32nd Annual Meeting
International Institute of Ammonia Refrigeration
March 14–17, 2010
2010 Industrial Refrigeration Conference & Exhibition
Manchester Grand Hyatt
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2010 Industrial Refrigeration Conference & Exhibition Manchester Grand Hyatt
Resumen
En sistemas de refrigeración cuando se requieren alcanzar temperaturas de trabajo para congelación de productos (–40°C) o de conservación de productos (–18°C) la tendencia común es utilizar sistemas de compresión en doble etapa. Esto tiene como origen el uso de compresores tipo reciprocantes que tienen relaciones de compresión máximas de 8:1 en amoníaco. Debido a las altas relaciones de compresión que manejan los compresores de tornillo, se puede realizar este trabajo con una sola etapa de compresión. En sistemas actuales se ha visto la tendencia de utilizar un compresor de tornillo de primera etapa o booster y otro de segunda esta o alta etapa, pudiéndose simplificar el sistema con un solo compresor pero con la ventaja de utilizar el puerto lateral o economizador del equipo, logrando consumos eléctricos iguales o menores que los de los sistemas con doble etapa de compresión.
Este trabajo analizará desde el punto de vista energético, costos iniciales y de operación un sistema de compresión de doble contra etapa sencilla con economizador, tipo tanque flash.
Doble etapa de compresión contra entapa sencilla
de compresión con economizador tipo tanque
flash en compresores de tornillo
Víctor de la Fuente García Refrigeración, Equipos y Controles S.A.
México, D.F. México
Introducción.
La refrigeración mecánica inició más de 150 años, cuando la primera planta de refrigeración utilizando compresores reciprocantes fue realizada. No fue hasta años después, alrededor de 1865, que la primera planta de refrigeración de manera comercial fue realizada. Los primeros compresores reciprocantes eran muy pesados, con cilindros sencillos y con poleas muy grandes trabajando a velocidades de 100 RPM.
La tecnología de los compresores reciprocantes se fue perfeccionando, sobretodo en el mejoramiento de las válvulas de succión y descarga, alcanzo en 1920 velocidades de 200 a 400 RPM, en los años 40 se alcanzó velocidades de operación de hasta 1,200 RPM.
Los compresores reciprocantes presentan relaciones de compresión máximas de 8 a 1, es decir, si se establece una temperatura de condensación de 85°F (29.4°C), equivalente a una presión de condensación de 166.4 PSIA (11.7 kg/cm2), la máxima presión de succión a la que podrá trabajar el compresor será de 166.4 I 8 = 20.8 PSIA (1.46 kg/cm2), equivalente a una temperatura de evaporación de –15.11°F
(–26.17°C), logrando temperaturas en un cuarto refrigerado de –5.11°F (–20.6°C) considerando una diferencial de temperatura entre el refrigerante y el aire de 10°F (5.55°C) en el evaporador. Si se trata de compresores verticales a velocidades lentas (de 300 a 400 RPM) se puede alcanzar relaciones de compresión máximas de 11 a 1. Otro punto importante que limita la operación de los compresores reciprocantes es el comportamiento que se observa en el amoníaco durante la compresión. Cuando el amoníaco es comprimido y su presión aumenta, debido a su baja capacidad de calor, experimenta un incremento en su temperatura, en los compresores reciprocantes se puede alcanzar temperaturas de hasta 250°F (121°C), esto degrada de manera más rápida el aceite mineral al igual que deteriora los materiales internos de los compresores.
Debido a estos limitantes físicos del compresor reciprocante (sobretodo las válvulas de descarga en el compresor) y al sobrecalentamiento del amoníaco presenta, se visualizó e implementó los sistemas y equipos de refrigeración con diferentes etapas de compresión. Con la introducción en los años 1950 del compresor de paletas rotativo utilizado como compresor de 1era etapa o booster, representó un avance significativo en las capacidades de refrigeración.
Con el desarrollo de los compresores de tornillo con inyección de aceite, alrededor de 1970, se solucionaron las limitantes de los compresores reciprocantes: bajas relaciones de compresión y sobrecalentamiento del gas. El compresor de tornillo en una máquina de desplazamiento positivo, se pueden alcanzar relaciones de compresión de hasta 20 a 1; si tenemos una temperatura de condensación de 85°C (equivalente a 166.4 PSIA) la máxima presión que podríamos succionar sería de 8.32 PSIA, equivalente a –47.35°F (–44.16°C).
El compresor de tornillo soluciona la limitante de los compresores reciprocantes para trabajar por debajo de los –15°F (–26°C) de temperatura de evaporación en una sola etapa de compresión. Sin embargo no es la solución más económica desde el punto de vista de operación, ya que presenta un mayor consumo eléctrico en comparación con otras configuraciones de sistemas.
Este papel técnico se centrará en compara los sistemas de refrigeración utilizando una sola etapa de compresión con un economizador tipo tanque flash en
comparación de sistemas de refrigeración con doble etapa de compresión con un sub-enfriador intermedio.
¿Qué es un compresor de tornillo?
Los compresores de tornillo se pueden describir como un equipo de desplazamiento positivo para reducción de volumen. Existen principalmente dos tipos de
compresores de tornillo: compresores de doble tornillo y compresores de tornillo sencillo.
El compresor de doble tornillo se compone de dos tornillos con dos rotores, una hembra y uno macho, montados sobre rodamientos para fijarlos en una posición fija en un armazón que sostiene los tornillos con tolerancias muy precisas, interceptándose los pasos cilíndricos de los tornillos (Pillips). Generalmente el tornillo macho presenta de cuatro a cinco lóbulos para impulsar el tornillo hembra con seis a siete lóbulos respectivamente. Se inyecta aceite para lubricar rodamientos, retirar el calor de compresión del gas y realizar el sello entre los tornillos para realizar la compresión, el flujo de inyección de aceite de los compresores es de 10 a 20
galones por minuto por cada 100 H.P. de potencia (Pillips) Se muestra un compresor de doble tornillo para refrigeración típico en la figura no. 1.
Este tipo de compresores presentan un puerto principal de succión y uno de descarga, liberándose la totalidad del gas succionado en el puerto de descarga de manera radial, localizado del lado opuesto inferior al puerto de succión. Todo el gas que es succionado en el compresor de tornillo es descargado, a comparación de los compresores reciprocantes, donde queda una pequeña porción del gas que no es posible descargar, debido a la configuración de las válvulas del equipo.
El otro tipo de compresor de tornillo es del tipo tornillo sencillo, el cual consiste en un tornillo central helicoidal pero que presenta de manera opuesta dos rotores de manera diametral en relación al tornillo. Este tipo de compresor presenta un puerto de succión principal, más sin embargo la compresión y la descarga se realiza de manera opuesta y simétrica entre el tornillo y cada uno de los rotores o estrellas, presentando internamente dos puertos de descarga. De esta manera las fuerzas que se ejercen sobre el equipo debido a la compresión del gas se mantienen en equilibrio. Se muestra un compresor de tornillo sencillo en la figura No. 2.
Ambos tipos de tecnología pueden presentar un puerto de descarga o dos puertos de relación, en los tornillos sencillos, de compresión fija o variable, que determina la relación de compresión que se utilizará en el sistema de refrigeración. El puerto de descarga es una característica fundamental de diseño de todos los compresores de tornillo (Pillis), ya que establece la relación de compresión de volúmenes del equipo. La comparación del volumen del gas atrapado en la succión comparado con el volumen del gas atrapado en los espacios inter lobulares del tornillo antes de la descarga del gas nos establece la relación de reducción de volumen de un compresor. Esta relación denominada “Vi” determina la relación de compresión del compresor, teniendo una correspondencia aproximada de:
Vi = Vs Vd Pi = Vi · k donde:
Vs: volumen del compresor en la succión cuando se encuentra cerrado Vd: volumen del compresor en la descarga
Vi: relación de volumen del compresor Pi: relación de presiones
k: relación de calor específico del gas que se va a comprimir (para amoníaco k=1.25) La relación de volumen de un compresor de tornillo es importante, ya que nos evita la sobre-compresión o la sub-compresión del gas, esto se refleja en un gasto de energía innecesario. La sobre compresión del gas tiene a lugar cuando el la relación de volumen del compresor es más alta que las condiciones de descarga del sistema, provocando que el gas aumente su presión y se expanda hacia fuera de la línea de descarga. La baja compresión del gas tiene lugar cuando el puerto de descarga abre a un nivel de presión inferior al de la descarga del sistema, provocando que el gas del sistema entre al compresor, aumentando la presión en el espacio inter lobular del compresor. En lugar de ir comprimiendo de manera gradual el gas, el compresor debe
sobrellevar esta presión para poder descargar a nivel de descarga. Ambas situaciones no es un limitante para la operación de los compresores de tornillo, sin embargo el equipo consume mayor potencia eléctrica. Los compresores con relación de volumen variable tratan de evitar la sobre-compresión o la sub-compresión del gas, logrando que la presión de descarga del compresor sea igual a la presión de condensación del sistema de refrigeración.
El control de capacidad más utilizado para los compresores de tornillo es por medio de válvulas deslizante. La válvula deslizante da un control de capacidad sin pasos de control, manejando el desplazamiento volumétrico del compresor entre un 10% y 100%. Este tipo de válvula trabaja abriendo un pasaje de recirculación entre el tornillo y la carcasa, realizando un bypass permitiendo que una parte del gas atrapada en el espacio inter-lobular de los tornillos sea recirculado de regreso hacia la succión. Este método ofrece buena eficiencia en cargas parciales (Pillis), ya que el gas que regresa a la succión tiene que vencer una caída de presión pequeña y no se encontraba en el proceso de compresión antes de la apertura la válvula y mientras se mueve la válvula deslizante, el puerto de descarga radial también se ajusta para el caso de los compresores con relación de volumen variable, manteniendo aproximadamente la misma relación de compresión. Se muestra en la figura no. 3. Existen en el mercado compresores de doble tornillo en donde la relación de volumen es controlada por la forma de la válvula deslizante, se muestra un ejemplo en la figura no. 4
Para el caso particular de los compresores de tornillo sencillo, existen equipos con un movimiento independiente y paralelo de la válvula deslizante y de la válvula de relación de compresión, por lo que es posible tener mejor desempeño en cargas parciales en comparación con los compresores de doble tornillo. Se muestra esta característica en la figura no. 5.
Puerto lateral o economizador del compresor.
El puerto lateral, puerto economizador o puerto de sobrealimentación de los compresores de tornillo se encuentra presente en la mayoría de los fabricantes de estos equipos.
Debido a que la presión en un compresor de tornillo se incrementa de manera gradual a lo largo de la longitud del rotor, es posible localizar puertos en la carcasa del compresor en cualquier presión entre la presión de succión y la presión de descarga del equipo.
La adición del gas en el puerto lateral no incrementa de manera significante las perdidas inherentes en los compresores de tornillo (fricción en baleros, fricción entre los tornillo y la carcasa, fugas de aceite entre los lóbulos del tornillo, etc), por lo que se puede considerar que su desempeño es similar a un compresor sin fricción (Pillies).
La capacidad de succión en el puerto lateral depende del compresor. Existen dos tendencias de configuración de puertos laterales en los compresores de tornillo: Variante No. 1, Arreglo en la Carcasa (fijo) y Variante No. 2, Arreglo en la Válvula deslizante (movible). Ambas variantes se muestran en la figura No.6
La Variante No. 1, Arreglo en la carcasa, el proceso de sobrealimentación de gas inicia desde el inicio de compresión del gas cuando se tiene un máximo volumen inter lobular disponible, equipo al 100% de capacidad. (Mosemann y Zaytsev). La gráfica No. 1 muestra el proceso de compresión de los compresor de tornillo con la variante No. 1 con respecto al ángulo de rotación del equipo. La Variante No. 2, Arreglo en la Válvula deslizante, depende que el lóbulo del espacio inter lobular donde va a succionar el gas haya pasado la orilla o el límite de succión de la válvula deslizante, permitiendo así que este espacio sea sellado de nueva cuenta en relación con la posición del puerto economizador de la válvula deslizante (Mosemann y
Zaytsev). La gráfica No. 2 muestra el proceso de compresión de un compresor de tornillo con la variante No. 2.
El comportamiento de la Variante No. 1 en cargas parciales no existe un efecto economizador ya que todo el gas succionado en el puerto se expande hacia la succión principal del compresor, ya que la válvula deslizante abre el espacio de los lóbulos del compresor después de la posición fija del puerto lateral. La Variante No. 2 en cargas parciales tiene la ventaja cuando el compresor se encuentra entre el 100% hasta 40% de capacidad del equipo. En cargas de refrigeración menores se tiene el límite de la igualación de presiones de descarga hacia el puerto lateral, es por esto que la Variante No. 2 no es utilizada en compresores de gran tamaño. Se muestra una ilustración en la figura No. 7 del comportamiento de las dos variantes de puerto laterales en cargas parciales.
De manera general, la presión presente en el puerto lateral está dada por la siguiente expresión (Stegmann):
Pport = Psucc · Viport · k Viport = Vs
Vport donde:
Pport: presión absoluta en el puerto lateral Psucc: presión absoluta en succión compresor Viport: relación de volumen del puerto lateral
Vport: volumen de la cavidad del puerto cuando se encuentra abierto
Con esta relación, dado un compresor de tornillo, se puede ver que la presión del puerto lateral depende de la presión que estemos operando la succión y del refrigerante utilizando.
La presión presente en el puerto lateral normalmente es de alrededor de 1.4 a 2.5 veces la presión absoluta de succión del compresor en la mayoría de los compresores de tornillo industriales disponibles (Stegmann). Para la Variante No. 2 algunos
fabricantes colocan el puerto lateral para obtener una presión intermedia con una relación igual a Pport = Psucc · Pdesc (Chiu), donde Pport es la presión absoluta en
el puerto lateral, Psucc: presión absoluta en succión del compresor y Pdesc: presión absoluta en descarga del compresor.
Estas características del puerto lateral son aplicables para ambas tecnologías de compresores de tornillo: tornillos dobles y tornillos sencillo; con la diferencia que para el tornillo sencillo se requiere unir los dos puertos laterales para mantener de manera balanceada la compresión en estos equipos. La figura No.8 muestra la configuración de los puertos laterales de un compresor de tornillo sencillo.
Tipos de Economizadores
El economizador es el equipo encargado de sub enfriar el refrigerante líquido, desde una temperatura de condensación hasta una temperatura intermedia. Esto se realiza evaporado parte del líquido provocando flash gas, el cual es succionado a través del puerto lateral. Existen principalmente tres tipos de economizadores utilizados. Economizador tipo tanque flash
Este consiste en un tanque a presión, en el cual es controlado cierto nivel de refrigerante líquido. Se conecta el puerto lateral del compresor en este tanque, provocando una expansión del refrigerante líquido y una reducción en su
temperatura para ser utilizado en evaporadores y/o en paquetes de recirculación por medio de bombas. El flash gas, generado por la expansión del refrigerante líquido, es succionado a través del puerto lateral del compresor.
La principal ventaja de este tipo de economizador es que es posible alcanzar temperaturas del refrigerante correspondientes a la temperatura de evaporación del refrigerante correspondiente a la presión de operación del puerto lateral. La desventaja del tanque flash la presión debe estar limitada y debe ser mayor a la presión del puerto principal de succión del compresor. Ya que en caso de ser iguales, no existe un diferencial de presión entre el tanque flash y la succión en los evaporadores para que el refrigerante líquido pueda ser desplazado por diferencial de presiones. Para evitar esto se recomienda el uso de una válvula reguladora de presión entre la salida de gas del economizador y el puerto lateral del compresor, al igual que un interruptor por alto nivel de líquido para protección del equipo.
Economizador tipo casco y serpentín
El economizador tipo casco y serpentín consiste en un tanque o recipiente a presión, en el cual el nivel de líquido es controlado para mantener inundado un serpentín, en el cual circula refrigerante líquido a presión de condensación.
En este caso el líquido que circula dentro del serpentín es enfriado de manera sensible, manteniendo la presión de condensación del sistema, por lo que no existe limitante en la presión de operación de este tipo de economizador. Sin embargo, la temperatura del refrigerante sub-enfriado no podrá ser igual a la temperatura de evaporación de líquido en el lado del tanque, por lo menos debe existir una diferencia de 10°F. Con esto este tipo de economizador es 3% menos eficiente que el tanque flash (Stegmann).
No se requiere de la utilización de una válvula reguladora para controlar la presión en este tipo de economizadores, más es necesario el interruptor de alto nivel de líquido para protección
Economizador tipo intercambiador de expansión directa
Este tipo de economizadores consiste en un intercambiador de calor, que puede ser de casco y tubos o placas compactas, en el cual parte del refrigerante líquido se expande a través de una válvula de expansión termostática o electrónica. Por el lado del casco o de un circuito del intercambiador circula refrigerante líquido a alta presión, por el lado de los tubos o del otro circuito del intercambiador, circula líquido sub-enfriado, el cual a través del control de la válvula de expansión el inyectado con el fin de enfriar al refrigerante líquido de alta presión.
La ventaja de este tipo de economizadores es que son compactos y pueden ser montados directamente en el paquete de compresión. Con ayuda de válvulas de expansión electrónicas, es posible tener temperaturas de sobrecalentamiento de 0.5°C, por lo que la eficiencia de este tipo de sub enfriadores se acerca a los economizadores tipo tanque flash. La desventaja principal es que la protección hacia el compresor depende exclusivamente del control y de las válvulas de expansión termostática o electrónica, por lo que la operación de estos economizadores debe ser vigilada de manera más rigurosa.
El uso de economizadores incrementa la capacidad de los compresores, debido a que existe mayor efecto refrigerante en los evaporadores para el mismo flujo másico debido al aumento en la diferencial de entalpía (Stegmann). El factor de incremento con economizador, FE, indica el aumento de capacidad, se define como la relación
entre el efecto de refrigeración economizado entre el efecto de refrigeración original; este factor se determina de acuerdo a la figura No. 9, donde el factor es igual a la división entre el efecto de refrigeración con economizador entre el efecto de refrigeración sin economizador.
Stegmann (1994) presenta las siguientes tablas, donde indica el incremento de capacidad de los compresores al utilizar economizadores tipo tanque flash a diferentes temperaturas de succión. También se muestra el factor FE(HP),
correspondiente al incremento teórico de potencia requerido para comprimir el flash gas desde el puerto lateral hacia la presión de descarga, este valor se puede obtener de manera teórica o a través de la información del fabricante de los compresores.
Factor de incremento FE a diferentes temperatura de
evaporación, condensación a 95°F Temperatura succión °F (°C) FE –40 (–40) 1.21 –20 (–28.8) 1.16 0 (–17.7) 1.11 20 (–6.67) 1.07 40 (4.44) 1.02
Factor de incremento FE (HP) a diferentes temperatura de evaporación, condensación a 95°F Temperatura succión °F (°C) FE –40 (–40) 1.06 –20 (–28.8) 1.06 0 (–17.7) 1.05 20 (–6.67) 1.04 40 (4.44) 1.01
Consumo de potencia de compresores a diferentes presiones de succión, condensación a 95°F, con economizador tipo tanque flash.
Temperatura succión °F (°C) BHP/Ton con economizador BHP/Ton sin economizador Diferencia (%) –40 (–40) 3.04 3.47 14.15 –20 (–28.8) 2.06 2.26 9.71 0 (–17.7) 1.49 1.58 6.04 20 (–6.67) 1.07 1.10 2.80 40 (4.44) 0.74 0.74 0.0
De acuerdo con estas tablas, la aplicación práctica de los economizadores se ve reflejada cuando en una etapa de compresión sencilla se tienen condiciones de evaporación de 0°F (–17.7°C) o menores, sin embargo se refleja un ahorro marginal hasta los 40°F (4.44°C) donde a partir de aquí ya no es conveniente el uso de algún economizador.
Sistemas de doble etapa de compresión
Los sistemas de doble etapa de compresión consisten en dos compresores, uno de primera etapa o booster y otro de alta etapa.
El término doble etapa de compresión también implica la expansión del refrigerante líquido en dos partes. La primera expansión se realiza en una etapa intermedia, donde se inyecta refrigerante líquido a presión de condensación y es expandido, reduciendo su temperatura y generando flash gas. En el intercooler o tanque de presión intermedia se mantiene cierto nivel de líquido, donde el booster descarga. La función del intercooler es retirar el sobrecalentamiento del gas por contacto directo con refrigerante líquido. En algunos sistemas, el intercooler se utiliza como acumulador de succión para areas a temperaturas intermedias. La segunda expansión se realiza en el evaporador, donde es inyectado el líquido del intercooler, expandiéndose el líquido a la temperatura de succión del compresor de primera etapa. También se puede utilizar el líquido contenido en el intercooler para control de nivel en recirculadores de líquido por medio de bomba mecánica.
En cada etapa de expansión de líquido, se requiere de un compresor. El booster succiona de los evaporadores y descarga en el intercooler, mientras que el
compresor de alta etapa succiona del intercooler y descarga hacia los condensadores evaporativos, donde el calor retirado de las zonas refrigeradas más la energía
de compresión es rechazado hacia el medio ambiente, para ser condensado el refrigerante líquido e iniciar el ciclo nuevamente.
Existen sistemas de doble etapa de compresión, donde el compresor de primera etapa o booster descarga directamente hacia la succión del compresor de segunda etapa sin retirar el sobrecalentamiento de gas de descarga. El compresor de segunda etapa recibe el gas con 90°F (50°C) de sobrecalentamiento. Debido a que los compresores de tornillo son enfriados por medio de la inyección de aceite, el compresor de alta etapa puede trabajar con estas condiciones de sobre calentamiento en la succión sin exceder el límite de temperatura de descarga 194°F (90°C). La Figura No. 10 muestra la configuración de este tipo de equipos.
También existen compresores tipo compound de tornillo. Este tipo de compresores se desarrollaron para ofrecer compresión en dos etapas utilizando un solo motor, ahorrando espacio y costos iniciales. Se puede agregar una carga intermedia entre la conexión del compresor booster y el compresor de alta etapa. El diámetro de los motores, largo y el puerto de salida de descarga se encuentran calculados para obtener un desempeño optimo de acuerdo a la capacidad requerida. Se muestra un compresor tipo compound en la figura No. 11.
En los sistemas de etapas múltiples de compresión, los compresores involucrados deben trabajar de manera coordinada, sobretodo cuando se trabaja el equipo en cargas parciales. Al disminuir su capacidad el booster, el flujo másico de refrigerante que se inyecta hacia el intercooler baja, por lo que el compresor de alta etapa debe igual reducir su capacidad, un compresor de alta etapa demasiado grande reduce la presión intermedia del sistema, un compresor de alta etapa de capacidad pequeña, provoca un aumento en la presión intermedia, por lo que un punto importante en el diseño de sistemas de doble etapa es la selección adecuada del compresor de alta etapa para que obtenga el máximo COP a carga máxima (Mosemann y Zaytsev). La presión intermedia a la que debe trabajar los sistemas de doble etapa de compresión debe ser la óptima, con el objetivo de minimizar el consumo total de potencia del sistema (Jekel y Reindl). Una aproximación utilizada frecuentemente es la siguiente:
Popt,int = Psuc,abs · Pdesc,abs
donde:
Popt,int: presión intermedia optima
Psuc,abs:presión succión absoluta
Pdesc,abs: presión descarga o condensación absoluta.
Si el puerto lateral de los compresores de tornillo en etapa sencilla de compresión logra trabajar cercano a esta presión optima, es posible que las eficiencias se acerquen a los sistemas de doble etapa de compresión (Jekel y Reindl). Jekey y Reindl (2008) muestran la relación entre la presión intermedia y el consumo de HP / T.R. del sistema en la gráfica no. 3, donde se indica que es posible trabajar con presiones intermedias mayores, entre 27 y 50 psig, estando dentro del 2% de la presión optima intermedia.
Los compresores en un sistema de doble compresión presentan menos esfuerzos, ya que la diferencia de presión entre la succión y descarga, en cada etapa de compresión, son menores a comparación de un sistema de compresión en etapa sencilla. Las fuerzas que se ejercen sobre rodamientos o baleros son menores para el caso de compresores de doble tornillo. Esto no aplica para compresores de tornillo sencillo.
Consideraciones para seleccionar el sistema adecuado
Se deben tomar en cuenta los siguientes puntos para seleccionar un sistema en una sola etapa de compresión o un sistema de doble etapa de compresión (Zion).
• Tipo de carga térmica: se debe conocer el proceso o el sistema para el cual el sistema de refrigeración da servicio. Para almacenes refrigerados o frigoríficos, la carga térmica es relativamente constante y si existe alguna falla en algún equipo, el almacén por efecto de inercia puede permanecer uno o dos días; para plantas de
proceso, si existiera una falla en el sistema de refrigeración, puede para producción y provocar pérdidas económicas y del producto, aquí se requiere un respaldo. • Costo inicial del sistema: este puede variar dependiendo del sistema seleccionado
y depende sobretodo de la aplicación específica que dará servicio el equipo • Costos de operación: aquí se involucra tanto el consumo de energía eléctrica,
como el servicio a los equipos de compresión. Generalmente los sistemas de doble etapa de compresión tienen costos de mantenimiento mayores.
• Flexibilidad en la operación: los sistemas de compresión de doble etapa son menos flexibles que los sistemas de etapa sencilla. Habitualmente, el compresor booster únicamente se puede utilizar como compresor de etapa sencilla. Para que un sistema de doble etapa sea flexible, se debe instalar un compresor swing que pueda ser utilizado como booster o como compresor de alta etapa.
Zion, Jekel y Reindl, recomiendan que se debe considerar sistemas de doble etapa de compresión si la temperatura de evaporación a considerar es menor a –25°F
(–31.6°C) y sistemas menores de 200 T.R. hasta temperatura de evaporación de –40°F (–40°C). Siempre se debe analizar los sistemas para poder ofrecer el mejor sistema más eficiente.
Ejemplo práctico
Se utiliza el siguiente ejemplo para comparar cual es el sistema más adecuado: doble etapa de compresión o etapa sencilla de compresión. Este ejemplo solo es aplicable para amoníaco, cuyos resultados pueden variar si se utiliza otro tipo de refrigerantes. Proyecto: Almacén refrigerado o Frigorífico.
Requerimientos: UN (1) andén de despacho, superficie de 11,550ft2 (1,073m2), volumen de 227,335ft3 (6,438m3), temperatura de operación de 35.6°F (2°C). Carga térmica calculada de 26.8 T.R. (94 kW)
UNA (1) área de trabajo, superficie de 2,584ft2 (240m2), volumen de 59,328ft3 (1,680m3), temperatura de operación de 35.6°F (2°C). Carga térmica calculada de 9.2 T.R. (32.3 kW)
UN (1) Almacén de congelados, superficie de 28,029ft2 (2,604m2), volumen de 2, 574,863ft3 (72,912m3), temperatura de operación de -4°F (-20°C). Carga térmica calculada de 165 T.R. (580 kW) UN (1) Despacho de congelados, superficie de 1,615ft2 (150m2), volumen de 31,783ft3 (900m3), temperatura de operación de -4°F (-20°C). Carga térmica calculada de 8 T.R. (28 kW)
TRES (3) túneles de congelación, superficie de 885ft2 (82.2m2), volumen de 11,696ft3 (331.2m3), capacidad de 20 toneladas de productos cárnicos, temperatura de entrada del producto a 32°F (0°C), temperatura de operación de -31°F (-35°C), tiempo de congelación de 15 horas. Carga térmica calculada total de 96 T.R. (337 kW)
Condiciones de diseño:
Temperatura promedio anual: 85.6°F (29.82°C) Temperatura promedio máxima anual: 89.2°F (31.8°C) Temperatura promedio mínima anual: 70.5°F (21.41°C) Temperatura máxima registrada: 93.2°F (35.1°C) Temperatura menor registrada: 62.6°F (17°C) Humedad relativa promedio anual: 70.6%
Temperatura de bulbo húmedo: 89.3°F (31.8°C) Sistema de refrigeración
Refrigerante: R-717 (amoníaco)
Tipo de alimentación: recirculador por bombas
Tasa de alimentación: 3 a 1
Tipo de deshielo: por medio de gas caliente.
Para este almacén frigorífico, se tienen tres niveles de temperatura: para los túneles de congelación tipo ráfaga una temperatura de evaporación de –40°F (–40°C), para el almacén de producto refrigerado y despacho congelados una temperatura de
evaporación de –20°F (–28.8°C) y para el área de trabajo y el andén de despacho una temperatura de evaporación de 18°F (–7.7°C).
Se proponen dos sistemas de refrigeración: uno con doble etapa de compresión, descargando en un intercooler a 18°F (–7.7°C) de temperatura de evaporación. Se requerirá de DOS (2) compresores booster para los túneles de congelación y para el alamacén de producto congelado y áreas de despacho de producto; DOS (2) compresores en alta etapa, uno trabajando y el otro como compresor de respaldo, que se podrá utilizar tanto como booster como compresor de alta etapa.
El aceite de los compresores será enfriado por medio de enfriadores externos utilizando el principio de termosifón, se utilizará un tanque recibidor/termosifón para este objetivo; por cada sistema se utilizará el refrigerante líquido del sistema con una temperatura inmediata superior para propósitos de control de nivel de los recirculadores. Por ende el recirculador trabajando a 18°F (–7.7°C) alimentará el líquido al recirculador trabajando a –20°F y este alimentara al tanque trabajando a –40°F.
El otro sistema consiste en compresores trabajando en etapa sencilla de compresión utilizando el puerto lateral, tanto para un economizador como para la carga lateral. En este sistema se utilizará un tanque piloto, que hará las funciones de termosifón para el enfriamiento de aceite de los compresores, se utilizará un recipiente a presión constante para el almacenamiento del refrigerante líquido, el cual estará trabajando a una temperatura de evaporación de 32°F (0°C), limitada a través de
una válvula reguladora. Este recipiente de líquido es el economizador del sistema, por lo que el gas flash que se esté generando es succionado hacia los puertos laterales de los compresores de tornillo. De este recipiente de presión constante se distribuye directamente hacia el recirculador de alta temperatura o intercooler que está trabajando a una temperatura de evaporación de 18°F (–7.7°C). De este recirculador se suministra líquido de repuesto hacia el recirculador trabajando a una temperatura de –20°F (–28.8°C). Los puertos laterales de los compresores darán servicio a el sistema de refrigeración de alta temperatura, 18°F (–7.7°C), por lo que no se requerirá un compresor para absorber esta carga, los puertos se utilizarán para dar servicio al economizar o al tanque de presión constante y a la carga
térmica de 18°F (–7.7°C), para esto se selecciona el compresor con un puerto lateral sobredimensionado de 3”ø (75mmø).
Una ventaja importante de utilizar un recipiente de presión constante es que en caso de exista un sobre nivel en algún recirculador, ya sea el de ultra baja temperatura (–40°F) o el de baja temperatura (–20°F), el excedente del refrigerante se puede bombear hacia el recirculador de alta temperatura (18°F) y de ahí por medio de las mismas bombas del recirculador de alta temperatura (18°F) hacia el recipiente de presión constante, evitando paros del sistema por alto nivel de líquido sobre todo cuando se presentan deshielos en los evaporadores.
Para la comparación de los sistemas propuestos nos enfocamos primordialmente en el consumo eléctrico de los equipos de compresión. Se está utilizando compresores tipo tornillo sencillo con el sistema de válvulas de capacidad y de relación de compresión trabajando de manera independiente y paralela, se utilizará el programa de selección del fabricante para determinar el comportamiento y capacidades de los equipos. Se muestra la siguiente tabla los requerimientos mínimos de carga térmica que deben satisfacer los compresores para las diferentes temperaturas de evaporación utilizadas en el sistema.
Carga a –40°F (–40°C) Carga a –20°F (–28.8°C) Carga a 18°F (–7.7°C) Toneladas Refrigeración (kW) 96 (337.3) 173 (607.9) 36 (126.5) A continuación se exponen una seria de tablas respecto al comportamiento de cada sistema propuesto: doble etapa de compresión y etapa sencilla de compresión. En ambos casos si la capacidad del compresor seleccionado es mayor, se calcula la capacidad a la que debe estar trabajando el compresor para poder realizar una comparación equitativa entre los dos sistemas analizados. Se considera una frecuencia de suministro eléctrico de 60Hz, por lo que los compresores se encuentran trabajando a una velocidad de 3,550 RPM con motores trifásicos asíncronos.
Sistema de refrigeración doble etapa de compresión
Compresor Booster-Ultra baja temperaturaTemperatura evaporación –40°F (–40°C)
Presión evaporación 10.4 psia (0.73 kg/cm2 abs)
Compresor VSS-1051
Desplazamiento teórico 1,085 CFM (1,843.4 m3/hr)
100% capacidad % capacidad a la demanda Capacidad frigorífica 113 T.R.(397.1 kW) 96 T.R. (337 kW) @ 84.9% Consumo de potencia 131.5 BHP (98.1 kW) 115.1 BHP (85.9 kW)
Calor rechazado 1,691.1 MBH (495.2 kW) 1,444.8 MBH (423.1 kW) Presión de descarga 46.2 psia (3.25 kg/cm2 abs)
Temperatura de descarga 148.1 °F (64.5°C) 146.6°F (63.7°C)
COP 4.048 3.923
Compresor Booster-Baja temperatura
Temperatura evaporación –20°F (–28.8°C)
Presión evaporación 18.4 psia (1.29 kg/cm2 abs)
Compresor VSS-1051 Desplazamiento teórico 1,085 CFM (1,843.4 m3/hr) 100% capacidad % a la demanda Capacidad frigorífica 189.8 T.R.(666.9 kW) 173 T.R. (608 kW) @ 91.1% Consumo de potencia 144.7 BHP (107.9 kW) 133.8 BHP (99.8 kW) Calor rechazado 2,645.9 MBH (774.7 kW) 2,416.3 MBH (707.5 kW) Presión de descarga 46.2 psia (3.25 kg/cm2 abs)
Temperatura de descarga 140 °F (60°C) 139.8°F (59.8°C)
Compresor Alta etapa-Alta temperatura
Temperatura evaporación 18°F (–7.7°C)
Presión evaporación 46.2 psia (3.25 kg/cm2 abs)
100% capacidad % a la demanda
Carga sistema de –40°F 140.9 T.R. (495.2 kW) 120.4 (423.1 kW) Carga sistema de –20°F 220.5 T.R. (774.7 kW) 201.3 T.R. (707.5 kW)
Carga de áreas refrigeradas 36 T.R. (126.5 kW)
Carga térmica total a 18°F 397.4 T.R. (1,396.3 kW) 357.7 T.R. (1,256.8 kW)
Compresor VSS-1201 Desplazamiento teórico 1,210 CFM (2,055.8 m3/hr) 100% capacidad % a la demanda Capacidad frigorífica 442.3 T.R.(1,554.1 kW) 357.7 T.R (1,256.5 kW) @ 80.9% Consumo de potencia 497.3 BHP (371 kW) 407.3 BHP (303.8 kW) Calor rechazado 6,573 MBH (1,924.6 kW) 5,330.9 MBH (1,560.9 kW) Presión de descarga 198.1 psia (13.9 kg/cm2 abs)
Temperatura de descarga 187.3°F (86.3°C) 181.2°F (82.9°C)
Sistema de refrigeración etapa sencilla compresión con economizador
Compresor No. 1- Ultra baja temperaturaTemperatura evaporación –40°F (–40°C)
Presión evaporación 10.4 psia (0.73 kg/cm2 abs)
Compresor VSS-1201
Desplazamiento teórico 1,210 CFM (2,055.8 m3/hr)
100% capacidad % capacidad a la demanda Capacidad frigorífica 105.8 T.R.(371.7 kW) 96 T.R. (337 kW) @ 90.8% Consumo de potencia 293.5 BHP (219 kW) 270.5 BHP (201.8 kW)
Calor rechazado 2,016.2 MBH (589.8 kW) 2,000 MBH (585 kW) Presión de descarga 198.1 psia (13.9 kg/cm2 abs)
Temperatura de descarga 186.3°F (85.7°C) 182.6°F (83.6°C)
COP 1.698 1.670
Compresor No. 2- Baja temperatura
Temperatura evaporación –20°F (–28.8°C)
Presión evaporación 18.4 psia (1.29 kg/cm2 abs)
Temperatura economizador 32°F (0°C)
Presión economizador 62.4 psia (4.39 kg/cm2 abs)
Carga sistema de –20°F 173 T.R. (607.2 kW) Carga sistema de 18°F 36 T.R. (126.4 kW) Compresor VSS-1201 Desplazamiento teórico 1,210 CFM (1,843.4 m3/hr) 100% capacidad % a la demanda Capacidad frigorífica 187.5 T.R.(658.8 kW) 173 T.R (607.2 kW) @ 92.3% Consumo de potencia 427.2 BHP (318.7 kW) 401.2 BHP (299.3 kW) Calor rechazado 3,796.6 MBH (1,111.7 kW) 3,528.9 MBH (1,033.3 kW) Presión de descarga 198.1 psia (13.9 kg/cm2 abs)
Los resultados a simple vista nos indican que el sistema de compresión con doble etapa es más eficiente, debido a que los COP son mayores en comparación el sistema de refrigeración con etapa sencilla de compresión.
La siguiente tabla refleja el total de caballos de potencia (kilowatts) consumidos por el sistema de refrigeración completo, expresando tanto el consumo máximo como el consumo de potencia que satisface la carga frigorífica demandada.
Tabla de consumos totales en compresores Doble etapa vs Etapa
sencilla con ECO
Consumo total máximo BHP (kW)
Consumo total a la demanda frigorífica BHP (kW)
Doble etapa 773.5 (577.03) 656.2 (489.5)
Etapa sencilla con ECO 720.7 (537.64) 671.7 (501.1)
Con esto podemos afirmar que para esta aplicación en particular, si los compresores se encuentran a su máxima capacidad, el sistema de etapa sencilla con economizador tiene un ahorro marginal de 7.326% de consumo de potencia, en cambio si nos vamos específicamente a cubrir la carga frigorífica requerida, en cargas parciales el sistema de refrigeración de doble etapa de compresión tiene un ahorro marginal del 2.362%, equivalente a 11.56 kW/hr (15.5 H.P).
Para hacer un comparativo uno a uno, separamos cada una de las etapas y se selecciona UN (1) compresor de alta etapa de menor capacidad. Es decir, por cada compresor tipo booster se utilizará un compresor de alta etapa. Con esto se puede contrastar cada nivel de temperatura. Nos enfocaremos en las etapas de baja temperatura. Se esta descartando en esta comparación la carga lateral de 36 T.R. a 18°F, tanto para los compresores de alta etapa de compresión y de etapa sencilla con economizador.
Sistema Ultra Baja temperatura doble etapa con compresor de alta
etapa individual
Compresor Booster-Ultra baja temperatura
Temperatura evaporación –40°F (–40°C)
Presión evaporación 10.4 psia (0.73 kg/cm2 abs)
Compresor VSS-1051
Desplazamiento teórico 1,085 CFM (1,843.4 m3/hr)
100% capacidad % capacidad a la demanda Capacidad frigorífica 113 T.R.(397.1 kW) 96 T.R. (337 kW) @ 84.9% Consumo de potencia 131.5 BHP (98.1 kW) 115.1 BHP (85.9 kW)
Calor rechazado 1,691.1 MBH (495.2 kW) 1,444.8 MBH (423.1 kW) Presión de descarga 46.2 psia (3.25 kg/cm2 abs)
Temperatura de descarga 148.1°F (64.5°C) 146.6°F (63.7°C)
COP 4.048 3.923
Compresor de Alta etapa Ultra Baja temperatura
Temperatura evaporación 18°F (-7.7°C)
Presión evaporación 46.2 psia (3.25 kg/cm2 abs)
Compresor VSM-401
Desplazamiento teórico 408 CFM (693.2 m3/hr)
100% capacidad % capacidad a la demanda Capacidad frigorífica 134.7 T.R.(473.3 kW) 96 T.R (337 kW) @ 71.3% Consumo de potencia 159.5 BHP (119 kW) 117.3 BHP (87.5 kW)
Calor rechazado 2,022.3 MBH (592.2 kW) 1,451.1 MBH (424.9 kW) Presión de descarga 198.1 psia (13.9 kg/cm2 abs)
Temperatura de descarga 176°F (80°C) 167.8°F (75.4°C)
Sistema Baja temperatura doble etapa con compresor de alta etapa
individual
Compresor Booster-Baja temperatura
Temperatura evaporación –20°F (–28.8°C)
Presión evaporación 18.4 psia (1.29 kg/cm2 abs)
Compresor VSS-1051 Desplazamiento teórico 1,085 CFM (1,843.4 m3/hr) 100% capacidad % a la demanda Capacidad frigorífica 189.8 T.R.(666.9 kW) 173 T.R. (608 kW) @ 91.1% Consumo de potencia 144.7 BHP (107.9 kW) 133.8 BHP (99.8 kW) Calor rechazado 2,645.9 MBH (774.7 kW) 2,416.3 MBH (707.5 kW) Presión de descarga 46.2 psia (3.25 kg/cm2 abs)
Temperatura de descarga 140°F (60°C) 139.8°F (59.8°C)
COP 6.209 6.092
Compresor de Alta etapa Baja temperatura
Temperatura evaporación –18°F (–7.7°C)
Presión evaporación 46.2 psia (3.25 kg/cm2 abs)
Compresor VSM-601
Desplazamiento teórico 590 CFM (1,002.4 m3/hr)
100% capacidad % capacidad a la demanda Capacidad frigorífica 211.3 T.R.(742.5 kW) 201.3 T.R (707.5 kW) @ 95.3% Consumo de potencia 235.3 BHP (175.5 kW) 224.9 BHP (167.8 kW)
Calor rechazado 3,134.1 MBH (916.7 kW) 2,989 MBH (875.2 kW) Presión de descarga 198.1 psia (13.9 kg/cm2 abs)
Temperatura de descarga 180.6°F (82.6°C) 179.3°F (81.8°C)
Compresor No. 2- Baja temperatura (sin carga lateral)
Temperatura evaporación –20°F (-28.8°C)
Presión evaporación 18.4 psia (1.29 kg/cm2 abs)
Temperatura economizador 32°F (0°C)
Presión economizador 62.4 psia (4.39 kg/cm2 abs)
Carga sistema de –20°F 173 T.R. (608 kW) Compresor VSS-1201 Desplazamiento teórico 1,210 CFM (1,843.4 m3/hr) 100% capacidad % a la demanda Capacidad frigorífica 187.5 T.R.(658.8 kW) 173 T.R (608 kW)@92.3% Consumo de potencia 387.7 BHP (289.2 kW) 361.92 BHP (270 kW) Calor rechazado 3,236.9 MBH (947.8 kW) 2,997 MBH (877.6 kW) Presión de descarga 198.1 psia (13.9 kg/cm2 abs)
Temperatura de descarga 190.6°F (88.1°C) 187.7°F (86.5°C)
COP 2.278 2.252
Comparación Doble etapa /compresor individual vs Etapa sencilla
con ECO Cubriendo Demanda Frigorífica
Ultra baja temperatura Baja temperatura
2 etapas 1 etapa ECO 2 etapas 1 etapa ECO
Consumo BHP kW) 232.4 (173.4) 270.5 (201.8) 358.7 (267.6) 361.92 (270)
COP 1.9435 1.670 2.272 2.252
Diferencia 16.377% 0.888%
Total (632.42-591.1)/(591.1) = 6.99%
Esto implica que para satisfacer la demanda frigorífica de ultra baja temperatura y baja temperatura, para obtener un ahorro energético global del 6.99% (30.07 kW
etapa contra dos compresores de etapa sencilla de compresión con economizador. Se tendría que realizar un costo inicial de los equipos y calcular el retorno de inversión con este ahorro energético, que sería de aproximadamente unos 7 a 10 años,
dependiendo del costo por kW/hr en la zona de instalación.
Se muestra la siguiente tabla comparativa de ambos sistemas trabajando a cargas parciales.
Doble etapa de compresión en cargas parciales
Compresor No. 1- Booster Ultra Baja temperatura
Compresor VSS-1201 Carga (%) 100% 75% 50% 25% Capacidad (T.R) 113 90.2 61.6 36.5 Consumo potencia (BHP) 131.5 109.5 81.9 57.4 Calor rechazado (MBH) 1,691.1 1,361 947.8 583.9 COP 4.048 3.880 3.542 2.995
Compresor No. 2- Booster Baja temperatura
Compresor VSS-1051 Carga (%) 100% 75% 50% 25% Capacidad (T.R) 189.8 151.6 103.8 61.7 Consumo potencia (BHP) 144.7 119.9 88.5 60.7 Calor rechazado (MBH) 2,645.9 2,123.9 1,470.8 895.2 COP 6.178 5.955 5.524 4.789
Compresor No. 3- Alta etapa
Compresor VSS-1201 Carga (T.R) (adicionar 36 T.R) 397.4 326.4 237.5 159.2 Carga (%) 89.9% 73.9% 53.8% 36% Capacidad (T.R) 397.6 326.7 237.7 159.2 Consumo potencia (BHP) 449.9 374.2 279.8 196.3 COP 4.163 4.112 4.001 3.820
Etapa sencilla de compresión en cargas parciales
Compresor No. 1- Ultra Baja temperaturaCompresor VSS-1201 Carga (%) 100% 75% 50% 25% Capacidad (T.R) 105.8 84.0 56.8 33.0 Consumo potencia (BHP) 293.5 243 178.7 123.3 Calor rechazado (MBH) 2,016.2 1,626.2 1,136.6 710.3 COP 1.698 1.628 1.497 1.261
Compresor No. 2- Baja temperatura con ECO y carga lateral
Compresor VSS-1201
Carga 18°F (–7.7°C) 36 T.R.
Temperatura ECO 32°F (0°C)
Carga (%) 100% 75% 50% 25%
Capacidad (T.R) 187.5 149.3 101.6 59.7
Capacidad Puerto ECO (T.R) 44.0 37.0 43.4* 48.9*
Consumo potencia (BHP) 427.2 356.1 266.52 187.07
Calor rechazado (MBH) 3,769.6 3,129.8 2,329.4 1,624.6
COP 2.067 1.975 1.796 1.503
COP Global sistema 2.152 2.117 2.057 1.953
*Sistema comportándose como etapa sencilla sin efecto economizador
Comparación de COP Global Doble etapa vs Etapa sencilla con ECO
100% 75% 50% 25%
Doble Etapa 2.198 2.168 2.107 2.01
Etapa sencilla con ECO 2.152 2.117 2.057 1.953
Con respecto al costo inicial de este ejemplo, se consideran las siguientes premisas: • El precio de menor costo se representa como una unidad (1.000)
• El precio de mayor costo se representa como porcentaje de diferencia. • Para los compresores de etapa sencilla, se considera la opción del puerto
economizador sobredimensionado.
• Los separadores de aceite de los paquetes de compresión se consideran sobredimensionados, para no tener problema de arrastre de aceite para el pulldown de succión del sistema
• El precio de los compresores se incluye su arrancador de estado sólido para el motor del compresor y el motor de la bomba de pre-lubricación o de lubricación. • Material aislante se considera poliestireno extruido (Styrofoam) para tuberías,
válvulas y recipientes a presión.
• Alivio de condensados de deshielo de difusores se realiza en la succión de cada evaporador, pudiéndose realizar en el tanque flash o de presión constante para el caso de etapa sencilla de compresión con economizador.
• Se considera arrancadores de estado sólido para los arrancadores y variadores de frecuencia para el control de los ventiladores del condensador evaporativo
• Para los dos sistemas se considera un compresor tipo swing o de respaldo, que para el caso del sistema de doble etapa puede ser este compresor utilizado como compresor de primera etapa (booster ) o segunda etapa o alta etapa
La siguiente tabla resume las diferencias de precios de manera general entre el sistema
Etapa Sencilla ECO Doble Etapa
Evaporadores 1.000 1.000
Compresores de tornillo 1.000 1.257
Recipientes a presión 1.053 1.000
Válvulas evaporadores 1.000 1.000
Válvulas sala de máquinas 1.034 1.000
Aislamiento térmico 1.048 1.000
Equipo eléctrico 1.000 1.000
La mayor diferencia existe en los compresores, ya que para el sistema de de etapa sencilla, si no se considera el compresor de respaldo, existe una diferencia de UN (1) compresor adicional en el sistema de doble etapa de compresión. La otra diferencia son los recipientes, debido a la incorporación del tanque piloto-termosifón en el sistema de etapa sencilla de compresión. El aislamiento térmico en la propuesta con economizador es 4.8% más, ya que se tiene que aislar el tanque economizador, en este caso, el recipiente a presión constante y la línea de drenaje de condensados del recipiente piloto al recipiente de presión constante.
En este proyecto en particular y con precios de año 2009, estas diferencias porcentuales representan una diferencia de $115,485.00 Dólares, por lo que si
consideramos lo presentado anteriormente, un ahorro de 11.56 Kw/hr y un costo del kW/hr promedio de 10 centavos de dólar, se tendría la recuperación de inversión adicional en 11.4 años, siempre y cuando el equipo esté trabajando 24 hrs al día, 365 días.
Conclusiones
Los sistemas de refrigeración deben ser analizados antes de proponer de manera directa sistema de doble etapa de compresión para cada refrigerante y aplicación. Se observó con un ejemplo que si existe una diferencia marginal en el consumo eléctrico si los sistemas trabajan en cargas parciales, pero si el sistema trabaja a su máxima capacidad, es posible que un sistema de etapa sencilla con economizador sea más eficiente.
Se analizó el comportamiento de estos sistemas trabajando en cargas parciales,
teniendo una diferencia en el COP Global del 2.473% a favor de los sistemas de doble etapa. Un punto importante es que por debajo del 75% de capacidad del compresor, el sistema ya no se comporta como economizado, debido a la posición física del puerto lateral, lo que implica que el puerto lateral del compresor está conectado
directamente al flujo del puerto principal del compresor. Sin embargo, debido a las condiciones ambientales donde se propuso este sistema, es probable que los equipos trabajen por encima del 60% o más de su capacidad.
Los sistemas de etapa sencilla con economizador depende su eficiencia de la
temperatura en la que se maneje la temperatura de evaporación del líquido. En este caso en particular se manejó a una temperatura superior a la presión intermedia optima Popt,int = Psuc,abs · Pdesc,abs , si se manejan presiones en el economizador
cercanas a esta relación, se pueden obtener desempeños similares a los sistemas de doble etapa.
Hall (1985) y Gruda (1995) han analizado varias combinaciones de sistemas de doble etapa, resultado el sistema más eficiente aquél que utiliza doble etapa de compresión pero con un economizador tipo tanque flash entre el intercool y el recipiente de líquido. El tanque flash es conectado hacia el puerto lateral del compresor de segunda etapa. También la selección de uno u otro sistema depende del costo energético y si la producción de la planta se realiza por temporadas, por ejemplo el procesamiento de frutas y/o verduras, en cuyo caso se recomienda un sistema de refrigeración en etapa sencilla con economizador.
Por otra parte, es importante considerar la preparación del personal que va a operar el equipo. Un sistema de doble etapa de compresión implica la utilización de dos compresores que deben trabajar al mismo tiempo. Si el operador no tiene la suficiente capacitación es posible que exista errores en la operación de los mismos, los sistemas entre más sencillos son más fáciles de entender.
Los sistemas de doble etapa de compresión se deben considerar en sistemas de refrigeración muy grandes, por encima de las 200 T.R., más sin embargo como se ha recalcado, hay que analizar si existe la posibilidad de simplificarlos y lograr las mismas eficiencias con un sistema de etapa sencilla con economizador.
Referencias
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