esta manera.

121

Figura 51. Capacidad de refrigeración actual vs capacidad real a futuro


La imagen hace bastante evidente que no es posible operar con los nuevos parámetros si se

conserva el sistema de refrigeración actual. Con dicho panorama, se ha tenido que hacer la

selección respectiva del equipo de compresión nuevo necesario para soportar el déficit en la

demanda reflejado en la figura anterior.

Consultando el catálogo en línea de la empresa GEA Grasso, misma fabricante de los compresores

actualmente instalados, se seleccionó el modelo cuya capacidad satisfizo de la mejor manera la

parte de la carga que no pudo ser cubierta con el sistema actual, que rondaba los 1356 kW (385.6

TR). Esto llevó a la selección final dos compresores del modelo S-51. La tabla siguiente resume las

variables tomadas en cuenta y los resultados para la selección de estos compresores.

Tabla 17. Selección de compresor nuevo


122

Con el panorama de los dos nuevos compresores agregados, la capacidad de respuesta ante la

nueva demanda sería mucho mejor, funcionando inclusive con una buena holgura en la capacidad.

Esto se muestra en la Figura 52 .

Figura 52. Capacidad real vs nominal a futuro con compresor nuevo


Con la adquisición de los nuevos compresores, la nueva capacidad de refrigeración sería de 7200

kW (2048 TR), y considerando que el valor máximo proyectado para la capacidad real sería de

6667 kW (1896 TR), se obtiene una utilización máxima del 92%.

6.5.2 Ampliación del diseño del sistema de condensación

El sistema de condensación, tal como se expuso anteriormente, se ve bastante afectado por la

incrustación en los serpentines. Según afirmaciones del propio German Sánchez, los asesores con

que cuentan en esta área les han estimado que aún con el mejor cuidado de los mismos, siempre

habrá un porcentaje de afectación en su capacidad máxima de al menos 20 %. Por otro lado,

considérese que con el aumento dado de la capacidad de refrigeración, el calor de rechazo estaría

incrementando en 1900 kW (540 TR). Con esto, la curva de la capacidad nominal actual con la

capacidad real proyectada de condensación se ve de la siguiente manera.

123

Figura 53. Capacidad real vs nominal a futuro con sistema actual


Es apreciable una vez más que la capacidad instalada actualmente, aún con los serpentines

nuevos, no lograría abastecer la demanda proyectada. Por esta razón ha sido necesario el

dimensionamiento de nuevo equipo de condensación. Siguiendo el método de selección de

condensadores por calor de rechazo, se buscó el modelo que satisficiera del mejor modo el déficit

proyectado en la demanda. En tabla siguiente se resumen las variables y resultados involucrados

en este cálculo.

Tabla 18. Selección de condensador nuevo


Como puede verse, se ha elegido un modelo ATC-830 de EVAPCO. Con este, el calor de rechazo

nominal que el sistema de condensación sería capaz de dar sería de 8840 kW (2513 TR), en tanto

el calor de rechazo real máximo que se proyecta sería de 8450 kW (2402 TR). Esto se puede ver en

la figura siguiente.

124

Figura 54. Selección de condensador nuevo


Con este panorama, se tiene un porcentaje de utilización de la capacidad de condensación de 95%.

Este sería únicamente el caso del pico máximo de demanda, y el resto del tiempo se tendría una

holgura mucho mayor.

6.5.3 Ampliación del diseño del sistema del sistema de

acumulación de hielo

Ya en la sección 6.4.3 se señaló que la saturación de los serpentines de amoniaco y la operación en

serie de los bancos de hielo puede estar afectando la transferencia de calor y por tanto el uso

eficiente de los silos de agua helada. Para efecto de esto se sugirió la adquisición de un tercer silo.

Ahora, con el panorama comentado de la incorporación del proyecto Olympia, esto implica más

carga de refrigeración aún que debe ser asignada a los bancos de hielo. Si se agregan los 528 kW

contemplados como demanda de este proyecto a la curva de calor rechazado por el agua helada

en la Figura 40, el panorama de demanda contra capacidad de los bancos de hielo se vería de la

siguiente manera.

125

Figura 55. Demanda térmica de agua helada vs Capacidad al agregar proyecto Olympia


Con esto, claramente la capacidad de abastecimiento sería insuficiente. Cada período en el que

Olympia opere, tendrá una demanda implicará el requerimiento de 528 kW más de capacidad de

refrigeración, lo cual haría que cada serpentín tuviera que cargar con 50 kW, y esto se antoja

excesivo pues sería un 33% más de su capacidad actual.

Si por lo contrario, se adquiere un cuarto banco de hielo, su nueva capacidad se dispondrá de 4

serpentines más, y considerando las 6 horas del día durante las cuales Olympia no opera, se podría

completar con creces este nuevo requerimiento de demanda. Esto se muestra en la Figura 56.

Figura 56. Demanda térmica de agua helada con Olympia y Banco de hielo nuevo


126

6.6 Resumen

Se determinó la carga térmica de cada equipo de la planta, buscando obtener el valor total para el

sistema de agua helada. Al igual que en el capítulo 5, se encontró que asumir simultaneidad de

100% era poco representativo.

La capacidad de recolectar información en tiempo real mediante el sistema Wonderware y el

datalogger para medir la temperatura de retorno del agua, permitió obtener un valor real de la

demanda térmica de agua helada.

Los datos del Wonderware también permitieron evaluar el grado de utilización del sistema de

refrigeración actual, pues a final de cuentas es este quien permite la formación del hielo en los

silos. Se encontró que los compresores operaban muy cerca de su punto máximo de capacidad, y

que los condensadores necesitaban intervención inmediata debido a la presencia de incrustación.

Se recomendó la incorporación de tres serpentines nuevos, de los cuales terminaron por

adquirirse dos.

Se observó que ni los compresores ni los condensadores estaban en capacidad de satisfacer la

demanda de refrigeración con el crecimiento proyectado para los próximos 5 años. Se hizo la

ampliación necesaria al diseño actual del sistema de refrigeración para y se recomendó el equipo a

adquirir para poder cumplir con este nuevo requerimiento.

Tras crear una curva representativa de la capacidad de refrigeración utilizada por los bancos de

hielo, se concluyó que la capacidad de almacenamiento de hielo era poca durante el día debido a

que la demanda es constante y alta por parte del proceso, y prácticamente nunca hay espacio para

acumular hielo. Por otro lado se observó que con el crecimiento de la planta, la carga térmica

requerida por serpentín se había casi duplicado y esto posiblemente propiciaba transferencia de

calor ineficiente, junto con la operación en serie de los Silos. Se recomendó la adquisición

inmediata de otro banco de hielo para aprovechar mejor la capacidad de refrigeración y la adición

a futuro de un cuarto silo para poder hacer frente al crecimiento proyectado de la planta.

127

Capí tulo VII: Estimacio n de costos

El componente económico siempre es fundamental en toda obra de ingeniería. Indistintamente

del área en que se desarrolle el ingeniero, el proceso de dimensionamiento de un sistema siempre

implica la evaluación del costo del mismo para que luego las gerencias puedan planear su

presupuesto en caso de necesidades o contemplar la viabilidad en caso de que haya mayor

margen de elección. Por lo tanto, para este trabajo se ha hallado también importante hacer una

estimación de la inversión necesaria para poder ampliar los sistemas de bombeo y abastecimiento

de frío del sistema de agua helada de Dos Pinos.

Haciendo un repaso, la inversión necesaria para que el sistema de agua helada siga siendo capaz

de abastecer su demanda en los próximos 5 años se compone de los elementos siguientes: Una

bomba de agua helada más, 145 m de tubería de 6 in cédula 40 para abastecer los equipos del

nuevo proyecto, aislamiento respectivo para esta tubería, dos compresores S-51 de Grasso, 2

Serpentines para Condensador VXC-C426-8 de Baltimore, un condensador VXC-C426-8, y el banco

de hielo nuevo LPU-8000 Jamikro.

Por la naturaleza de la situación, no era necesario hacer análisis económico para la mayoría de los

ítems, pues todos estos constituían una necesidad: la no adquisición de los mismos implica

directamente el que la planta no pueda seguir operando.

En el caso de la bomba, se tenía la opción de elegir una bomba pequeña 6ST o una bomba grande

23SH. En el segundo de los casos se cuenta con redundancia en caso de falla de cualquiera de las

bombas existentes. Como se mencionó en el Capítulo V, la bomba 23SH tenía un 1% más de

eficiencia que la 23SH para el punto de operación nuevo. Considerando esto y utilizando los

precios de la energía dados por la compañía nacional de fuerza y luz en su página de internet

(revisada en Octubre de 2015), se hizo el cálculo del costo de operación para los próximos 5 años.

Para este efecto se calculó el trabajo del juego bomba-motor en kW y luego conociendo los

segundos de operación en 5 años se obtuvieron los kWh correspondientes. Utilizando los precios

de la compañía nacional de fuerza y Luz, se obtuvo el ahorro entre la operación con una bomba y

la otra.

128

Tabla 19. Diferencia en el costo de bombeo entre las dos opciones de bomba a comprar


En un plazo de 5 años, el 1% de eficiencia adicional que proporciona la bomba 23SH representa un

ahorro de 1000 dólares. Esto sigue estando por debajo de la diferencia en el costo inicial de

comprar una bomba 6ST vs comprar una bomba 23SH, que según ya se señaló, ronda los 1500

dólares. De manera que económicamente sigue siendo más viable comprar sólo la bomba

pequeña 6ST. Sin embargo, el costo que implicaría tener que reducir la producción durante

algunas horas por una eventual falla de la bomba 23SH actual sería muchas veces superior a 1500

dólares, y como se verá después, 1500 dólares es muy poco dinero comparado a la inversión total

que Dos Pinos debe hacer para poder mantener operando su sistema con las proyecciones de

crecimiento que se tienen. Por estas razones, la recomendación sigue siendo adquirir la bomba

23SH.

Para la mayoría de casos el equipo que se buscaba era de una marca específica y esa marca tenía

un único representante en Costa Rica, por lo cual no era posible comparar precios de distintos

distribuidores, sino que se cotizó únicamente con el representante respectivo. Para el caso de la

tubería y el aislante de 6 in, se consultó con tres distribuidores y el precio mostrado en la Tabla 20

es la mejor opción. Para algunos precios ha tenido que confiarse en los estimados dados por el

personal de Dos Pinos de acuerdo a su experiencia en eventos anteriores, tal como lo es la

instalación del banco de hielo nuevo.

Tabla 20. Inversión total para ampliación del sistema de agua helada


Bomba W (kW) Costo operación 5 años

23SH 23.74 80887

6ST 23.74 81980

Ahorro 1093

Ítem Descripción Proveedor Precio Unitario Referencia Cantidad Precio CRC

1 5.8 m de tubería 6 in hierro negro Sch 40 TECNOVAL 116833 A12 28 3323697

2 Metro de aislamiento para tubería de 6 in con instalación Ref. Uruca 11800 A11 165 1947000

3 Bomba centrífuga Goulds 23SH con impulsor de 6 7/8 in ZEBOL 6248676 A7 1 6248676

4 Compresor de tornillo GEA Grasso S-51 Transclima 140750000 A9 2 281500000

5 Serpentín para condensador Baltimore VXC-C426-8 Strong Int 21957000 A8 2 43914000

6 Condensador Baltimore Modelo VXC-C426-8 Strong Int 21012236 A10 1 21012236

7 Banco de hielo Tankki modelo Jamikro LPU 8000 Tankki 215910500 A6 1 215910500

8 Instalación de banco de hielo Tankki Transclima 281500000 Walter 1 281500000

Total 855356109

Presupuesto ampliación de sistema de agua helada

129

La inversión total ronda los mil millones de colones, o los dos millones de dólares, cifra que es

bastante alta. Sin embargo, si se compara esta cifra con las ventas anuales de Dos Pinos vistas en

el Capítulo II, que ascienden a los 581 millones de dólares, se convierte en un número

considerablemente pequeño. Debe dejarse claro sin embargo que esta comparación no es

completamente justa pues se están ignorando los costos operativos de la empresa, y lo correcto

sería comparar contra la utilidad. Sin embargo, con ventas de 581 millones de colones anuales, es

esperable que utilidad ronde como mínimo el orden de las decenas de millones de dólares, de

modo que se pueda cubrir con creces esta inversión.

130

Conclusiones

La última versión disponible del diagrama de flujo e instrumentación del sistema de agua

helada faltaba de agregar varios equipos importantes que han sido incorporados al

sistema de agua helada recientemente. Entre ellos se encuentran el enfriador de leche

nuevo del área 1, tanques de natilla en el área 1, algunos tanques de mixtura de helados, y

el esterilizador U8.

La parte más alta de la carga de hidráulica y la térmica del sistema de agua helada está en

el Área 1, que contempla más de un 80% de este valor.

El sistema de bombeo de alimentación actual cumple satisfactoriamente con los

requerimientos hidráulicos demandados, sin embargo no se lograría cumplir con la

demanda proyectada para el final de los próximos 5 años si se mantiene el equipo actual.

Adicionalmente, existe dependencia de la bomba 23SH, ante cuyo fallo la producción

tendría que verse castigada. No hay peligro de cavitación ni en la situación actual ni en la

proyectada.

La velocidad de operación en varias de las líneas principales esta cerca del límite

recomendado. Este tema es de preocupación principalmente en la línea principal, cuya

velocidad se encuentra ya rebasando dicho límite y lo hará aún más cuando se

implemente el proyecto Olympia.

La capacidad refrigeración del sistema de agua helada se encuentra bastante cerca de su

límite máximo, alrededor de un 92% en los picos de consumo. No se lograría cubrir con la

carga proyectada para los 5 años próximos si se mantiene el equipo actual.

La capacidad de condensación se encuentra severamente disminuida debido al efecto de

la incrustación en los condensadores evaporativos.

131

La capacidad de refrigeración dedicada a los bancos de hielo es en promedio tanto como

la demanda. Sin embargo la ausencia de períodos de baja demanda impide que se pueda

hacer una buena acumulación de hielo.

Cada serpentín de los bancos de hielo trabaja actualmente con una demanda térmica

mucho mayor que aquella para la cual fueron diseñados. Esto posiblemente afecte la

transferencia de calor. El operar los bancos de hielo en serie y no por turno también

castiga la transferencia de calor de los mismos.

La comunicación de los departamentos de producción y proyectos con servicios

industriales ha sido pobre. Se ha dispuesto del agua helada a placer y esto con el tiempo

ha causado que el sistema actualmente esté comprometido respecto a sus capacidades.

132

Recomendaciones

Se sugiere que la alta gerencia de Dos Pinos imponga políticas más fuertes respecto a los

procedimientos que deben seguir los departamentos de producción, proyectos y cualquier

otro potencial involucrado en la disposición del agua helada. Esencialmente, se sugiere

obligar a estos a coordinar con el departamento de servicios industriales antes de tomar

cualquier acción.

Informar al personal de producción sobre cuáles son los equipos críticos en demanda

térmica y de caudal de agua helada, de manera que entiendan que no necesariamente

importa cuántos equipos estén operando sino cuales equipos a la hora de entender la

repercusión en el sistema de agua helada.

Utilizar tubería en paralelo para cualquier proyecto nuevo que vaya a requerir agua

helada, con el fin de evitar pérdidas y velocidades excesivas y en consecuencia costos de

operación altos. De lo contrario, pensar en un redimensionamiento total de la red. Esto

incluye el proyecto Olympia en UHT.

Adquirir una bomba 23SH permitirá cumplir con el aumento de la demanda hidráulica que

generará el proyecto Olympia. Además, se tendrá redundancia en caso de falla de

cualquiera de las bombas.

La adquisición de dos compresores nuevos de S-51 de la marca GEA Grasso permitirá

cumplir con el incremento en la demanda de refrigeración proyectado para los próximos 5

años.

El reemplazo inmediato del serpentín en dos de los condensadores es necesario para que

el sistema de operación pueda operar con normalidad de nuevo y no se tenga que estar

condensando a mayor presión.

133

La adquisición de otro condensador Baltimore permitirá al sistema seguir operando sin

problemas aún con el incremento proyectado en la capacidad de refrigeración.

La compra de un tercer banco de hielo permitirá una transferencia de calor mucho más

eficiente en los serpentines de manera que se aprovechará mejor la capacidad de

refrigeración.

La compra de un cuarto banco de hielo es necesaria ante el panorama de la ampliación en

el Área 3 con el proyecto Olympia.

134

Referencias

American Society of Heating, Refrigeration, and Air Conditioned Engineers: 2007. ASHRAE

Standard 90.1: Energy Standard for Buildings Except Low-Rise Residential Buildings.

American Society of Heating, Refrigeration, and Air Conditioned Engineers: 2010. ASHRAE

Handbook of Refrigeration. Atlanta, Estados Unidos.

ArgenFrío SAIC: 2014. Nuestros Productos: Bancos de hielo. Consultado en

http://www.argenfrio.com.ar/banco_de_hielo.html el 24 de noviembre a las 2014. Buenos Aires

Argentina.

Baltimore Aircoil Company: 2012. Product and Application Handbook. Consultado en

http://www.baltimoreaircoil.com/english/resource-library/file/549 el 31 de mayo de 2014.

Caldera, Andrés: 2011. Apuntes del curso Sistemas de Tuberías del segundo ciclo de 2011.

Universidad de Costa Rica. San José, Costa Rica.

Cengel, Yunus: 2013. Fluid Mechanics: Fundamentals and applications. Tercera edición. McGraw

Hill. Colombus, Ohio, Estados Unidos.

Cengel, Yunus: 2011. Termodinámica: Un enfoque de ingeniería. Cuarta edición. McGraw Hill.

México D.F, México.

Cengel, Yunus: 2011. Transferencia de Calor y Masa: Un enfoque práctico. Cuarta edición. McGraw

Hill. México D.F, México.

Dossat, Roy: 2009. Principios de Refrigeración. Vigésima octava reimpresión de la segunda edición.

Editorial Patria. México D.F, México.

Fernández, Rogelio: 2010. Factores de éxito en la construcción de agronegocios cooperativos: El

caso del sector lácteo. Décimo sétima conferencia regional del Consorcio Operativo para la

135

Preservación del planeta. Consultado en http://www.aciamericas.coop/IMG/pdf/RFernandez.pdf

el 24 de mayo de 2015.

Gladis, Sam P: 1997. Ice slurry thermal energy storage for cheese process cooling. Publicado en

Ashrae Transactions 1997. Consultado en http://www.muel.com/productdivisions/

ice_systems_group/docs/cheese/default.htm el 29 de diciembre de 2014.

Kelly, Allan: 2005. Thermal Food Processing: New Technologies and Quality Issues. Editado por Da

Wen-Sun para CRC Press. Florida, Estados Unidos.

Meza, Alina: 2010. Selección de bombas centrífugas: Ejemplo con aceite de palma. Material de

apoyo para el curso Máquinas Hidráulicas de Ingeniería Mecánica, Primer Ciclo de 2010.

Universidad de Costa Rica. San José, Costa Rica.

Mott, Robert: 2006. Mecánica de Fluidos. Sexta Edición. Pearson Educación. México D.F, México.

Mora Carli, Mario: 2011. Tipos de alimentación. Presentación del curso Sistemas de Refrigeración

de la Universidad de Costa Rica, Segundo Ciclo de 2011. Documento no publicado. San José, Costa

Rica.

Murillo, Jaime: 2002. Balance de energía y cálculo de índices energéticos para la planta de

producción de la Cooperativa de Productores de Leche Dos Pinos R.L. Proyecto de graduación para

optar por la maestría profesional en ingeniería mecánica con énfasis en sistemas térmicos y

energía. Universidad de Costa Rica. San José, Costa Rica.

Murillo, Daniel: 2010. Presentaciones del curso máquinas hidráulicas para el segundo semestre de

2010. Universidad de Costa Rica. San José, Costa Rica.

Polo Encinas, Manuel: 1976. Turbomáquinas Hidráulicas. Primera edición. Limusa SA. México D.F,

México.

136

Sociedad de Tecnologías de la industria láctea: 2009. Proceso de la leche y manejo de la calidad.

Proyecto conjunto de la sociedad de tecnologías de la industria láctea y Wiley-Blackwell. Cornwall,

Inglaterra.

Sotelo Ávila, Gilberto: 1974. Hidráulica General, Volúmenes 1 y 2. Primera Edición. Editorial

Limusa. México D.F, México.

Stoecker, William: 1998. Industrial Refrigeration Handbook. Primera Edición. Editorial McGraw-

Hill. Colombus, Ohio, Estados Unidos.

Tetra Pak: 2003. Dairy Processing Handbook. Tetra Pak Inc. Illinois, Estados Unidos.

Taylor, Steven: 2008. Sizing Pipe Using Life Cycle Costs. Artículo publicado en el ASHRAE journal de

Octubre de 2008. Atlanta, Estados Unidos.

Tortora, Gerard; Funke, Berdell y Case, Christine: 2007. Introducción a la Microbiología. Novena

Edición. Editorial Paramericana. Buenos Aires, Argentina.

Walstra, Pieter et al: 2005. Dairy Science and Technology. Segunda Edición. Grupo Taylor y Francis.

Abingdon, Inglaterra.

Williams King, Horance: 1996. Handbook of Hydraulics. Sétima edición. McGraw Hill. Colombus,

Ohio, Estados Unidos.

137

Anexos

138

Anexo 1: Curvas de bombas de suministro de agua helada

139

Anexo 2:Curvas de bombas de retorno de agua helada

140

Anexo 3: Curva de bomba de agua fría enfriada con agua

helada

141

Anexo 4: Consulta técnica a Tankki sobre Bancos de hielo

147

Anexo 5: Consulta técnica a GEA sobre compresores

156

Anexo 6: Cotización de banco de hielo nuevo

159

Anexo 7: Cotización de bomba nueva

160

Anexo 8: Orden de compra de serpentines nuevos para

condensadores

161

Anexo 9: Cotización de compresores nuevos

Cambios recientes en las políticas de Grasso llevaron al proceso de la cotización del compresor a ser tedioso y finalmente sin resultado claro. Sin embargo, según la experiencia del jefe del taller de refrigeración Don Walter Flores, se sabe que el precio aproximado de este compresor rondará los quinientos mil dólares estadounidenses. Aunque la empresa Clima Ideal son sus representantes en Costa Rica, Grasso no accedió a darles a ellos la cotización respectiva por haberle vendido los compresores a Dos Pinos de manera directa en un inicio. Sin embargo, Dos Pinos solicitó de manera directa una cotización y respondieron que se tenía que hacer a través de Grasso Sudamérica, quienes hasta la fecha (abril de 2016) no han dado respuesta.

162

Anexo 10: Cotización de condensador nuevo

163

Anexo 11: Cotización de aislamiento de tubería nueva

164

Anexo 12: Cotización de tubo nuevo para proyecto Olympia

165

Anexo 13: Placa de motores de los compresores

Acá se adjunta el detalle de una de las placas de los motores, específicamente la del C1. En general

los motores de todos los compresores de alta eran iguales. Esto puede ser constatado en la

carpeta de fotos del Apéndice digital de este trabajo.

166

Ape ndices

167

Apéndice 1: Diagrama de flujo e instrumentación – Sótano

32Z-19- 01

1 322-19-0Z

~--.1---'-IW::..-,;¡'°,;,,º - ~ IWR(T)-10% 3Z~ -1~ -~

.--,0""37=-_'"'0""3-_0"1-- 1'"'1""2 -t-------..... ?ASTEUR!ZADOR P6

lW-100 !WR(TJ-1uo

CONSUMO AGUA HELADA 10,S ¡iiJ/h

~ 'N'R!Tl-100

R22 COHPRESSOR - 40 .,_'111! TANKOJS-01-11500 LIT

CONSUMO AGUA HELADA 5,83m3/h

o

~ IW-3Z ll:!-;5-.1!

IWR-11

1--~~~..__~___.t:"1-

IW-50 -~ -· -... , / ··!-' ¡¡•

ht?T -y•

039-05 TANQUE 86 MADURACIÓN

121113

CONSUMO AGUA HELADA 6,0 m3/h

039-06 TANQUE 85 MADURACIÓN

12m3

CONSUMO -'GUA HELADA 6,0m3/h

.....

o

~ ¡-----'

11..--ao

TANQUE 89 HAOURACIÓN

""" CONSUMO AGUA HELADA 10,0 m3/h

..... .,

OVER-FLOW

llZ=.QJ ICE WATER RETURN PUHP UNIT CAP ... mY:2.x65m3/h PRESSURE: 250 kPa

CONTINUE SEE DWG MS-3012 AREA " 3

F

~ 'l 1 iWRIT)-lí!1\ .. --11

'-------------''------------------------------------------,---~-...---~--,.-¡~---~-----<-4 1

HACIA CUARTO ENFRIADOR DE AGUA ENVASADO ÁREA 1

ICE WA TER

xxxxxxxxxxxxx PASTEURIZADOR PLANTA PILOTO

CONSUMO AGUA HELADA xxxx m3/h

' 322-11-141

322-1Z-10

xxxxxxxxxx

1 CONSUMO AGUA HELADA XXX m3/h 1

1

··-;> 1

TANQUE 82 MADURACIÓN

12m3

CONSUMO AGUA HELAOA 6,0 m3/h

039-23-01-3/ i. FLAVOURING T ANK EX!STING

T~tl

CONSUMO AGUA HEL ... DA 0,2 m3/h

'•l ~~~!~~O AGUA 2,0 m3/h l ~;:!:;;~ 1

039-04 ~ T ANOUE 81 HADURAC ÓN

4ml


039-22-01-3/4 FLAVOURING TANK EXJSTJNG

T22-13

039-18- 01-3/4 1 FLAVOURING TANK

EXISTING T16-13


,_, ~iT -1

[ 039°06


26 m3

{ ONSUHO AGlMi HELADA 1t,hl.,,

IW-BO

f; IWR(T)-80

IW-50

JWR(T!-50

CONSUMO AGUA HELADA

G,Sm3/h

IJITl'

CONSUMO AGUA HELADA

0,51113/h

1 ~ ~ J ;:;_,q; t :; _l!,_,,_,. J ~~::_:"_-,·3• J Ji ~ I_ I ,_r. ~" ~¡:_ ____ !_-_ ... f_,~_-~_--_....¡.¡_f__,~_,2 __ , _,_,_,_,_+--'---------''-----~---_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_-_¡_+~~- ~~-~~l-!_.-~, .. ~,;~~~~~~~F~=.i_J_ U.-l.-~ ~ ~ ~ .. , ~

h..;llf'.51t lh'R!<' 4;1, li.f\:1. rJíf'!J-:!': 111:A.T1-~l

i:.in.¡-,...

t"•'·-"-"-'~--'----t.-º'_"'_' '_'_"_''_' __ _J~A~"-"-'-''-T_,_~~ajn ____ -T,---..-N'-'-"-"-'~P'-"'-'-------t Universidad lle

Costa Rica Marcela Shedden Diagrama de flujo e instru

mentación del sistema de agua

helada paril el Área 2 .... Vl

168

Apéndice 2: Diagrama de flujo e instrumentación – Área 1

\~~ =~ 1 ~'1'~ \ r;;::==I!l.-1

lll WAl(a

ICE WATER

11

~~- ~ -:! I Est1 lnt1n:illlbiiMlor n1cui~1 qut t 11 •sod1 nu111ro

170


A

32Z-19- 01

!322 -19-0Z

f---< ~

B o

IW-IS!l

!wR:i50 IWR{Tl-lZS

~

!W 150

IW~- 125 ~5 IW-ZOO

CONT INUE DESDE M S -1 01 ~""'"~---<:-~~r-~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~--t-~~~~~~~~~¡._-~~~~~~~~~~~~~~~--+~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~-.-~-<;--.r~""':r_--;' AR EA " 1 , , 1

SEE OWG MS-3012 AREA # 3

T IW- 100

IWR(TJ-100

]22-11-09

322-12-05

037-03 - 01 - 112

-+-t_T_><J-+-{><J_Ef3---j PASiEURIZADOR P6

~~-~l~""'~--+' ~~+-~~~~~---1 -~ (otfiUHO AGUA

HEL ADA \0,5 m3/h

IWR(Tl-80

IW-100

JWC!!TJ-'IJO

322 -1 1-09

~

320 R RZZ COHPRESSOR - 40 kW 1 r:;:;, 1 TAHK035-01- 11SOOLIT ~

CONSUMO AGUA HELADA S,83 m3/h

/ ¡:::;:¡ xxxxxxxxxx

·~ IWR(TJ- 80

HACIA CUARTO ENF RIADOR DE AGUA EN VASADO Á.REA 1

ICE WA TER

xxxxxxxxxxxxx PASTEURIZAODR PLANTA PILOTO

CONSUMO AGUA HELADA xxu ml/h

CONSUMO AGUA HELADA ux m3/h

_-r_ ' _-r_

=

IW-32

IWR - 32

IW-65

IWR-50

H ~7 ~~~:~~:~; ~ 1--i 2•322-L1 - 02

IW- 125 IWR!il-125

322-25-lll

322-25-02

l IWR-óS

1-- 1----,;<-l--i~-r-~~~-,'~~--[xt-'~

IW-50 ~ IWR-50 322 -11-02

039-05 T ANO.UE B6 MADURACIÓN

12 m3

CONSUMO AGUA HELADA 6,0m3/h

IW-50

322-\1-10

322-12-061

_,-_ _1

_ IWRIT)-50

IW-tlO l IWR[Tl-aO

322 - 11-11

!322-12-37

1

-OS 1 ~ -09 ~~

-01. -08

IWR-m

-02 -06

-15 ~!;¡ -16 ~);¡ !WR-125 !:;:~ e ~

-Ol ~ -07 ~

039 - 77

f-- 1 --+---0,::-0-+-<-T:<O---; T ANO U E 89 MADURACIÓN

1 -"°

~

f----

IW- ~2

l\.JR-31

IW-50

,::- IWRITl-501 f-@

322- 22 -02 ¡ 039-06 TANQUE 85 HA.DURACIÓN

IWP!T!-125

IW-125 e-~~~-"-·-'~-+-~~+-~=-..,__,.._, ~

1

CONSUMO AGUA , 1 HELADA 6,0m3/h ~

321-12- 0B

03!1-02 T ANOUE 83 11AOURACIÓN

~----~'~·'~-t----t-=ll!O-__,,_,_

~ 322-12-05

CONSUMO AGUA HELADA 2,0 ml/h ~-

.-----~ l ______ l _---¡il<J ' :r_

1 1 = ~~~~~~~~~~--~~~~~~+, -{~;¡>¡}-+- '~

1 1

J ~

039-03 TANQUE 82 MADURACI ÓN

12m3


039-23-01-3/4 FLAVOURING TA NK EXISTING

TB- 12

CONSUHO AGUA HELADA 0,2m3/h

322-12-10

1.,,,- SO

03904 ~ ~ TANQUE 81 H~OURAC ÓN

,., CONSUMO AGUA HELADA 2,0 m3/h

039-22- 01-3/4 FLAVOURING TANK fXISTING

T22-13

CONSUMO AGUA HELADA 0,2 rn3/h

039-18-01-3/4 FlAVOURING T ANK EXISTINú

T1B-13


20 m3

CONSUMO AGUA -~ HELADA 10,0 m3/h

IW RITl-32

IWR!Tl-80

1 039-0B


26 m3

CONSUMO AGUA HELADA 12,0 m3/ h

IW-80

IWR(Tl-80

IW-50

IWR(T)-50

1

l\o/R!Tl -125

12 OODL

-OI

y

1 1 '

IWR- \50

OVER-FLOW

312 - 01

ICE WATER RETURN PUHP UNlT CAPACITY: 2x65 m3/h PRE:SSURE:ZSOkPa

039-40 039-41 G!FF 1

CONSUMO AGUA HELADA

GIFF 2

C,5 m3/h

\-: ~ ;t 332222:1

11

1-~1;1 \-: ~ ; _B~ r; ~~ :~~~:;~~~ ~~ ~ ~ 33

1

2

1

2:1

1

1

2:

1

1

1

3 L Li 322-11-17

~ ¡ .:..._____., • ...--.:..._____., 32::1-12-12 --:r-: ' -~ ~~ - 322-12-13

1 ~~· ~___,1,___.~~+--~-~+-~~~~~~~~~~~-+---"-~~-+--~1 -~ l\..' -50

!WR!Tl-50 IWR!Tl-20

lng. MM;lni(il

Universidad de Costa Rica

~ IWRITl-20

o...,_,.. Daniel Arroyo

Harcela Shedden

Anexo de Trabajo

Oiagrama de flujo e instru

mentación del sistema de agua helada para el Área 2

No Corresponde

esp 1/1

172


~ '1

A

~ ~125

~100

..l.!I.

~ ~2S ¡¡¡¡¡;:;¡¡ _f"iWiiiñ:"_·100

e e o

CONTINUE = ; l SEE OWG M-S--2c01-2 --T-r--~:-'--~-+----,-.-----------------1+-~~----~~----~-------1 1~---~-----,-----..--~~-----------,1 AREA # 2= "'""

- l 1 j ~-.,.--------'r lL ~":'!~!~x:cx :cx x r _l ~ 1 :~~~'f 1 1 FORMULACIONES 2

~@--¡

d XXXJC~:OXXXX

T ANQUEDE7U 1

Es t e t anque esta en frente del cuarto de control

xxxxxxxxxxx TANllUEOLYl'1PIA4

ICfWATER COOLING l eY-IJ

;•J!~· . J .---1

ICE WATER CCOLING

TANQUEOLYHPIA2

ICE WATER • a,D. COOUNG

~----- ~-~~~----'

.... :m-12-09 j 3ll-!1-10 1 033-01-01- '- l!i

IANQUEOl..Yt!PIA1

ICE WATER COOLIMG ......

------------'------+-Qi:-1--1--:~TANOUEDEMEZCLADO

1 I -., 11.Pi

tt ~

®-j ~

IW- 65

,,, ICfWATER CODLING di'

'"-15 lB-12- 0'J

~ 1 m - 11-10 03)-o1 -----~-,,,,__~,.,______, TAHO.UEOEINCUBACIÓN

1 HS • M

2.51113/h

.• -·· ... r xxxxxxxx•

- DESTILADA ti:~~- ENFRIAOOROE,f,GUA

1 ----~--+~--t-~--<·~--._.~~~~~

~ ._I k_c,¡,_~_r_' ___ .... _.__,• I

OlJ~Ol-l/J,

T6l

IUWATEll CODLING 15..Wll

l JCEWATER ~ (OOUNG -.11"'

IWR!Tl-80

T 625- 01-01-5

1

PACKAGINGHACHINf A3FLEXDIHC-A 10DDH[[! A1

620-4 1- D~~ PAQIAGINGHACttNE A3 fUX DllK - 8 1000HID AZ

ICfWATER PRODUCTION 41113/h

.......

~ A3FLEX01HC-C

1 :::::R Al PROOUCTION 41113/h

t-r.= COHSUlill AGUA

f .,_. HELADA 1 mJ/h

--'*1--1 H ·•-• ~ ¿xxx~ lJ-::~~~~ES 1

xxxxxxx:x~~~ INTEACAf'\BtAOOR DE CALOR DE TUBOS Y CORAZA

C[Ml1ER CODUNG 4"1m3/h

1 ~~~~~O AG\.IA 1 m3/h

1 lt - 11-01-111

~~~~~------~~------t--""'--<-"""~-i!~':~~

~ 1..s-•t

)(l!.l~lu&

PACKAGlt«;HAOilNE A3FLEXDIHC-E 1DOOHID AS

l[fWATER PRDDUCTIDN 4ru/h

67i!-1 \- Dl-S PACKAGINGHACHiNf: A3FLEXDIHC - F 1DOOHID A6

ICE WATER PRODIJl:TION 4nU/h

....

....... IWR-.f.~

~T f rn-12-0,i,

Slll3/ll

~ 323-12-07

IW- 65 ' . .,

1-- n~

l 'HO<" iCe wATER

1 CDOllNG 5 111]/ h

h*' tí .

ENFRlADORU3

ICE WATER COOllNG 51113/h

323-12-09 l m-11-10

!i

41113/h

·~·

f

Dpl• Rt ...ul>I• Oill'l..i. JIOf

Kf MATER C90Ut!G 41113/h

1,..i::.1&

... ...

., ..... --.

PACKAGINGHA( HINf Al/FLEX-5 200HlD

ICE WATER PRODUCTIDN 411'13/ h

Por confi rmar

t''"'"'""· ""'";;'";;;";.' ---1 Oaniel Arroyo , Anexo dec Tr~b_iljo~al~ Grilduatió No Corresponde

Universidéld de Cost a Rica

1--~~~~----. ·-Diagrama de flujo e inst ru-

Harcela Shedden mentación del sistema de agua helada parél el Área 3 t5¡il \1"1

174

Apéndice 5: Técnicas de estimación de caudales

Para muchos de los equipos de los cuales se requería conocer el caudal en el Capítulo V no se

contaba con manual que tuvieran esa información, y fue necesario calcularlo, a continuación se

explican los distinos métodos utilizados para lograr esto.

Cociente del volumen y el tiempo

Con este método se estimó el caudal de agua helada de dos equipos de envasado del Área 1, que

son la máquina de mantequilla Westfalia y la empacadora SIG 1. En estos equipos el agua helada

se alimentaba directamente con una manguera y no existía tubería de retorno. Por lo tanto, el

caudal pudo ser calculado fácilmente al depositar el agua helada saliendo de la manguera en un

balde durante un minuto y estimando el volumen llenado.

Caudal de agua helada en intercambiadores de calor

En la sección 2.2.1 se repasó el principio termodinámico de conservación de la energía. Para una

buena cantidad de intercambiadores de calor y de tanques con chaqueta de enfriamiento, este

principio sirvió como la vía idónea para poder calcular el flujo, y según se verá también adelante, la

carga térmica.

En el caso de los intercambiadores de calor, se tienen dos volúmenes de control, cuyas fronteras

están denotadas por la entrada y salida del fluido al equipo. Considerando condiciones de flujo

estable, y que la diferencia de altura entre el punto en el que entra el fluido y el punto en que sale

del intercambiador es casi despreciable, el balance de energía para cualquiera de los flujos en el

intercambiador estará dado por la Ecuación 3. Además, la entalpía en este caso puede calcularse

con la Ecuación 4. Ahora bien, para el agua, su cambio de energía a través del intercambiador de

calor equivale al calor que gana, lo cual se puede expresar de la misma manera.

𝑄𝑒𝑛,𝐼𝑊 = ∆𝐸 = ��𝐼𝑊 × 𝐶𝑝𝐼𝑊 × ∆𝑇𝐼𝑊

Ecuación 23. Calor ganado por el agua


175

Para el producto enfriado por el agua, su cambio de energía en el intercambiador estará dado por

el calor que pierde, lo cual se expresa de la siguiente manera.

𝑄𝑠𝑎𝑙,𝑓𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 = ∆𝐸 = ��𝐹𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 × 𝐶𝑝𝐹𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 × ∆𝑇𝐹𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜

Ecuación 24. Calor cedido por el fluido al agua


Idealmente, el calor cedido por el fluido a enfriar en el intercambiador debería ser idéntico al calor

ganado por el agua helada a través de este. Sin embargo, hay una cierta energía que se pierde por

ineficiencias en la transferencia de calor, por lo que se introduce un factor de eficiencia.

𝑄𝑒𝑛,𝐼𝑊 = 𝜂𝑄𝑠𝑎𝑙,𝑓𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜

Ecuación 25. Ley de conservación de la energía para intercambiador de calor


Sustituyendo las ecuaciones y en la ecuación , se obtiene lo siguiente:

𝜂 × 𝑚 𝐹𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 × 𝐶𝑝𝐹𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 × ∆𝑇𝐹𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 = ��𝐼𝑊 × 𝐶𝑝𝐼𝑊 × ∆𝑇𝐼𝑊

Ecuación 26. Relación entre calor ganado por el agua helada y calor cedido por el fluido

Fuente: Meza (2010)

Finalmente, despejando la ecuación anterior para el flujo del agua, y recordando que el flujo

másico puede ser convertido en volumétrico utilizando la densidad (𝑄𝜌 = ��), se obtiene el caudal

de agua requerido por el intercambiador.

�� =𝜂 × ��𝐹𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 × 𝐶𝑝𝐹𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 × ∆𝑇𝐹𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜

𝜌 × 𝐶𝑝𝐼𝑊 × ∆𝑇𝐼𝑊

Ecuación 27. Cálculo de caudal de agua helada en intercambiador de calor


A continuación se describe cómo se ha obtenido cada una de las variables de esta ecuación.

Eficiencia: No se encontró información de parte de ninguno de los fabricantes sobre el valor de la

eficiencia de transferencia de calor de los intercambiadores. Tomando como referencia el criterio

del jefe de servicios industriales de Dos Pinos Ing. German Sánchez de Dos Pinos, y del profesor

176

asesor director de este trabajo, Msc. Mario Mora Carli, se ha tomado un valor de 90% para la

transferencia de calor en todos los intercambiadores.

Calor específico: El calor específico depende del producto a enfriar. Para la mayoría de los casos,

es con un lácteo que el agua intercambia calor. Los calores específicos utilizados fueron

consultados en estudios hechos por Hammer y Johnson (1913, p461), sobre diversos productos

lácteos.

Flujo másico del producto: El caudal de producto utilizado en los distintos procesos es una

variable de mucha importancia en el control de la producción de la planta del Coyol, y por dicha

razón, para la gran mayoría de los intercambiadores se tiene un medidor de flujo colocado en la

línea del producto. Por otro lado, se han consultado con el laboratorio de Dos Pinos las densidades

de los diversos productos lácteos involucrados en los procesos. Al tener el flujo volumétrico y la

densidad del producto, se obtiene el flujo másico de producto.

Temperaturas de entrada y salida de producto: de manera similar al flujo de producto, la

temperatura también es una variable de control importante, por lo que estos valores pueden ser

consultados en las pantallas de los cuartos de control de cada área, o con los mismos operadores.

Densidad del agua helada: la densidad del agua a un amplio rango de temperaturas es un valor

fácilmente consultable en fuentes bibliográficas o de internet. En este caso, se ha recurrido a

Cengel (2011, p904) como referencia.

Calor específico del agua helada: Este valor también es consultable en múltiples fuentes. Se ha

utilizado Cengel (2011, p902) como referencia.

Temperaturas de entrada y de salida del agua helada: dado que el agua desempeña funciones

misceláneas y no es la parte central del proceso, la instrumentación colocada en esta red es muy

poca. Para obtener las mediciones de la temperatura del agua helada se ha utilizado un medidor

de temperatura portátil por haz infrarrojo en poder del taller de refrigeración de Dos Pinos. El

medidor utilizado es de marca Fluke, modelo 574. Este se muestra en la figura siguiente.

177

Las mediciones se realizaron colocando el haz infrarrojo sobre la superficie de la tubería cubierta

por cinta aislante negra. El uso de la cinta negra es para obtener la mejor emisividad posible.

Claramente, la medición obtenida es la de la temperatura de la tubería y no la del agua. Sin

embargo, es una suposición bastante aceptable la de que existe equilibrio térmico entre el agua y

la superficie del tubo.

Caudal de agua helada en tanques

Este método fue utilizado principalmente para los tanques cuyo producto se enfría mediante una

chaqueta por la cual pasa agua helada.

En este caso, el balance de energía para el agua que pasa por la chaqueta es idéntico a lo descrito

en la Ecuación 25, por lo que la ecuación aplica nuevamente.

Por su parte, el sistema cerrado que constituye el producto delimitado por las paredes internas del

tanque, es esencialmente lo que se menciona en la sección 2.2 como sistema estacionario. De

manera que el cambio de energía en el tanque se describe de la siguiente manera.

𝑄𝑠𝑎𝑙,𝐹𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 = ∆𝑈

Ecuación 28. Calor cedido por el fluido en sistema cerrado


Y ese cambio de energía no es otro que el calor cedido por el producto al agua. El cambio de

energía interna es de nuevo calculable como ∆𝑈 = 𝑚𝐶𝑝∆𝑇. Con esto, la ecuación anterior puede

reescribirse del modo siguiente.

𝑄𝑠𝑎𝑙,𝐹𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 = 𝑚𝐶𝑝∆𝑇

Ecuación 29. Energía cedida por el fluido en sistema cerrado


Este término es una cantidad total de energía, pero no una tasa de transferencia. Sin embargo, si

se conoce el tiempo transcurrido durante el cual ocurre el cambio de energía interna dado, se

puede obtener una tasa de transferencia de calor promedio. Esto es aplicable solamente si la

178

transferencia de calor en el lapso estudiado es estable. Con esto, la ecuación se transforma en la

expresión siguiente.

��𝑠𝑎𝑙,𝐹𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 =𝑚𝐶𝑝∆𝑇

𝑡

Ecuación 30. Calor cedido por el fluido en sistema cerrado


De manera similar a lo visto para los intercambiadores de calor, se sabe que el calor cedido por el

producto en el tanque es igual al calor ganado por el agua que pasa por la chaqueta. Con esto, la y

la pueden igualarse.

𝑄𝑒𝑛,𝐼𝑊 = ∆𝐸 = ��𝐼𝑊 × 𝐶𝑝𝐼𝑊 × ∆𝑇𝐼𝑊 =𝜂𝑚𝐶𝑝∆𝑇

𝑡

Ecuación 31. Transferencia de calor agua-producto de tanque


Del mismo modo en que se hizo anteriormente, el flujo másico del agua es despejable, obteniendo

la siguiente expresión.

��𝐼𝑊 =𝜂𝑚𝐶𝑝∆𝑇

𝑡 × 𝐶𝑝𝐼𝑊 × ∆𝑇𝐼𝑊

Ecuación 32. Obtención de flujo de agua helada


Para poder aplicar esta ecuación se requirió de una serie de circunstancias específicas. Era en

primer lugar imperioso que la cantidad de producto contenida en el tanque no variara durante el

lapso en el cual se tomarían los datos para hacer el análisis. Por otro lado, para tener certeza de

que la transferencia de calor estaba en esta estable, se planteó esperar antes de tomar datos al

menos media hora después de que el enfriamiento del tanque hubiera iniciado o el tanque

hubiera dejado de llenarse, cualquiera de ambas que ocurriera primero. Con esto, se midió la

temperatura del tanque al inicio y final de un determinado período (distinto para cada tanque), y

se anotó el volumen de producto contenido en el mismo (a partir del cual se obtiene la masa).

179

Apéndice 6: Estimación de la capacidad de bombeo de agua

helada

En la sección 3.2.2 se mencionó que el sistema de bombeo de alimentación de agua helada está

conformado de 4 bombas, y una quinta que funciona como respaldo en caso de eventual falla. En

esa misma sección se dio el detalle de los tipos de bombas, variadores de frecuencia y la lógica de

control. Con esa información, y considerando la teoría sobre sistemas de bombeo de la sección

2.5, se ha obtenido la capacidad total.

Consultando en internet, se han encontrado los manuales de selección de la empresa Goulds para

los tipos de bomba utilizados en el sistema de agua helada. Conociendo el modelo de las bombas y

el tamaño de su impulsor, así como su velocidad de operación nominal , se puede ubicar la curva

de cada una de las 5 bombas. Si adicional a esto, se conoce 1 variable que determine su punto de

operación, como la carga dinámica total, se encuentra el flujo dado por la bomba.

Bomba 23SHK6

La placa de esta bomba indica (rayado a mano) que el diámetro del impulsor es de 6.88 in (174,75

mm). La 23SH es una de las versiones del modelo SSH de Goulds. Las curvas de este modelo se

encuentran en el Anexo 1.

Según se ve en la tabla que sale en la parte derecha de la figura , la letra y número al final del

nombre refieren al diámetro del impulsor. En este caso hay una inconsistencia, porque aunque por

una parte la placa de la bomba en sitio dice “23SHK6” (i.e diámetro de 6’’), también dice rayada a

mano que el diámetro es 6.88 in, lo que correspondería a 23SHK6 7/8. Se hizo el procedimiento de

localización del punto de operación para ambos modos: suponiendo que el diámetro correcto

fuera de 6 in, y luego suponiendo que fuera 6.88 in. Utilizando 6 in, la potencia obtenida no fue ni

de cerca parecida a la del motor que está en sitio (30 HP), con lo cual se comprobó que 6.88 in era

el valor correcto.

Gracias a la instrumentación colocada en la tubería asociada a las bombas, se sabe que para el

caso general la presión de descarga es de 441,26 kPa (64 psig), y la de succión ronda los 68,95 kPa

180

(10 psig), cuando el flujo total ronda los 330 m³/h. Con estos valores de presión, es deducible que

la carga dinámica total es de 372,32 (54 psig), lo cual es 38 m de columna de agua. El gráfico dado

por Goulds es para 3500 RPM, que coincide aproximadamente con las placas de los motores

Baldor en sitio que dicen 3525 rpm.

Conociendo la serie (23SH), el diámetro del impulsor (6 7/8 in) y la velocidad de giro (3500 rpm),

se ha encontrado la curva de la bomba en el manual de Goulds para los modelos SSH. Conociendo

la carga dinámica total (38 m) es posible encontrar el caudal respectivo en la curva de la bomba.

Esto se muestra en la figura siguiente.

Figura 57. Punto de operación de la bomba 23SH


Tal como se aprecia en la figura, el caudal de esta bomba es de 173.333 m³/h. El NPSHr está cerca

de 17’ y la eficiencia ronda el 74%. La veracidad de estos resultados se puede corroborar con la

potencia obtenida, que es cerca de 31 HP, lo cual concuerda con los 30 HP indicados en la placa

del motor en sitio.

Es importante tomar en cuenta la posibilidad de cavitación. Recordando los conceptos repasados

en la sección 2.5, los 10 psig (68,95 kPa) de presión de succión que se tienen representan la

181

diferencia entre la columna de producto en el banco de hielo y la pérdida en la línea de succión.

Por lo tanto, para obtener el NPSHa sólo falta tomar en cuenta la presión de vapor del agua, que

es 0,7 kPa (0,1 psig) de acuerdo con Cengel (2011, p904). Convirtiendo a metros de columna de

agua estos valores y sumándolos, el NPSHa es de 7,1 m. Entretanto, el NPSHr, como ya se vio, es

de 17 ft, lo cual equivale a 5,2 m. De manera que se tiene en total 1,8 m de columna de agua (2,56

psig) para evitar cavitación.

Bombas 6ST

Para estas bombas, la placa indica que su diámetro es de 5 15/16 in, y todos los motores son de

3500 rpm. Con estos 3 datos, se encontró la curva de la bomba respectiva en el catálogo para

bombas SST de Goulds.

La carga dinámica total es la misma para todas las bombas, por lo cual el dato de 38 m utilizado

con la bomba 23SH es el mismo para las 6ST. Con esta información, se ha encontrado en la curva

respectiva el punto de operación y con ello el caudal.

Figura 58. Punto de operación de la bomba 6ST


182

Se puede ver que el caudal de operación es cercano a 91 m3/h. La eficiencia por su parte es de

73.1%. El NPSHr es de 13 ft (3,96 m). La potencia, cercana a los 20 HP, coincide con lo especificado

en la placa de los motores.

Nuevamente se puede ver que no hay peligro de cavitación pues el NPSHr de 13 ft equivale a unos

3,96 m, lo cual es superado por los 7,1 m de columna de agua vistos anteriormente (la presión de

succión es aproximadamente la misma para todas las bombas).

Finalmente, conociendo el flujo de todas las bombas, puede calcularse el flujo total que da el

sistema de bombeo a su 100%. Debe recordarse que una de las 4 bombas 6ST está solamente de

respaldo en caso de falla. En la práctica, estas bombas se rotan de modo que cada cierto tiempo

una distinta funge como la bomba de respaldo, para que la utilización de cada una sea equitativa.

Considerando entonces tres bombas con caudal de 91 m3/h, y la quinta bomba con caudal de

173.33 m³/h, la capacidad total es de 446,33 m³/h.

183

Apéndice 7: Estimación de la pérdida por fricción actual

La Ecuación 13 muestra como estimar la carga dinámica total requerida por una bomba. En el caso

de este proyecto la carga dinámica total es conocida, pues como se menciona varias veces en el

trabajo, la diferencia de presión entre descarga y succión corresponde a 38 mca. Con esta

información, sería suficiente conocer si existe algún requerimiento de presión específico y conocer

la columna de producto a vencer para poder despejar la pérdida de la tubería.

La muestra un esquema simplificado del sistema de bombeo de alimentación de agua helada, con

el cual se evidencia la columna de agua que debe de levantarse.

Figura 59. Esquema de bombeo de suministro de agua helada (cotas en metros)


De la figura anterior, es importante notar varias cosas:

Succión desde silos Descarga a silos

184

Cuando el agua ya utilizada llega a su destino (el silo),esta sube por efecto termosifón a la

parte superior del banco de hielo, por lo que levantar el agua de la parte inferior a la

superior del Silo no forma parte de la columna a vencer.

El punto más alto al que el agua debe ser llevada está en el área de empaque, y aun así

está por debajo 2 m del nivel de los Silos, por lo que la carga estática es de 2 m a favor de

la bomba.

Finalmente, se conoce que no existe requerimiento específico de presión a la hora de llegar el

agua a los Silos, por lo que este valor es de 0.

Usando todos estos datos y despejando la ecuación Ecuación 13, se obtiene que la pérdida de

línea es de 36 m. Aunque es posible que el agua llegue a los silos con una presión mayor a los 0

kPa, no hay instrumentación en este punto, por lo cual no es posible conocer el valor real, y se

debe asumir el límite, que es considerar que en la condición límite de operación actual el agua

llegue apenas con la suficiente presión a su destino.

185

Apéndice 8: Estimación de la pérdida con aumento de

caudal

Para poder conocer la nueva pérdida total del ducto hay que conocer cuando aumentará la

pérdida estimada en el Apéndice 8, y además hay que saber cuánto será la pérdida escogiendo la

ruta del nuevo ramal, en caso de que este resulte convertirse en el nuevo ramal crítico. La figura

siguiente ayudará a comprender los cálculos de este Apéndice.

Figura 60. Ruta crítica de pérdida actual y ramal nuevo


En el Apéndice 8 se supo que la pérdida del tramo A-C es de 36 m. Dado que el caudal que se envía

por el tramo A-B incrementará, también incrementarán esos 36 m de pérdida. El tramo B-C seguirá

operando bajo las mismas condiciones, por lo tanto, al calcular el incremento de la pérdida del

tramo A-B, se conocerá también el incremento de la pérdida del tramo A-C.

La pérdida del ramal nuevo estará dada por A-D. Está se encontrará al sumar la pérdida del tramo

A-B más la pérdida del tramo B-D.

186

Aumento de pérdida en tramo A-B

Utilizando la ecuación de Hazen Williams se ha obtenido la pérdida del tramo de tubo A-B, tanto

para el caudal actual como para el nuevo caudal, considerando los accesorios constatados en sitio,

diámetro de 10 in (250 mm), el coeficiente C para un tubo de hierro de 16 años (Williams, 1922) y

la longitud de 80 m obtenida al hacer la medición en sitio. La memoria de este cálculo se

encuentra en el Apéndice digital de este trabajo, en el archivo “Ampliación.xlsx” en la carpeta

Cálculos\Capítulo V Flujos y bombeo\5. Diseño de ampliación.

Las tablas siguientes resumen el cálculo de la longitud equivalente y la pérdida. El detalle de los

accesorios y las longitudes fue obtenido mediante inspección de campo.

Tabla 21. Longitud equivalente de tramo A-B

Diámetro = 10 in

Ítem Leq (m) Cantidad Total (m)

Longitud 143,45 1,00 143,45

Codos 90 4,84 9,00 43,6032

Te ramal 15,14 3,00 45,42

Te lineal 4,84 4,00 19,3792

V compuerta 3,63 2,00 7,2672

V globo 84,78 0,00 0

Leq Total 259,12


Tabla 22. Pérdida de energía en tramo A-B (actual)

Pérdida Hazen Williams actual

Q 400 m³/h

C 103 L 259,12 m

D 10 in

Hfm 7,00 m Fuente: Autor (2015)

187

Tabla 23. Pérdida de energía en tramo A-B (con Olympia)

Pérdida Hazen Williams con Olympia

Q 480 m³/h

C 103 L 259,12 m

D 10 in

Hfm 9,81 m Fuente: Autor (2015)

El resultado obtenido es que la pérdida del tubo principal se incrementará en 2,8 mca con el nuevo

caudal.

Pérdida del ramal nuevo A-C

Dado que el tramo A-C está compuesto por el tramo A-B y el B-C, solamente será necesario

calcular la pérdida del tramo B-C pues la pérdida del tramo A-B fue estimada en la sección anterior

de este Apéndice, obteniendo 9,81 mca.

Nuevamente se utilizó Hazen Williams para obtener la pérdida. En este caso el cálculo era algo

más complejo que para la sección A-B, por lo cual no se han adjuntado todas las tablas. Esto

porque en realidad la sección B-C divide su flujo tres veces para repartir a los 4 tanques del

proyecto Olympia (posteriormente estos flujos vuelven a unirse), y el diámetro también cambia al

entrar al ramal de cada tanque, por lo que se tuvieron que hacer múltiples tablas para los distintos

diámetros y caudales. Si se consulta el Apéndice digital de este trabajo, el detalle de este cálculo

puede ser visto en la hoja de cálculo llamada “Selección de tubería nueva” en el archivo

“Ampliación.xslx”. La tabla siguiente muestra los valores del cálculo de pérdida de la sección de

tubo más grande del tramo B-C, que representa la mayoría de la pérdida.

Tabla 24. Pérdida de energía en principal de B-C

Pérdida Hazen Williams

Q 80 m³/h

C 130

L 234,78 m

D 6 in

Hfm 2,52 mca Fuente: Autor (2015)

188

Al sumar los 2,52 mca de la tabla de arriba con la pérdida de cada uno de los subramales de este

tramo, se obtuvo una pérdida total de 3 mca para la sección B-C. Sumando este valor a los 9,81

mca de la sección A-B, se obtiene un total de 11,81 mca para toda la sección A-C.

Determinación del ramal crítico cuando se agregue Olympia

En la primera sección de este Apéndice se obtuvo que la pérdida del ramal crítico actual

aumentaría en 2,8 mca, por lo que recordando que la pérdida actual es de 36 mca, se obtiene un

nuevo valor de 38,8 mca. Por su parte, para el tramo A-C se obtuvo una pérdida total de 11,81

mca. De esta manera, se puede concluir que el ramal crítico actual seguirá siendo el mismo, y que

la nueva pérdida total será de 38,8 mca.

189

Apéndice 9: Estimación de la capacidad de refrigeración

Este apéndice explica cómo se llevó a cabo el cálculo de la capacidad real de refrigeración dada

por los compresores de amoniaco, lo cual es utilizado en el capítulo 6.

La potencia el que motor le transmite al compresor por medio del eje puede ser conocida si se

conoce la potencia eléctrica que el motor consume y la eficiencia con la cual esta la transforma en

trabajo de eje. La potencia eléctrica está dada por la ecuación Ecuación 22. Para todos los motores

de todos los compresores, se encontró en su placa en campo que su voltaje es de 480 V, su factor

de potencia es de 0,88, y su amperaje nominal es de 489 A. Con esta información se obtiene una

potencia de consumo nominal de 357,33 kW. En la placa del motor se da una potencia nominal de

288 kW que no coincide con el valor calculado, por lo que es deducible que esta sea la potencia de

salida en el eje. El cociente de estos dos valores da una eficiencia para el motor de 80%, valor que

no es de extrañar pues son motores viejos y no es sino hasta años recientes que se han empezado

a encontrar en el mercado motores con eficiencias mucho más altas.

Dado que el compresor no siempre está con la válvula de desplazamiento abierta al 100%, no

siempre se usa toda la capacidad del motor, y por lo tanto no siempre la corriente es 489 A como

se dice en la placa. En el sistema Wonderware de Dos Pinos se almacenan datos de la corriente

consumida por cada motor durante el día, en muestreos de 6 segundos. Utilizando la Ecuación 22,

con estos datos de corriente, junto con el voltaje (480 V), factor de potencia (0,88) y la eficiencia

antes calculada (80%), ha sido posible estimar la potencia de salida real a lo largo del día de los

motores. Igual que se hizo con el flujo de agua, se analizaron los datos del 13 al 20 de agosto de

2015 de cada motor.

Una vez obtenida la potencia de entrada de cada compresor (que es igual a la potencia de salida

de cada motor), se multiplicó por el coeficiente de rendimiento para obtener la capacidad de

refrigeración. El coeficiente de rendimiento fue obtenido en la sección 3.3.1 analizando el sistema

de refrigeración. Finalmente, se han sumado las capacidades de todos los compresores para cada

muestreo obteniendo así la capacidad de refrigeración total del sistema. La fórmula siguiente

resume dicho procedimiento:

190

𝐶𝑎𝑝 𝑅𝑒𝑓𝑟𝑖𝑔𝑒𝑟𝑎𝑐𝑖ó𝑛 𝑟𝑒𝑎𝑙 = ∑ 𝐶𝑂𝑃 × 𝑊𝑖

6

𝑖=1

Figura 61. Capacidad de refrigeración real total


Donde: COP es el Coeficiente de operación, que según se estudió ya es de 3,738

Wi es el trabajo recibido en el eje por el compresor, equivalente a la salida del motor respectivo

191

Apéndice 10: Estimación de la demanda térmica de agua

helada

En este apéndice se detalla cómo se calculó la demanda térmica del sistema de agua helada. La

figura siguiente detalla el problema termodinámico que dicho cálculo supone.

Figura 62. Problema termodinámico para obtención de carga térmica de agua helada


La resolución de este problema se hace con la Ecuación 4, pues no hay trabajo ni cambios de

energía potencial o cinética significativos. Despejando para el calor rechazado por el agua helada,

que es la carga térmica, se obtiene la siguiente ecuación.

𝑄𝑠𝑎𝑙 = ��𝐼𝑊𝑅ℎ𝐼𝑊𝑅 + ��𝑅𝑒𝑝ℎ𝑅𝑒𝑝 − ��𝐼𝑊ℎ𝐼𝑊

Figura 63. Cálculo de la carga térmica de agua helada


Donde

𝑄𝑠𝑎𝑙 punto es el calor perdido por el agua al pasar por los bancos de hielo en kW

��𝐼𝑊 es el flujo másico de agua total saliendo de los bancos de hielo en kg/s

ℎ𝐼𝑊 es la entalpía del agua saliendo de los bancos de hielo kJ/kg

��𝐼𝑊𝑅 es el flujo másico de agua que viene en el retorno desde la planta en kg/s

192

ℎ𝐼𝑊𝑅 es la entalpía del agua que viene del retorno desde la planta en kJ/kg

��𝑅𝑒𝑝 es el flujo de agua inyectado en los silos en kg/s

ℎ𝑅𝑒𝑝 es la entalpía del agua de reposición en kJ/kg

A continuación se describe cómo se obtuvo cada una de las variables:

Si se conoce la temperatura, se conoce también la entalpía en cada uno de los puntos respectivos.

El agua de reposición es agua a temperatura ambiente que viene de la tubería de servicios de Dos

Pinos, por lo que se tiene que su temperatura es de 26 °C. Esto se tuvo que tomar como valor fijo

pues no hay medidor de temperatura en la línea de reposición.

En la salida del banco de hielo, existe un transmisor de temperatura el cual está integrado al

sistema Wonderware de Dos Pinos, con lo que sus datos históricos han podido ser consultados. Se

obtuvo toda la muestra del 13 al 20 de agosto de 2015.

La variable con la que no se contó en un inicio era la temperatura con la cual el agua helada

retornaba a los bancos de hielo. Sin embargo, cerca del mes de agosto, Dos Pinos adquirió un

sensor de temperatura portátil de la marca Cryopak llamado iMini Datalogger. En la imagen

siguiente se muestra el medidor.

Figura 64. Data Logger para estimación de temperatura de entrada a silos del agua helada


193

Con este dispositivo se podían guardar hasta 16 kB de datos de temperatura con una resolución de

0.1 °C y en muestreos de hasta 5 segundos. El dispositivo puede conectarse a una computadora

por medio de un cable USB, y a través del uso del software Console Plus, se programa el día y hora

de inicio de la próxima recolección de datos, el período por el cual se extenderá, y la frecuencia de

los muestreos.

El caudal de agua helada al salir de los silos es conocido, pues este es el mismo caudal que sale del

manifold de descarga de las bombas, y ahí se encuentra instalado un medidor de flujo. En un inicio

este tema también fue un impedimento pues dicho medidor se encontraba descompuesto, sin

embargo, Dos Pinos trajo un técnico de Emerson en julio de 2015 para que lo reparara. Dicho

flujómetro está integrado al sistema Wonderware de Dos Pinos, por lo que su historial de lecturas

del 13 de agosto al 20 de agosto de 2015 fue obtenido.

En la línea de reposición de agua existe un medidor de caudal, sin embargo este es

completamente mecánico y no forma parte del sistema Wonderware de Dos Pinos.

Adicionalmente, este sólo totaliza el volumen a lo largo del tiempo, y no reporta el caudal

instantáneo. Por esta razón, se ha hecho una aproximación. Los operadores de Dos Pinos anotan el

volumen acumulado de agua de reposición 3 veces al día en los distintos turnos. No existe mayor

variación entre turnos, la tendencia es que usualmente se inyectan de 6 a 8 metros cúbicos de

agua en cada uno. Esto da unos 20 m3 de agua de reposición inyectados por día, lo cual es un plazo

de 24 horas. Se ha utilizado el valor promedio de caudal de agua de reposición correspondiente,

que equivale a 0,833 m3/h.

No existe medición de flujo en la tubería de reposición de agua helada, sin embargo, dado que se

conoce el caudal de agua helada de suministro, y el caudal de agua de reposición, el caudal de

agua de retorno estará dado por la diferencia de estos dos.

Utilizando toda la información de las distintas variables para el período entre el 13 y el 20 de

agosto de 2015, se procedió a calcular la demanda térmica instantánea para cada muestreo.

Propuesta Trabajo Final de Graduaciónrepositorio.sibdi.ucr.ac.cr:8080/jspui/bitstream/... · 2020....

Documents

Transcript of Propuesta Trabajo Final de Graduaciónrepositorio.sibdi.ucr.ac.cr:8080/jspui/bitstream/... · 2020....