Estudio Energético

Antecedentes

De acuerdo al estudio de cargas térmicas realizado por el ingeniero proyectista, la carga total del proyecto requiere de 1,200 tons instaladas totales. Por otro lado, dadas las circunstancias actuales, el proyecto se llevará a cabo en 2 etapas. Una etapa inicial que requerirá de 344 tons instaladas; cuyo perfil de carga se estima que operará mayormente sobre 230-240 tons, y la segunda etapa que será conformada con las 856 tons restantes.

Condiciones a considerar

Los lineamientos a seguir para el diseño de la planta de agua helada para este proyecto son los siguientes:

Se considerarán equipos enfriados por agua por cuestiones de nivel de ruido.

Equipos con refrigerante ecológico (con bajo factor de daño a la capa de ozono)

Se debe conformar un cuarto de máquinas uniforme, es decir, un cuarto estandarizado con equipos iguales.

Deberá ser flexible para manejar buena eficiencia en la situación presente (operación de la primera etapa) y la situación futura (operación de la planta con el proyecto total concluido)

Deberá contar con sistema de respaldo en caso de falla, ó lograr la mínima pérdida de capacidad de enfriamiento en caso de falla de un compresor.

Las temperaturas de diseño serán:

Condensador:

Flujo: 3.0 gpm

Temperatura de entrada condensador: 86ºF.

Evaporador:

Flujo: 2.4 gpm

Temperatura de salida evaporador: 45ºF.

Soluciones propuestas

En principio, las soluciones desde el punto de vista económico y técnico más viables son las siguientes:

3 equipos con compresor centrífugo sencillo de 400 tons. cada uno.

2 equipos con compresores centrífugos duales para 600 tons. cada uno.

Ambos sistemas presentan ventajas y desventajas. La principal ventaja de los equipos centrífugos sencillos es principalmente económica, pues técnicamente tiene limitaciones muy importantes que se pueden reflejar en altos consumos eléctricos y en el peor de los casos en daños permanentes en los equipos.

Respecto a los equipos duales, son una opción más cara, pero tienen una muy buena flexibilidad que logra cumplir con todos los puntos requeridos. A continuación se analizarán a detalle estos aspectos.

Evaluación de las propuestas

Análisis técnico

Chiller sencillo 400 tons

Adicionalmente a los lineamientos establecidos, este caso tiene una situación muy singular. Con la finalidad de lograr la estandarización del cuarto de máquinas, es necesario sobredimensionar la capacidad de los equipos que operarán para la primera etapa. Esto acarrea el siguiente problema a resolver.

La carga de diseño de la primera etapa son 344 tons, por lo cual, la máquina propuesta (sea de 400 sencilla ó de 600 dual) deberá asegurar el punto de operación con una carga de 344 tons a una temperatura de entrada en el condensador de 86ºF.

Normalmente la selección de equipos centrífugos se basa en empatar la carga total requerida con la carga máxima del chiller a la temperatura de diseño. Es decir, si este fuese un caso típico, el chiller debería ser de exactamente 344 tons. El comportamiento normal de un equipo centrífugo supone que cuando la planta de agua helada demande menor carga, la temperatura de condensación (temperatura de entrada en el condensador) descenderá al mismo tiempo. Es decir, la variación en la temperatura de condensación cambiará conforme varía la carga de enfriamiento. A continuación se muestra la corrida de un equipo de 400 tons en las condiciones típicas que se mencionan:

Según esta tabla, el desempeño de esta unidad de 400 tons es bastante aceptable a su 100% de capacidad. Entre el 90 y 80% de la capacidad (360-320 tons), que es lo que sería la carga de diseño de la primera etapa, el desempeño se muestra bastante bueno, pues el consumo está por debajo de 0.6 kw/ton. Observando la tabla al 60% de la capacidad (240 tons) el consumo también es muy bueno y al 50% de la capacidad (200 tons) el consumo es aceptable.

Sin embargo, como anteriormente se mencionó, este desempeño está simulado a condiciones típicas ó condiciones estándar; y como se había establecido, la temperatura del agua a la entrada del condensador va disminuyendo conforme la carga térmica se reduce hasta llegar a un mínimo de 65ºF. Todos los fabricantes elaboran sus corridas en estas condiciones. Este comportamiento se basa en que la carga térmica del edificio ó inmueble varía respecto la hora del día ó mejor dicho, la temperatura ambiente; por ejemplo, habrá más carga en el edificio durante el medio día cuando la temperatura ambiente es más alta y habrá menos carga durante el atardecer cuando el ambiente es relativamente más fresco. Si bien es una práctica comúnmente aceptada en el desarrollo de proyectos, en el caso particular de un hotel en esta zona del país, es muy probable que exista una condición con muy poca demanda de carga térmica qué abatir y que la temperatura ambiente se mantenga muy alta.

Dado que la carga para la primera etapa son 344 tons, la condición real de operación deberán ser esas 344 tons a 86ºF de temperatura de condensación. Así mismo, de acuerdo al perfil de carga por diversidad, la mayor parte del tiempo el equipo operará sobre las 230-240 tons, la cuales por cuestión de seguridad, también se deberán simular a 86ºF. Haciendo la corrida en esos puntos, se obtiene lo siguiente:

Revisando la tabla, se puede ver que el consumo eléctrico entre las 320 y 360 tons ya no es tan atractivo como aparecía en la corrida estándar. Por otro lado, aquí sucede algo más interesante. Por debajo de 280 tons, el performance señala una condición de “stall”. Esta condición es una inestabilidad del compresor en la cual el equipo tiene que detener su operación. En caso que el equipo siga operando en dicha condición, se puede presentar una situación llamada “surge”, la cual implica retorno del refrigerante en la descarga del compresor. Este retorno es muy peligroso pues puede dañar permanentemente desde los devanados del compresor hasta la misma propela ó impulsor del compresor. Según la tabla, se puede ver que el chiller no puede descargar más allá de 280 tons y por lo tanto no es apto para operar la mayor parte del tiempo en que se demandarían 230 ó 240 tons.

Desde luego los sistemas de control de hoy en día impiden “casi” infaliblemente que el compresor se pueda dañar pues las unidades vienen equipadas con sofisticados sensores y controladores que protegerían al equipo; sin embargo, la unidad estaría condicionada a operar solamente cuando exista una carga mayor ó igual a 280 tons y de cualquier manera existe el riesgo de dañar el compresor.

Para resolver este problema, lo que normalmente se hace son dos cosas: Lo primero es incrementar la velocidad tangencial de la propela del compresor. Esto se puede lograr gracias a cambios en el diseño del tren motriz del compresor para lograr revoluciones mucho más altas. De esta manera se puede asegurar que la unidad tenga capacidad de descargar hasta el punto que se desee manteniendo las condiciones estipuladas.

En segundo lugar es probable que se tengan que modificar los cascos del evaporador y condensador para incrementar el área de transferencia térmica; ya que al incrementar las rpm’s en el tren motriz implica una disminución en la eficiencia del equipo, lo cual se contrarresta en la medida de lo posible incrementando el área de transferencia térmica. Este incremento tiene un costo extra en la unidad pues se necesita más cobre para optimizar la máquina.

En el caso de la selección de un equipo típico, previendo la situación de operación inestable durante la disminución de la demanda de carga, una buena práctica es asegurar que el equipo descargue por lo menos al 50% de la carga máxima manteniendo constante la temperatura de entrada en el condensador. En este caso en especial, se considera entonces que se deben observar particularmente 3 puntos de operación:

A 344 tons con temperatura de 86ºF que es la condición de diseño.

A 230-240 tons con la misma temperatura que es la condición de operación de la mayor parte del tiempo.

A 120 tons (50% de 240 tons) con la misma temperatura de condensación, para poder garantizar la operación estable del equipo.

Haciendo los cambios pertinentes en el diseño del tren motriz para obtener una máquina óptima para las condiciones de la primera etapa, la corrida queda de la siguiente manera:

Según la tabla, prácticamente se debe considerar la temperatura constante en todos los puntos de la carga. Con esta máquina se puede garantizar la operación estable hasta 120 tons en las condiciones que podrían ocurrir. Sin embargo, también se puede observar un aumento considerable en el consumo eléctrico, aún incluso cuando ya se ha compensado la ineficiencia del aumento de rpm´s del compresor con el aumento en el área de transferencia térmica en evaporador y condensador. Observando el punto para 240 tons que es donde operará la mayor parte del tiempo, la eficiencia energética es muy pobre. Es importante resaltar que estas son cuestiones físicas propias del comportamiento de un chiller con compresor centrífugo sencillo.

Equipo centrífugo Dual

El equipo centrífugo dual es un chiller que cuenta con 2 compresores centrífugos de 1 sola etapa. Estos compresores centrífugos son idénticos en principio y funcionamiento a los compresores de equipos sencillos. Cada compresor cuenta con su propio panel de fuerza, propio sistema de control y propio sistema de lubricación. Ambos compresores ó “sistemas

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