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Instituto Superior Politécnico José Antonio Echeverría Facultad de Ingeniería Química Tesis presentada en opción al grado académico de Máster en Ingeniería Alimentaria Autora: Ing. Yanet Sariego Toledo Tutorada por: Dr. Ing. Eduardo Julio García Noa La Habana 2013 EVALUACIÓN ENERGÉTICA DE LOS PROCESOS DE REMOCIÓN DE CALOR EN LA ELABORACIÓN DE HELADO

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Instituto Superior Politécnico José Antonio Echeverría

Facultad de Ingeniería Química

Tesis presentada en opción al grado académico de

Máster en Ingeniería Alimentaria

Autora: Ing. Yanet Sariego Toledo

Tutorada por: Dr. Ing. Eduardo Julio García Noa

La Habana

2013

EVALUACIÓN ENERGÉTICA DE LOS

PROCESOS DE REMOCIÓN DE CALOR EN LA

ELABORACIÓN DE HELADO

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A mi hija querida A mi hija querida A mi hija querida A mi hija querida que con la luz de su miradaque con la luz de su miradaque con la luz de su miradaque con la luz de su mirada me rescatame rescatame rescatame rescata

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AgradezcoAgradezcoAgradezcoAgradezco::::

A todas las personas que de alguna manera han contribuido A todas las personas que de alguna manera han contribuido A todas las personas que de alguna manera han contribuido A todas las personas que de alguna manera han contribuido desinteresadamente en la realización de este sueño.desinteresadamente en la realización de este sueño.desinteresadamente en la realización de este sueño.desinteresadamente en la realización de este sueño.

A todos, gracias miles.A todos, gracias miles.A todos, gracias miles.A todos, gracias miles.

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RESUMEN

El proceso de elaboración de helado es un alto consumidor de energía principalmente por

conceptos de refrigeración y no incurrir en gastos energéticos innecesarios es una de las

directrices de la economía mundial y del país. En Cuba las instalaciones productoras de

helado tienen gran cantidad de años de explotación y se evidencia un deterioro de la

eficiencia energética, con un incremento en los indicadores de consumo, lo que indica la

necesidad de buscar las mejores condiciones de operación que reduzcan los costos a

mejores niveles. Debido a esto el presente trabajo tiene como objetivo general: Establecer

un procedimiento general basado en el Análisis de Proceso para evaluar la eficiencia

energética de la remoción de calor integrando los procesos correspondientes del sistema de

refrigeración y los de la elaboración de helados.

El procedimiento se aplica en los dos centros productores más grandes de la capital, el

Complejo Lácteo de La Habana y la fábrica de helados Coppelia. Con dicha aplicación se

determinan todos los calores extraídos del proceso de elaboración de helados y los

indicadores de funcionamiento del ciclo de refrigeración. También se determinan las

pérdidas de capacidad de trabajo contrastando los resultados obtenidos tradicionalmente

con una nueva vía que considera las exergías de los diferentes componentes de los

productos alimenticios. Además se simula una alternativa para el incremento de la eficiencia

energética y exergética en dichos sistemas.

Uno de los resultados fundamentales es que el ciclo de refrigeración del Complejo Lácteo de

La Habana trabaja con un coeficiente de funcionamiento de 1,75 y un rendimiento relativo

de 58,35% y que el de la fábrica Coppelia trabaja con un coeficiente de funcionamiento de

1,31 y un rendimiento relativo de 42,13 existiendo potencialidades de mejora en ambas

instalaciones. Las pérdidas de capacidad de trabajo en el ciclo de refrigeración del Complejo

Lácteo son de 185,67 kW y en el de la fábrica Coppelia de 287 kW. Estos resultados fueron

obtenidos respectivamente con un 8% y un 10,14% de error relativo con relación a la vía

tradicional, confirmándose que los resultados obtenidos considerando las exergías de los

componentes de los productos alimenticios son confiables. La alternativa de mejora

simulada fue favorable termodinámicamente pues en ambas instalaciones puede mejorar la

eficiencia energética.

Palabras claves: ciclos de refrigeración, eficiencia energética y exergética, helados.

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ABSTRACT

The ice cream process is a high consumer of energy mainly by the cooling concepts but one

of the guidelines of the word´s and of the country´s economic is not incur in unnecessary

energy costs. In Cuba the ice cream production plant are using since many years ago and

this provoque low energy efficiency and the increment of the consumption indicators. These

are indicating the needed to find the best operating conditions to reduce costs to better

levels. Because of this, the present work have like the general objective to establish a

general procedure based on the analysis process to evaluate the energy efficiency of heat

removal processes integrating the cooling system and ice cream production.

The procedure was applied in the two largest producers of the city capital, the Complejo

Lácteo de La Habana and the helados Coppelia factory. It was determined all heat extracted

from the ice cream making process and the performance indicators of the refrigeration

cycle. Also was determined the losses of working capacity by the traditional way contrasting

the results with a new form considering the different components exergie´s of food

products. It was also simulated an alternative for increasing the energy and exergy

efficiency in such systems.

One of main result is that the cooling cycle Complejo Lácteo de La Habana was working with

a coefficient of performance of 1,75 and a relative yield of 58,35% while the helados

Coppelia Factory was working with a coefficient of performance 1,31 and 42,13 relative

yield. That showed that the processes could be improvement in both factorys. The loss of

work capacity in the refrigeration cycle in the Complejo Lácteo de La Habana was 185,67

kW and in the Factory Coppelia was of 287 kW. These results were obtained respectively

with 8% and 10,14% of relative error respect to the traditional way, confirming that the

results obtained by considering the components exergie´s food products are reliable. The

simulated improvement alternative was favorable thermodynamically because in both

factories the energy efficiency could be improve.

Keywords: refrigeration cycles, energy efficiency and exergy, ice cream.

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ÍNDICE

INTRODUCCIÓN 1

CAPÍTULO I: BASES TEÓRICAS PARA LA EVALUACIÓN ENERGÉTICA 4

1.1 Helado. Generalidades 1.1.1 Definición 4 1.1.2 Historia y evolución 4 1.1.3 Descripción del proceso de elaboración de helado en el Complejo Lácteo 5 1.1.4 Descripción del proceso de elaboración de helado en la Fábrica Coppelia 9 1.1.5 Particularidades del proceso de congelación del helado 12 1.2 Refrigeración. Generalidades 14 1.2.1 Definición. 14 1.2.2 Historia y evolución 14 1.2.3 Ciclos de refrigeración 15 1.2.4 Ciclo de refrigeración real e ideal 17 1.2.5 Caracterización de la planta de refrigeración del Complejo Lácteo 19 1.2.6 Caracterización de la planta de refrigeración de la Fábrica Coppelia 21 1.3 Fundamentos de los balances energéticos 23 1.3.1 Fundamentos para la determinación de los calores que deben removerse 23 1.3.2 Fundamentos para la evaluación energética 29 1.4 Fundamentos para los balances exergéticos 31 CAPÍTULO II: PROCEDIMIENTO GENERAL PARA LA EVALUACIÓN ENERGÉTICA 35

2.1 Procedimiento general 35 2.1.1 Caracterización del proceso de producción de helados y de las etapas de remoción de calor. 35 2.1.2 Determinación de los calores totales extraídos en cada etapa 35 2.1.3 Caracterización del ciclo de refrigeración que remueve dichos calores 42 2.1.4 Determinación de los indicadores de funcionamiento del ciclo 42 2.1.5 Determinación de las pérdidas de capacidad de trabajo 45 2.1.6 Procedimiento para el análisis de la alternativa para el incremento de la eficiencia energética y exergética del sistema de refrigeración 49 2.2 Particularidades de la aplicación del procedimiento en el Complejo Lácteo 50 2.3 Particularidades de la aplicación del procedimiento en la Fábrica Coppelia 51 CAPÍTULO III: EVALUACIÓN ENERGÉTICA DE LOS PROCESOS DE REMOCIÓN DE CALOR EN LA ELABORACIÓN DE HELADO 54 3.1 Aplicación del procedimiento en el Complejo Lácteo de la Habana 54 3.1.1 Caracterización del proceso de producción de helados y de las etapas de remoción de calor. 54 3.1.2 Determinación de los calores totales extraídos en cada etapa 54 3.1.3 Caracterización del ciclo de refrigeración que remueve dichos calores 60 3.1.4 Determinación de los indicadores de funcionamiento del ciclo de refrigeración 60 3.1.5 Determinación de las pérdidas de capacidad de trabajo 63 3.1.6 Procedimiento para el análisis de la alternativa para el incremento de la eficiencia energética y exergética del sistema de refrigeración 65

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3.2 Aplicación del procedimiento en la Fábrica Coppelia 67 3.2.1 Caracterización del proceso de producción de helados y de las etapas de remoción de calor 67 3.2.2 Determinación de los calores totales extraídos en cada etapa 67 3.2.3 Caracterización del ciclo de refrigeración que remueve dichos calores 76 3.2.4 Determinación de los indicadores de funcionamiento del ciclo de refrigeración 76 3.2.5 Determinación de las pérdidas de capacidad de trabajo 78 3.2.6 Procedimiento para el análisis de la alternativa para el incremento de la eficiencia energética y exergética del sistema de refrigeración 80

CONCLUSIONES 82

RECOMENDACIONES 83

REFERENCIAS BIBLIOGRÁFICAS 84

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1

INTRODUCCIÓN

El ser humano desde sus primeros pasos en la tierra ha sido un buscador de formas de

energía. Aunque existen diversas fuentes, como la hidráulica o la nuclear, el 75 % la energía

que se consume en el mundo proviene de combustibles fósiles como el petróleo, cuyo

consumo ha subido inconteniblemente en los últimos años [COL11], [COL02].

En la actualidad se consumen entre 86 y 88 millones de barriles por día en el mundo. La

generación y el uso de la energía se han convertido en un tema prioritario, debido al

agotamiento de este recurso natural no renovable, a los impactos ambientales asociados y a

los altos costos de su consumo [PER07], [COL11].

Desde 1989 a la fecha, Cuba atraviesa por una etapa crítica, en la que su desarrollo se ve

frenado por la súbita pérdida de los suministros de petróleo que venía recibiendo

establemente y a precios preferenciales, pues presenta una estructura económico -

productiva excesivamente dependiente de las importaciones de petróleo, con tecnologías y

esquemas de producción, caracterizados por indicadores de eficiencia relativamente

inferiores a sus similares internacionales por los altos consumos energéticos de la industria

cubana.

Debido a esto el país se vio obligado a un replanteamiento de su estrategia económica

basada en el fomento de las técnicas de ahorro energético a pesar, de que en la actualidad,

se han recuperado en cierta medida estos suministros debido a las relaciones establecidas

con Venezuela a través del ALBA y otras organizaciones latinoamericanas. Además Cuba es

signataria de varios tratados internacionales que contribuyen a la protección del

medioambiente y se ha propuesto el reto, en relación al tema de la energía, de tomar la

eficiencia energética como su fuente de energía más barata y menos contaminante.

La industria alimentaria no ha estado exenta de este problema y en especial el sector

heladero dentro de la industria láctea, porque la mayoría de las operaciones unitarias que se

realizan se basan en procesos térmicos que implican un alto consumo energético tales como

etapas de calentamiento y enfriamiento que emplean agua helada, además de requerir

condiciones especiales de frío para su procesamiento y almacenamiento. En la industria

heladera, el consumo de energía eléctrica por conceptos de refrigeración representa entre el

30 % y el 50 % del consumo total de energía eléctrica [GAR98].

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Todo lo anteriormente planteado junto con un incremento considerable en los niveles de

producción en los últimos años, por el desarrollo de proyectos inversionistas en los dos

centros productores más grandes de la capital (la planta de helados del Complejo Lácteo de

La Habana y la fábrica de helados Coppelia) en los que se han instalado congeladoras de

1000 L/h de helado en líneas tecnológicas donde el resto del equipamiento se encuentra

limitado por problemas de deterioro y desgaste, provoca mayores pérdidas de energía por lo

que es necesario aumentar las exigencias por la Calidad Total y la máxima eficiencia

energética.

Por ello y debido a la premisa del país, de tomar la eficiencia energética como su fuente de

energía más barata y menos contaminante; junto con el fortalecimiento de técnicas de

integración energéticas de procesos de orden superior, que no solo tienen en cuenta la

cantidad de energía sino también la calidad de esa energía, y a su incipiente aplicación en

este tipo de sistemas, es que la evaluación de instalaciones frigoríficas ocupa hoy un lugar

importante para los profesionales de la rama.

Debido a esto para el desarrollo de la investigación se planteó como:

Problema científico: ¿Con qué eficiencia energética se están efectuando los procesos de

remoción de calor mediante ciclos de refrigeración en la elaboración de helados?

Objeto: Sistemas de refrigeración y uso del refrigerante en instalaciones para la elaboración

de helado.

Campo de Investigación: El sistema de refrigeración de la fábrica de helados Coppelia y el

de la planta de helados del Complejo Lácteo de La Habana, así como la remoción de calor

por dichos sistemas en la producción de helados.

Objetivo General: Establecer un procedimiento general basado en el Análisis de Proceso

para evaluar la eficiencia energética de la remoción de calor integrando los procesos

correspondientes del sistema de refrigeración y los de la elaboración de helados.

Objetivos específicos:

1. Obtener los modelos fenomenológicos basados en los balances de masa, energía y

exergía de las etapas tecnológicas de remoción de calor en la producción de helados.

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2. Determinar los modelos fenomenológicos basados en los balances de masa, energía y

exergía que describen los procesos de las plantas de refrigeración en estudio.

3. Determinar la eficiencia energética de los ciclos de refrigeración objeto de estudio

mediante la evaluación de los principales indicadores de funcionamiento.

4. Determinar la eficiencia exergética de los ciclos de refrigeración en estudio mediante

el cálculo de las pérdidas de capacidad de trabajo.

5. Establecer alternativas de mejoras de la eficiencia energética evaluadas

termodinámicamente.

Hipótesis: En la medida que los procesos vinculados con la refrigeración sean concebidos

para hacer un empleo eficiente de la energía puede disminuirse el consumo de energía

eléctrica en la industria del helado y elevar la eficiencia energética de sus instalaciones.

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CAPITULO I: BASES TEÓRICAS PARA LA EVALUACIÓN ENERGÉTICA DE LOS

PROCESOS DE REFRIGERACIÓN INVOLUCRADOS EN LA

ELABORACIÓN DE HELADOS.

1.1 Helado. Generalidades.

1.1.1 Definición.

El helado es un alimento congelado, hecho de una mezcla de productos lácteos, junto con

azúcar, estabilizadores, sabores, con o sin productos del huevo, frutas, nueces y con la

incorporación de aire durante el proceso de congelación para darle suavidad [DIA91].

Otros autores lo definen como el resultado de la unión y congelación de mezclas líquidas

constituidas fundamentalmente por leche, derivados lácteos, agua, aire y otros ingredientes

que han de mantener el grado de plasticidad y congelación requerido hasta el

momento de su venta al consumidor [LOP93], [TIM89].

Sin embargo las normas cubanas lo definen como el producto obtenido a partir de la

aireación y congelación de la mezcla líquida que contiene todos los ingredientes necesarios

en las cantidades adecuadas, una vez que es pasteurizada, homogenizada, enfriada y

envejecida [NOR03]. Esta definición es la más aceptada en la actualidad producto de la

diversidad de los ingredientes a emplear, como por ejemplo, la sustitución de la crema de

leche por la grasa vegetal hidrogenada en la formulación del helado Varadero y otros.

1.1.2 Historia y evolución.

El helado es un producto delicioso y nutritivo cuyo concepto ha sufrido sucesivas

modificaciones en la medida del avance tecnológico, de la generalización de su consumo y

de las exigencias de los consumidores. Debido a esto no existe certeza sobre su lugar de

origen, ya que hay quienes sostienen que proviene de China, otros ubican su nacimiento en

Grecia o Egipto. A pesar de ello, existe cierto consenso acerca de que su aparición data de

aproximadamente tres mil años atrás, cuando se consumían bebidas heladas, enfriadas con

nieve en las cortes de Babilonia, antes de la era cristiana. La difusión en la antigüedad de

este producto, es atribuida a Marco Polo, quien al regresar de sus viajes al Oriente, en el

siglo XIII, trajo varias recetas de postres helados usados en Asia durante cientos de años.

Es en Francia donde se le añade el huevo a las formulaciones [LOP93].

En 1660 el siciliano Francisco Procope abrió en París el "Café Procope", establecimiento

considerado la primera heladería existente donde solo se vendían helados de agua. Hacia

1700 otros heladeros italianos abren nuevos establecimientos y las delicias heladas cruzan

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el Atlántico, se difunden en los Estados Unidos y América Latina durante la colonización

[TIM89].

Grandes sabios como Fahrenheit y Faraday, contribuyeron con sus descubrimientos a hacer

avanzar la ciencia y la técnica, las cuales se aplicaron enseguida a los métodos de

producción de los helados. Un gran paso en esta industria es el descubrimiento del descenso

de la temperatura de solidificación de las salmueras, quienes facilitaban la congelación de

bebidas y zumos de frutas azucarados dando lugar a los primeros helados de textura

cremosa. En 1846, la estadounidense Nancy Johnson crea la primera heladera automática.

Tiempo después, Jacob Fussel fundó en 1851 la primera empresa productora de helados,

pero solo hasta 1892 es que el colegio de Pensilvania establece el primer curso de

elaboración de helados y tres años más tarde se crean las máquinas pasteurizadoras. En

1928 fue inventado el primer congelador continuo por Heuny Vogbt [BAN98].

La industria del helado es la más joven de las ramas de la Industria Láctea. En Cuba la

producción de helados industrialmente data alrededor del año 1930 cuando algunos

capitalistas montaron fabricas para envasar y pasteurizar leche, en las cuales

posteriormente se incluyeron equipos para la producción de helados. Entre estas pequeñas

empresas la que mayor desarrollo logro fue la llamada San Bernardo Productos Lácteos S.

A. de Pinar del Río que fue trasladada hacia La Habana en 1960 y nacionalizada en 1962. En

1963 esta industria cesa sus funciones que no se reanudan hasta 1965 para producir un

helado de alta calidad. En este momento la fábrica comienza a llamarse Coppelia (actual

Coppelia) y sus producciones popularizan este nuevo helado que a partir de entonces se

difunde y produce en varias provincias del país [DIA91].

1.1.3 Descripción y análisis critico del flujo tecnológico del proceso de elaboración

de helado en el Complejo Lácteo de La Habana.

En la planta de Helados del Complejo Lácteo, el proceso de producción de helados comienza

con la recepción de la leche fresca como se muestra en el Anexo 1, procedente de las

vaquerías en carros isotérmicos cuya temperatura máxima debe ser de 10˚C. Actualmente

en ocasiones se reciben leches cuya temperatura se encuentra alrededor de los 14°C y

16°C. Una vez que la misma llega a la planta, se le mide la acidez, la grasa y la densidad,

con el objetivo de comprobar si cumple con las especificaciones establecidas. La acidez no

debe exceder el 0,16 % (expresado en ácido láctico), mientras que para la grasa el valor

mínimo debe ser 3,50 % y la densidad de 1,020 kg/L. En el caso de que la densidad y la

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grasa estén por debajo de lo requerido implicaría un aumento en el consumo de materia

prima (leche descremada en polvo y grasa vegetal en la elaboración de helados).

La leche es succionada de los carros por una bomba de desplazamiento positivo de 10 000

L/h de capacidad. Seguidamente pasa por un filtro lineal donde se separan las partículas

extrañas y se deposita en los tanques de guarda de 10 000 L. En ellos se cuantifica la leche

que se ha recibido y se almacena hasta su utilización. Si la misma se va a utilizar en el día

se bombea entonces directamente a los tachos y tanques mezcla. En caso contrario se

pasteuriza, para prolongar su tiempo de vida útil. Aquí se incumple con el procedimiento

normado pues el primer tratamiento que debería tener este producto al llegar a la planta es

un enfriamiento hasta 3°C.

La operación de pasteurización de la leche, antes mencionada, se realiza en un

intercambiador a placas de varias secciones, donde el producto alcanza una temperatura de

76˚C en un tiempo de retención de 16 segundos y posteriormente se enfría hasta 3˚C y se

deposita en un tanque guarda hasta el día siguiente. Este último procedimiento es

incorrecto pues estos tanques guardas no tienen ningún sistema de enfriamiento y la

temperatura de la leche se eleva a valores alrededor de los 14°C, pudiendo ocurrir la

proliferación de microorganismos.

Cuando comienza el mezclado, se añade primero el estabilizador integrado mezclándose con

el doble de su peso en azúcar y se incorpora a uno de los dos tanques de mezclado

mediante una bomba que succiona, con leche fluida ya depositada en dicho tanque, el polvo

del embudo disolutor, recirculando hasta que se disuelva completamente. Terminada esta

operación se suministra vapor directo hasta alcanzar 65˚C.

Para derretir la grasa se utiliza una fundidora con una capacidad de 1000 kg/h. Años atrás a

los bloques de grasa, ya fuera grasa vegetal o mantequilla, se le quitaba la envoltura o se

sacaba de las cubetas y se colocaba en la fundidora la cual utiliza vapor como fuente de

energía, una vez fundida la grasa era bombeada a un tanque balanza, el cual mantenía el

nivel constante y posteriormente mediante una bomba se enviaba hacia el tanque Pesa de

6000 L de capacidad, se pesaba y se retenía hasta su utilización. En la actualidad, debido a

que el tanque balanza y el sistema de bombeo están desactivados, las cubetas de grasa

vegetal mixta de 17 kg se introducen en la fundidora a la cual se le suministra vapor directo

durante aproximadamente 5 minutos. Luego de forma manual son sacadas, abiertas y

volcadas en el tanque Pesa de 6000 L que actúa solo como tanque intermedio donde se

suministra vapor directo con el objetivo de fundir la grasa que aún queda sólida y se agita.

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En los tachos de 800 L se adicionan el resto de los ingredientes (sal, azúcar y 600 L de

leche) y en dependencia del tipo de sabor que se elabore se añaden otros ingredientes,

como por ejemplo, en la producción de chocolate, la cocoa y el chocolatín y en el caso de

las de avellana y almendra, las pastas de estos sabores. Los tachos son tanques

enchaquetados a los que se les suministra vapor mediante una doble pared para alcanzar en

el caso del chocolate una temperatura alrededor de los 85˚C y en el de las pastas y

esencias de 65˚C. Esto se debe a que el estabilizador que se utiliza requiere de una

temperatura por encima de los 60°C para su total dilución. Una vez concluida la total

dilución de estos ingredientes, la mezcla resultante es bombeada al tanque Pesa o

intermedio y de ahí en un proceso continuo pasa simultáneamente con la grasa al tanque de

mezclado.

La leche descremada en polvo (LDP) y la leche entera en polvo (LEP), pasan al tanque

mezclador de 8000 L por medio del embudo disolutor recirculando con los demás

componentes incorporados anteriormente. Después de mezclar todos los componentes y

con el objetivo de eliminar los microorganismos patógenos; la mezcla es pasteurizada en un

intercambiador a placas de 10 000 L/h que consta de 4 secciones: regeneración,

calentamiento y retención, enfriamiento con agua y enfriamiento con agua helada. En la

regeneración, la mezcla que sale del tanque mezclador con una temperatura entre 60˚C y

65 ˚C, intercambia calor con ella misma cuando viene del tubo de retención. En la sección

de calentamiento, la mezcla se calienta hasta una temperatura de 85˚C con agua tratada, la

cual recircula a través de un tanque donde es calentada con vapor directo. La mezcla sale

momentáneamente del intercambiador a placas y pasa al homogenizador donde es

sometida a altas presiones con el fin de disminuir el diámetro de los glóbulos de grasa de

forma tal que estén distribuidos uniformemente por toda la masa. En el proceso de

elaboración de helado es imprescindible lograr una operación de homogenización exitosa

para asegurar que el producto terminado tenga el cuerpo, la textura, la homogeneidad, la

cremosidad y el brillo requerido. También reduce la posibilidad de separación de la grasa

durante el batimiento en el congelador y por tanto la formación de capas en la superficie de

la mezcla.

La mezcla homogenizada, sigue por un serpentín donde es retenida durante 2 minutos

aproximadamente a una temperatura de 85 ± 1˚C. Posteriormente pasa a la sección de

regeneración y seguidamente se enfria en la sección de enfriamiento con agua tratada a

temperatura ambiente y luego pasa a la sección de enfriamiento con agua helada. La

mezcla sale del intercambiador con una temperatura entre 4˚C y 6˚C.

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La mezcla pasa a los tanques de envejecimiento o de maduración de 8 000 L de capacidad,

con agitación y doble pared por donde circula agua helada como agente de intercambio

térmico manteniéndose la temperatura entre los 3˚C y los 6˚C para que en la mezcla

permanezca inalterable el nivel de contaminación bacteriana. El tiempo de maduración debe

estar entre las 4 y las 72 horas para lograr que el agente estabilizador añadido actué sobre

la mezcla aumentando la viscosidad de la misma. Esto provoca mayor capacidad para

retener aire y posibilita la obtención de un helado con mayor aumento de volumen. En el

caso de la planta objeto de estudio es de 24 horas. Es en estos tanques de maduración

donde de acuerdo al tipo de mezcla preparada se adiciona o no el saborizante y el

colorante, particularmente, en caso de no ser chocolate, almendra o avellana.

Una vez añejada, la mezcla es bombeada mediante una bomba positiva hacia las

congeladoras. Aquí la mezcla es semicongelada y al mismo tiempo se le incorpora una

cantidad predeterminada de aire mientras es batida. Con la congelación rápida se pretende

lograr la formación de cristales de hielo pequeños. El tratamiento mecánico violento del

batimiento facilita la incorporación del aire y destruye la membrana del glóbulo de grasa,

liberándose el aceite líquido dentro de él. Las proteínas lácteas, las sales no disueltas, la

grasa líquida, el estabilizante y el glóbulo de grasa forman una fase líquida que actúa como

cemento y mantiene las células de aire recién formadas. Esta fase líquida que rodea las

células de aire asegura la estabilidad del helado, obteniéndose como beneficio una

estructura cremosa, gran resistencia al derretimiento y una adecuada estabilidad del

producto. A la salida de las congeladoras se obtiene finalmente el helado, con una

temperatura entre los -4°C y -6°C [LOP93], [PAE06]. En la planta hay cuatro

congeladoras que procesan 1000 L/h de helado y emplean como refrigerante al amoníaco

quien rodea el tubo congelador para dar lugar a la transferencia de calor con la mezcla.

El helado, semicongelado se vierte mediante el cañón del congelador directamente en cubos

plásticos de diez litros de capacidad los cuales son fregados previamente a su uso. Estos

cubos llevan en su interior bolsas de polietileno, las cuales son colocadas manualmente. Los

cubos llenos deben pesar entre 4,8 kg y 5,5 kg, lo cual es comprobado por el laboratorio

cada una hora. Posteriormente se envasan en cajas de cartón etiquetadas con la fecha de

producción, sabor y cantidad de unidades.

El helado ya envasado es transportado mediante esteras de bandas hacia la nevera de

producto terminado, que mantiene una temperatura entre -25˚C y -30˚C para culminar el

proceso de endurecimiento. En esta etapa se congela otra parte del agua existente. Es

importante destacar la permanencia del producto terminado en nevera es como mínimo de

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24 horas y como máximo de tres días. La distribución del producto se realiza en carros

refrigerados a una temperatura mínima alrededor de los -18°C.

La limpieza de la fábrica se realiza en dos partes, una de ellas es la llamada limpieza parcial

y lo otra que es la limpieza total de la línea. Esto se realiza a partir de un sistema de

limpieza el cual consta de tres tanques que contienen agua caliente, sosa y ácido además

de un calentador que permite calentar estas soluciones de limpieza. Primero se hace pasar

la solución básica durante 20 minutos a una temperatura entre los 65 y los 70°C. Le sigue

la recirculación de la solución ácida durante 15 minutos a temperaturas alrededor de los

75°C y posteriormente se enjuaga con agua caliente a 95°C, asegurándose la limpieza y la

desinfección química y térmica.

El producto terminado posee las especificaciones establecidas por la Oficina Nacional de

Normalización según las normas [NPH00], [NOR03]. Para el caso de helado Varadero

saborizados con esencias son:

Organolépticas: (Se evalúan en un rango entre 1 y 5 puntos)

Aspecto: Color uniforme, típico al sabor que se presenta y a las materias primas utilizadas

en su elaboración. Aspecto homogéneo. (Mínimo 3 puntos).

Sabor: Típico del saborizante, con dulzor moderado y equilibrado. (Mínimo 3 puntos).

Textura: Cuerpo firme y suave al paladar. (Mínimo 3 puntos).

Físico-químicas:

Acidez: 0,22% de ácido láctico (Máximo)

Contenido de materias grasas: 10.80% (Mínimo)

Contenido de sólidos totales: 36,9% (Mínimo)

Microbiológicas:

Conteo de coliformes: 100 ufc/g (Máximo).

Conteo total bacteriano: 50 000 ufc/g (Máximo).

Conteo total de microorganismos patógenos: No se admite su presencia.

1.1.4 Descripción y análisis crítico del flujo tecnológico del proceso de elaboración

de helado en la fábrica Coppelia.

En la fábrica de helados Coppelia se elabora alternativamente helado Varadero y helado

Coppelia en función del pedido que se haga a la empresa y de las materias primas que se

reciban diariamente. A continuación se describirá el proceso para la elaboración de helado

Coppelia.

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El proceso que se muestra en el Anexo 2 comienza con la recepción de las materias

primas, que son: leche fresca, crema de leche, azúcar refino, sal fina grado A, estabilizador,

huevos, leche descremada en polvo y otros aditivos.

La leche fresca llega a la fábrica en carros termos de acero inoxidable de los cuales es

extraída por medio de una bomba centrífuga, que también, es la encargada de enviarla

hacia el filtro lineal y a continuación al primer intercambiador a placas donde debe enfriarse

hasta 4˚C. Luego debe depositarse hasta su utilización en el tanque guarda de acero

inoxidable con agitación mecánica y doble pared, por la cual circula amoníaco como agente

refrigerante. Esta materia prima debe permanecer almacenada aproximadamente 24 horas

como máximo.

En la actualidad no se realiza ni el enfriamiento ni el almacenamiento antes mencionados ya

que debido a la poca disponibilidad de leche se espera al recibimiento de esta para

comenzar la producción diaria. Por tanto, una vez filtrada la leche, se envía directamente a

la báscula para ser pesada y enviada al tanque disolutor de acero inoxidable y 1200 L de

capacidad mediante una bomba positiva. Después que la leche se encuentra en el tanque

disolutor se adicionan el resto de las materias primas, por su orden de adición (de los

menos solubles a los más solubles). Primero se adiciona el estabilizador, después la leche

descremada en polvo (L.D.P.) o leche entera en polvo (L.E.P.), la crema de leche, el

azúcar, la yema de huevo y la sal. Una vez lograda la total dilución de los ingredientes, la

mezcla pasa a los tanques pasteurizadores mediante una bomba sanitaria positiva. Existen

cuatro pasteurizadores de acero inoxidable con 1200 L de capacidad cada uno.

La pasteurización se efectúa elevando la temperatura de la mezcla a 72ºC durante 15

minutos por inyección de vapor en la chaqueta de los pasteurizadores. El objetivo de esta

etapa es, al igual que en el Complejo Lácteo, la eliminación de la microflora patógena. Dicho

tratamiento térmico provoca una aceleración de los procesos físicos, es decir la formación

de la solución de azúcares, sales y la formación coloidal de la proteína láctica.

La mezcla pasteurizada se pasa nuevamente por un filtro lineal mediante una bomba

centrífuga para retener las impurezas como papel, grumos u otras partículas extrañas

provenientes de las materias primas, también tiene el fin de proteger las válvulas del

homogenizador.

Después pasa al homogenizador, donde se transforma en una genuina emulsión por la

distribución uniforme de la grasa debido a la reducción del glóbulo a un diámetro inferior a 2

micras. La presión aplicada depende del contenido de grasa en la mezcla la cual depende a

Page 18: Mae Stria 1391

11

su vez del tipo de helado que se elabore (Varadero o Coppelia). A menor grasa mayor

presión a aplicar y viceversa. Esta operación se realiza a la temperatura de pasteurización.

Posteriormente se enfría la mezcla hasta que alcance una temperatura entre 4 y 6°C. Este

proceso se realiza en dos intercambiadores de calor a placas. El primero es el enfriador 2

donde actúa como refrigerante agua tratada a temperatura ambiente mientras que el otro

es el enfriador 3 que emplea agua helada proveniente del banco de hielo. Es muy

importante para la conservación de la mezcla desde el punto de vista bacteriológico lograr

este enfriamiento hasta el rango de temperaturas mencionado.

Mediante otra bomba centrífuga se lleva la mezcla a los tanques de envejecimiento que son

de acero inoxidable, de doble pared por la cual circula amoníaco y provistos de un agitador

mecánico el cual mantiene la mezcla en constante movimiento. Esta área tiene cuatro

tanques guarda de los cuales hay 3 de 11 500 L y uno de 7400 L de capacidad. En esta

fábrica al igual en el Complejo Lácteo el tiempo de maduración es de 24 horas para

garantizar la solidificación de los glóbulos de grasa y la hidratación de las proteínas.

Al día siguiente al comenzar la jornada laboral esta mezcla ya madurada pasa mediante una

bomba centrífuga a los tanques saboreadores donde se le incorpora el sabor y el color

característico a la mezcla de helado que se esté elaborando si no fue incorporado en la

preparación de la misma.

Seguidamente pasa a las congeladoras. En las mismas existe una bomba que incorpora aire

y otra que incorpora mezcla formándose el helado por el batimiento dentro de la tubería

interior de la máquina y por la transferencia del calor de la mezcla al amoníaco que rodea el

tubo congelador debido a que trabajan con un sistema de cuchillas de acero inoxidable que

van batiendo y raspando la mezcla, disminuyendo gradualmente su temperatura y

favoreciendo la inyección de aire. En dicha fábrica existen 6 congeladoras de 1000 L/h de la

misma marca y modelo que las existentes en el Complejo Lácteo de la Habana pues fueron

instaladas producto del mismo proyecto inversionista.

El helado semicongelado sale a una temperatura entre los -4˚C y -6ºC del cañón del

congelador. Después es envasado correctamente según la norma establecida [NPH00]

mediante el mismo procedimiento del Complejo Lácteo y que ya fue descrito.

Se coloca en una estera mecánica y se traslada hacia la Nevera de Endurecimiento donde

congela otra parte del agua presente en el helado endureciéndose hasta una temperatura

entre los -25˚C y -30˚C. El producto permanece en esta nevera 24 horas y al día siguiente

Page 19: Mae Stria 1391

12

es trasladado a la Nevera de Conservación por un elevador interno entre las dos cámaras

pues se encuentra en el piso inferior. Aquí el helado permanece 48 horas como mínimo a

una temperatura entre -22˚C y -25˚C. La transportación y distribución debe realizarse en

camiones cerrados, higiénicos y con refrigeración para evitar el derretimiento del helado.

1.1.5. Particularidades del proceso de congelación del helado. La congelación de la mezcla de helado es una de las operaciones más importantes en la

fabricación del helado, de ella dependerá la calidad, aceptabilidad y cantidad del producto

terminado.

Este proceso de congelamiento puede ser dividido en dos etapas tecnológicas: Una primera

que tiene lugar en la congeladora y otra segunda que tiene lugar en los depósitos de

congelación o neveras. Este proceso puede verse representado en función del tiempo y la

temperatura en la Figura 1. En ambas etapas tiene lugar la congelación del agua presente

en el producto. En la Figura 2 se muestra la cantidad aproximada de agua que congela a

una determinada temperatura en un helado de crema.

Figura 1: Gráfico de congelamiento del helado. Tomado de [EAR00].

El agua pura se congela a 0˚C Cuando otra sustancia se disuelve en ella, el punto de

congelación baja a una temperatura menor. La caída del punto de congelación estará

regulada por la cantidad de sustancias y su peso molecular. En la mezcla de helado los

ingredientes disueltos en el agua son los azúcares (lactosa incluida) y algunas de las sales

inorgánicas que se encuentran en los sólidos no grasos de la leche. La grasa y las proteínas

de la leche no se disuelven, no ejerciendo un efecto directo sobre la temperatura de

congelación del agua [LOP93].

Cuando el agua pura se congela la temperatura permanece constante. Cuando se congela el

agua de la mezcla de helado, la temperatura no permanece constante, sino que baja

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13

gradualmente. Esto se debe a que, al congelarse el agua, se forman cristales de hielo puro,

quedando en el agua restante todos los ingredientes disueltos. Queda de este modo una

solución de mayor concentración y por consiguiente de menor temperatura de congelación.

Este aumento de la concentración puede resultar en una supersaturación y por consiguiente

producirse la cristalización de algunos de los ingredientes [LOP93].

Figura 2: Gráfico de formación de cristales de hielo en el helado. Tomado de [EAR00].

La concentración de sólidos solubles en la mezcla previa a su congelación es de alrededor

del 25%. Cuando esta mezcla entra a la congeladora y se pone en contacto con las paredes

del equipo comienza a ceder calor y a enfriarse desde 5˚C hasta -2˚C evolucionando calor

sensible lo que corresponde con el tramo AB de la figura 1. Una vez que alcanza esta

temperatura y continúa poniéndose en contacto con las paredes del equipo que están a una

temperatura muy baja (alrededor de los -40˚C) comienza la cristalización del agua (tramo

BC, figura 1) en forma de pequeñísimos cristales. El calor de cristalización liberado produce

un aumento de la temperatura rápidamente hasta el punto inicial de congelación aparente

(punto D, figura 1). Estos pequeños cristales son arrastrados por las paletas raspadoras y

se incorporan al resto de la mezcla disolviéndose por la temperatura superior de la misma

pero absorbiendo el calor de ella y por consiguiente enfriándola. Esto se repite

constantemente debido al batido de la mezcla sucediendo en tiempos muy pequeños

(decimas de segundos) y por ende bajando el punto de congelación del agua restante.

Cuando la mezcla baja suficientemente la temperatura (hasta -5˚C), los pequeños cristales

ya no se disuelven sino que forman parte de la misma dando el cuerpo semiplástico

característico del helado pues ya congeló el 48% del agua presente en la mezcla. A la salida

de la congeladora o máquina fabricadora (punto E, figura 1) se obtiene finalmente un

Page 21: Mae Stria 1391

14

helado semicongelado a -5˚C, cuya concentración de sólidos solubles se ha duplicado, es

decir, que su concentración es de por lo menos un 50% [LOP93], [EAR00].

La etapa siguiente que tiene lugar en las cámaras o neveras, como se dijo anteriormente,

comienza en el punto E de la figura 1 y tiene una duración de 24 horas. Es precisamente en

esta etapa donde se completa el proceso de congelamiento y endurecimiento del producto

pues congela lentamente el 43% del agua presente en el mismo en forma de crecimiento de

los cristales ya formados. Por lo tanto puede decirse que los sólidos solubles aumentan a un

73% cuando se alcanzan los -25˚C en las 14 horas iniciales aproximadamente. Cuando la

concentración se sustancias disueltas se hace muy grande ya no se congelará más agua

aunque la temperatura continúe descendiendo hasta los -30˚C. Esto puede verse

claramente en la figura 2 ya que entre los -25˚C y -30˚C solo congela un 1% de agua. Es

por esto, que se dice, que cuando el centro térmico del producto alcanza los -25˚C ya se

logró el endurecimiento del mismo y de aquí en adelante se considera que evoluciona calor

sensible para alcanzar en la medida posible la temperatura del espacio refrigerado, lo cual

esta representado en el tramo FG de la Figura 1.

1.2 Refrigeración. Generalidades.

1.2.1 Definición. La refrigeración es un proceso en el que se reduce la temperatura de un espacio

determinado y se mantiene esta temperatura baja con el fin, por ejemplo, de enfriar

alimentos, conservar determinadas sustancias o conseguir un ambiente agradable. El

almacenamiento refrigerado de alimentos perecederos, productos farmacéuticos y otros se

conoce como almacenamiento en frío [LUF57], [DOD70], [PON87].

Otros autores la definen como un proceso de remoción de calor bajo condiciones

controladas. El frío es simplemente un término relativo que se refiere a la ausencia de calor.

En pocas palabras refrigerar no es más que lograr una temperatura más baja que la del

medio ambiente inmediato donde para descender la temperatura se requiere de una

extracción de calor del cuerpo a refrigerar [STO76].

1.2.2 Historia y evolución.

El hombre, desde su aparición sobre la tierra, debió comprobar que sus alimentos se

conservaban mejor en invierno que en verano, y lógicamente pensó que, si pudiese obtener

en forma artificial en verano, las temperaturas invernales, la conservación de los alimentos

se lograría en las mismas condiciones que en invierno.

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15

No se tiene la idea precisa de cuando el hombre comenzó la extracción durante el invierno

del hielo natural para conservarlo, y utilizarlo después a fin de evitar la alteración de los

alimentos. Lo que se puede afirmar es que, en la Roma antigua las jarras y cántaros

porosos que se introducían en la nieve para obtener jugos de frutas fríos fueron los

primeros precursores de las máquinas modernas para producir frío artificial.

En 1862, en la exposición universal de Londres, Fernando Carré maravilló a los visitantes

extrayendo enormes bloques de hielo de una máquina de dimensiones imponentes. Y lo que

asombró más al público fue que Carré, utilizando una máquina de absorción, produjese frío

gracias al calor. Pero no fue hasta 1868 que se inventó la primera máquina de compresión

para producir frío por evaporación de un gas licuable, el mérito fue a las manos del

científico francés Carlos Tellier [LUF57]. En 1874 construyó el primer armario conservador

y logró despertar el interés de la Académica de Ciencias por sus estudios de conservación

de la carne.

Con estas bases el frío se lanzó a la conquista de la industria alimentaria. Primeramente

fue la conservación de los productos cárnicos y vegetales, así como también productos de la

pesca, para aumentar después el tiempo de conservación, llegando, en una nueva etapa, la

de congelación lenta, y más adelante, a medida que continuaba la investigación, a la

aceleración de la congelación reduciendo la temperatura de los túneles de congelación,

llegando actualmente a la supercongelación.

1.2.3 Ciclos de refrigeración. Los sistemas de refrigeración se pueden dividir en tres tipos básicos: los de compresión

mecánica, los de absorción y los de eyección de vapor. De estos tres, el primero es el de

mayor aplicación.

En la refrigeración por compresión mecánica se obtiene un enfriamiento constante mediante

la circulación de un refrigerante en un circuito cerrado, donde se evapora y se vuelve a

condensar en un ciclo continuo. Todo lo que se necesita para mantener el enfriamiento es

un suministro continuo de energía y un método para disipar el calor.

Este tipo de sistema está formado por cuatro elementos fundamentales: un compresor, un

evaporador, un condensador y un dispositivo de expansión los cuales se muestran en la

Figura 3 a). Además necesita de la sustancia de trabajo o agente de transformación que

recibe el nombre de refrigerante [STO76].

Page 23: Mae Stria 1391

16

Figura 3: Ciclo de refrigeración por compresión mecánica. Tomado de [STO76].

El compresor se considera el corazón del sistema de refrigeración, su función fundamental

consiste en succionar el vapor refrigerante en condiciones de baja presión y baja

temperatura desde el evaporador y elevar sus parámetros hasta condiciones de

condensación. Este constituye el elemento fundamental de demanda de energía eléctrica

dentro del ciclo [ASH01].

El condensador es un intercambiador de calor situado en el lado de alta presión del sistema

cuya función fundamental consiste en rechazar el calor absorbido por el refrigerante en el

evaporador, en las tuberías y en el compresor [GOR00].

El dispositivo de expansión tiene como función fundamental la expansión del refrigerante. El

mismo entra al dispositivo en estado líquido con condiciones de alta presión y mediana

temperatura después de haber cedido calor en el condensador, sale del dispositivo de

expansión a baja presión y baja temperatura, como mezcla bifásica, con una proporción

aproximada de 75% de líquido y 25 % de vapor según el diseño y condiciones de

funcionamiento [ASH01], [STO76].

El evaporador es un intercambiador de calor situado en el lado de baja del sistema donde

ocurre el proceso de refrigeración, lo cual consiste en la absorción de calor proveniente del

objeto de la refrigeración. El líquido proveniente del dispositivo de expansión entra al

evaporador, absorbe calor de sus alrededores y sale en forma de vapor refrigerante a bajas

presiones, condiciones a las cuales es succionado por el compresor [ASH01], [STO76].

El ciclo se desarrolla entre los dos niveles de presiones como se muestran en el diagrama

presión contra entalpía de la Figura 3 b). El primer nivel corresponde con la llamada

presión de alta o presión de condensación y el segundo con la llamada presión de baja o

presión de evaporación. Los procesos termodinámicos que tiene lugar en dicho ciclo son los

siguientes:

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17

1-2 Proceso de compresión a entropía constante.

2-3 Proceso de desobrecalentamiento del gas y condensación a presión constante.

3-4 Proceso de estrangulación a entalpía constante.

4-1 Proceso de evaporación a presión constante.

Estos sistemas también pueden ser de presiones múltiples esto ocurre cuando el sistema de

refrigeración tiene dos o más bajas presiones. Un ejemplo de este tipo de sistemas es el

representado en la Figura 4 a). Es frecuente que estos sistemas de compresión en dos

etapas tengan enfriamiento intermedio del vapor y separación del vapor saturado como el

caso mostrado en dicha figura. Estos sistemas requieren menos potencia que con un único

compresor y el ahorro de potencia justificará el costo del equipo adicional [STO76],

[PON87]. De manera general los sistemas de presiones múltiples, incluyendo el antes

mencionado, tienen un comportamiento similar al representado en la Figura 4 b). Los

procesos termodinámicos que tienen lugar en dicha figura son:

1-2 Proceso de compresión de baja a entropía constante.

2-3 Proceso de desobrecalentamiento del gas.

3-4 Proceso de compresión de alta a entropía constante.

4-5 Proceso de desobrecalentamiento del gas y condensación a presión constante.

5-6 Proceso de estrangulación a entalpía constante.

6-3 Proceso de evaporación a presión constante en alta.

7-8 Proceso de estrangulación a entalpía constante.

8-1 Proceso de evaporación a presión constante en baja.

Figura 4: Ciclo de refrigeración en un sistema de múltiples presiones. Tomado de [STO76].

1.2.4 Ciclo de refrigeración real e ideal.

En el ciclo ideal de refrigeración por compresión mecánica de vapor se considera que no

existen caídas de presión en los equipos y componentes del sistema, que no hay

Page 25: Mae Stria 1391

18

transferencia de calor entre el refrigerante y el medio ambiente, ni en las líneas de succión,

de descarga y de líquido. También que el proceso de compresión se realiza en forma

isentrópica (adiabática - reversible) [DOS85].

Las consideraciones anteriores permiten suponer que las propiedades del refrigerante a la

salida de cada componente del sistema son las mismas que las de entrada del siguiente, por

lo que el ciclo ideal de refrigeración es más fácil de estudiar. La utilidad de estudiar el ciclo

ideal es tener una referencia o patrón para evaluar la eficiencia de un ciclo real que opere

en las mismas condiciones.

Sin embargo el ciclo real de refrigeración presenta desviaciones respecto al ciclo ideal,

porque si existen caídas de presión en todos los equipos y componentes del sistema,

excepto en el compresor, que es el equipo que compensa todas las pérdidas de presión.

Además porque existe intercambio de calor entre el refrigerante y el medio ambiente, tanto

en los equipos como en las líneas de succión y descarga. El proceso de compresión no es

isentrópico, en el mejor de los casos puede ser adiabático irreversible. El fluido de trabajo,

es decir el refrigerante, no es una sustancia pura sino una mezcla de refrigerante y

lubricante. También se produce el subenfriamiento del líquido condensado y el

sobrecalentamiento del vapor de succión [RAN03], [DOS85].

El sobrecalentamiento del vapor de succión puede producirse al final del evaporador o en la

tubería de succión dentro y fuera del espacio refrigerado. Si este ocurre en la tubería de

succión dentro del espacio refrigerado es beneficioso pues aumenta el efecto refrigerante,

sin embargo, en caso contrario provoca el incremento del volumen específico y con ello la

disminución de la masa refrigerante succionada por el compresor. También produce un

ligero incremento en el trabajo de compresión por unidad de masa de refrigerante, un

considerable aumento de la temperatura del vapor descargado por el compresor para la

misma presión de condensación y un incremento del calor rechazado en el condensador

[RAN03].

El subenfriamiento del líquido puede producirse en el condensador, en el tanque receptor de

líquido, en la tubería de líquido o en intercambiadores de calor. Este fenómeno trae la

ventaja de aumentar el efecto refrigerante lo cual compensa las desventajas del

sobrecalentamiento del vapor de succión [RAN03].

La compresión no isentrópica provoca un incremento en el trabajo de compresión, por

unidad de masa de refrigerante, un aumento de la temperatura del vapor descargado por el

compresor, para la misma presión de condensación y un incremento del calor rechazado en

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19

el condensador por unidad de masa de refrigerante. La combinación de todas estas

desviaciones y sus efectos puede verse en la Figura 5, donde el ciclo representado por las

letras corresponde con el ciclo ideal y el representado por los números con el ciclo real

[KIR86], [COL05], [RAN03]. Por ejemplo en la línea 1-2 puede verse el proceso de

expansión, en la 2-3 el proceso de evaporación con su respectiva caída de presión y el

sobrecalentamiento del vapor, en la 3-4 la caída de presión en la tubería de succión, en la

4-5 la caída de presión en la válvula de succión, en la 5-6 el proceso de compresión con el

correspondiente incremento de la temperatura de descarga del compresor, el 6-7 es la caída

de presión producto de la válvula de descarga, el 7-8 el proceso de condensación con su

respectiva caída de presión y el 8-1 la caída de presión provocada por el tanque receptor y

la tubería de descaga.

Figura 5: Efecto combinado de las desviaciones del ciclo real respecto al ciclo ideal.

Tomado de [COL01].

Estas situaciones causan irreversibilidades en el sistema de refrigeración y por cada una de

ellas se requiere suministrar trabajo adicional por medio del compresor para contrarrestar

sus efectos. Las irreversibilidades no se pueden evitar, pero se deben reducir a un mínimo

para reducir el trabajo adicional suministrado.

1.2.5 Caracterización de la planta de refrigeración para la elaboración de helados

en el Complejo Lácteo de La Habana.

La planta de helados del Complejo Lácteo de la Habana cuenta con su propio sistema de

refrigeración para la elaboración de dicho producto. Este sistema es un ciclo de

refrigeración de doble etapa por compresión de vapor, que emplea el amoníaco como

refrigerante, el cual es recibido en la planta cada cuatro meses. En cada suministro se

llenan dos tanques de 3,5 toneladas.

El amoníaco es succionado como vapor saturado del tanque de baja (TKB, Anexo 3)

(presión de 64,4 kPa y temperatura de -42 ˚C) por el compresor Stal de tornillo de 221 kW

de capacidad (CPB, Anexo 3), es comprimido en esta primera etapa y llevado como vapor

Page 27: Mae Stria 1391

20

sobrecalentado al tanque de intermedio (TKI, Anexo 3). Después de haber burbujeado a

través del amoníaco líquido presente en el tanque se enfría y pasa a vapor saturado.

Seguidamente es descargado en la conductora de presión intermedia, desde donde es

succionado nuevamente como vapor saturado (presión de 291,3 kPa y temperatura -10˚C)

por el compresor reciprocante Mycom (CPA, Anexo 3) de 350 kW de capacidad en la

sección de alta presión.

Mediante dicha compresión el amoníaco alcanza el estado físico técnico de vapor

sobrecalentado, el cual es entregado a la conductora de alta y enviado al condensador de

tubos y coraza (1 357 kPa y temperatura 119˚C), donde intercambia calor con el agua

tratada que recircula a través de las torres de enfriamiento y condensa, alcanzando el

estado de líquido saturado. El agua de intercambio es bombeada de las cajas de las torres,

a uno de los cabezales del condensador.

El amoníaco líquido obtenido en el condensador va hacia el tanque recibidor de líquido

donde se extrae el aceite que pueda contener el refrigerante y es dividido en tres

corrientes. Dos de ellas, antes de llegar a su destino, son expansionadas (VEX-1, VEX-2,

Anexo 3). A su paso por el orificio calibrado de la válvula de expansión, el líquido

refrigerante experimenta una caída de presión provocando, por una parte, su evaporación

parcial y por la otra, el enfriamiento hasta la temperatura de evaporación del líquido

restante.

De estas dos corrientes, una se envía al tanque recibidor intermedio (-10°C y 291,3 kPa)

con el objetivo de lograr el enfriamiento del vapor sobrecalentado descargado por el

compresor Stal de tornillo de baja presión. Mientras la otra es enviada al banco de hielo

(BCH, Anexo 3), la cual intercambia calor con la corriente de retorno del agua helada

proveniente de la planta de helado. En el banco de hielo ocurre la evaporación (en alta) del

amoníaco con el objetivo de mantener una temperatura de 1˚C en el mismo, es decir, en

esta etapa ocurre propiamente la refrigeración del agua, la cual es utilizada en varios

equipos en el proceso tecnológico del helado. Es el agua helada el refrigerante secundario

de este ciclo de refrigeración. Después de la evaporación del amoníaco en el serpentín del

banco de hielo el mismo es descargado en el tanque recibidor intermedio. El amoníaco

líquido presente en dicho tanque separador y enfriador pasa al tanque recibidor de baja

(TRB, Anexo 3) (presión de 64,4 kPa y temperatura -42˚C) a partir de la señal de una

válvula solenoide intermedia que dispone del flujo de amoníaco que pasa al tanque de -

42˚C; de donde es impulsado al sistema de nevera (NEV, Anexo 3) y congeladoras (COG,

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21

Anexo 3) con una bomba que trabaja en un rango de presiones entre 274,6 kPa y 313,8

kPa.

En las congeladoras el amoníaco intercambia calor con la mezcla de helado que se desea

congelar para ser envasada, sin embargo en las neveras el intercambio es con el aire

impulsado por los difusores. La expansión del proceso de baja presión se logra a partir de la

caída de presión en las tuberías de conducción del refrigerante, debido a los accesorios y a

la fricción por el trasiego desde la planta de refrigeración hasta la planta de helado, donde

se encuentran las congeladoras y la nevera. Además el sistema de congeladoras y neveras

cuentan con válvulas de expansión para esta función en caso de la necesidad de la

expansión del líquido. El amoníaco evaporado es enviado nuevamente al tanque de recibidor

de baja (presión de 64,4 kPa y temperatura -42˚C) dando de esta forma comienzo

nuevamente al ciclo de refrigeración.

La planta de refrigeración cuenta con un compresor Sabroe de tornillo intermedio (CPB-1,

Anexo 3), que actualmente solo es posible utilizarlo en baja presión por su estado técnico.

La planta también cuenta con otro compresor buste (CPB-2, Anexo 3) que se encuentra

deteriorado y con un compresor chino (CPCH, Anexo 3) recién instalado que no es de

utilidad para el rango de capacidades de trabajo de la planta.

1.2.6 Caracterización de la planta de refrigeración para la elaboración de helados

en la Fábrica Coppelia.

Dicha fábrica también cuenta con su propio sistema de refrigeración para la elaboración del

helado el cual aparece representado en el Anexo 4. Este sistema es un ciclo de

refrigeración de doble etapa por compresión de vapor, que emplea el amoníaco como

refrigerante, el cual es recibido en la fábrica dos veces al año y depositado en el tanque

recibidor lineal.

El ciclo de refrigeración comienza en dicho tanque (1 350 kPa y 30˚C) del cual sale una

línea que conduce el líquido saturado hasta la nevera de materias primas, la nevera de

sabores, el banco de hielo, los tanques de maduración y hasta el tanque guarda el cual se

encuentra desactivado actualmente. Este líquido saturado antes de llegar a todos estos

evaporadores se expande. A su paso por el orificio de la válvula de expansión, el líquido

refrigerante experimenta una caída de presión hasta 237 kPa y -15˚C provocando, por una

parte, su evaporación parcial y, por la otra, el enfriamiento hasta la temperatura de

evaporación del líquido restante. Esta mezcla húmeda una vez que se encuentra en los

evaporadores antes mencionados intercambia calor ocurriendo propiamente el proceso de

Page 29: Mae Stria 1391

22

refrigeración a expensas de la evaporación en alta del refrigerante, el cual ya en el estado

físico técnico de vapor saturado llega a los pre-enfriadores. Después de haber burbujeado a

través del amoníaco líquido presente en el pre-enfriador para enfriarse es succionado por el

compresor reciprocante Mycom N8WB de alta presión de 370 kW de capacidad.

Mediante dicha compresión el amoníaco alcanza el estado físico técnico de vapor

sobrecalentado a 156°C y 1 398 kPa de presión, el cual es entregado a la conductora de

alta y enviado al condensador evaporativo Mebrafe CETF 810 que opera a de 30°C y 1 350

kPa, donde intercambia calor con el agua tratada y el aire y condensa, alcanzando el estado

de líquido saturado. El intercambio se efectúa con agua tratada proveniente de los

suavizadores que recircula dentro del propio equipo.

Del tanque recibidor lineal sale otra línea de líquido saturado que va hacia los pre-

enfriadores IC-8-B. A la entrada de los mismos esta línea se divide en dos corrientes, una

que es expansionada hasta 237 kPa y -15°C formándose una mezcla húmeda con la cual

intercambia la otra corriente que va por el interior de un serpentín y se enfría hasta 1°C y

1 350 kPa obteniéndose un líquido subenfriado. Este se expande y se envía hacia los pre-

enfriadores individuales (intercoller personalizados) de los compresores bietápicos y hacia el

tanque de recirculación. Este tanque es un enfriador-separador al cual llega una mezcla

húmeda en equilibrio líquido-vapor.

Desde el mismo se bombea el líquido saturado hacia las congeladoras y las neveras de

Endurecimiento y Conservación. En estos evaporadores alcanza el estado de vapor

saturado al extraerle el calor a la mezcla y al helado ocurriendo el propio proceso de

refrigeración a expensas de la evaporación del refrigerante a -40˚C y 72 kPa. Seguidamente

es conducido de nuevo hasta el tanque de recirculación donde este vapor burbujea a través

del líquido presente en el mismo, se enfría y a su vez es succionado por los compresores

reciprocantes de baja Mycom N6WB y los compresores reciprocantes bietápicos Mycom

N62WB de 302 kW y 208 kW de capacidad respectivamente. Este vapor saturado es

comprimido en esta primera etapa y llevado a vapor sobrecalentado a 140°C y 241 kPa.

Cuando esta operación es realizada por los compresores bietápicos seguidamente hay un

enfriamiento intermedio en los intercoller para llevar este vapor a saturado a las condiciones

de 237 kPa y -15°C y después ser comprimido en la etapa de alta hasta 1 398 kPa y 156°C

alcanzado el estado de vapor sobrecalentado, el cual es descargado en el condensador

evaporativo. Cuando la compresión en baja es realizada por los compresores de baja el

vapor sobrecalentado es descargado en los pre-enfriadores en los cuales burbujea a través

Page 30: Mae Stria 1391

23

del líquido presente en los mismos enfriándose y pasando al estado de vapor saturado el

cual es succionado por el compresor de alta antes mencionado.

1.3 Fundamentos de los balances energéticos en los procesos de remoción de calor

en la elaboración de helado.

1.3.1 Fundamentos de la determinación de los calores que deben ser removidos

del proceso de elaboración de helado.

Para el diseño y evaluación de instalaciones y procesos es imprescindible calcular la

evolución total de energía pues es uno de los aspectos más relevantes dentro de la

ingeniería. Para ello se hace uso de los balances de energía los cuales se basan en la Ley de

conservación de la energía o Primer Principio de la Termodinámica. Este establece

cuantitativamente las transformaciones entre los distintos tipos de energía pues plantea que

la energía ni se crea ni se destruye, solo se transforma por las diversas transformaciones

físicas y químicas posibles y que la cantidad total de energía que entra en un sistema debe

ser exactamente igual a la que sale. Una de las formas más generales de escribir este

principio es la ecuación 1.1 que tiene carácter general y que es válida para todos los

sistemas, tanto móviles como inmóviles, es decir sistemas a flujo o sistemas como un todo

en el espacio [KIR86].

� = � + ∆� (Ec. 1.1)

Cuando se quiere calcular el calor total consumido en un proceso se puede plantear la

expresión 1.2 propuesta por J. Gandón en [GAN01].

���� = ���� ��� + �������� + �������� (Ec. 1.2)

Donde: Q TOTAL: Calor total evolucionado (kJ)

Q PROCESO: Calor evolucionado para la transformación de la materia prima (kJ)

Q EQUIPOS: Calor evolucionado para enfriar o calentar los equipos donde tienen lugar

las transformaciones e la materia prima o producto (kJ)

Q PERDIDO: Calor cedido o absorbido del medio ambiente por deficiencias de

explotación y de mantenimiento de las instalaciones (evitable) o por características

de diseño de las instalaciones y equipos (inevitable) (kJ)

Generalmente los procesos térmicos que tienen lugar en la transformación de las materias

primas o productos en un proceso productivo se dividen en etapas de calentamiento o

enfriamiento donde se evoluciona calor sensible y en etapas de condensación y evaporación

Page 31: Mae Stria 1391

24

donde se evoluciona calor latente. Sin embargo hay casos donde la sustancia o el producto

en cuestión evoluciona ambos tipos de calores. En cualquiera de estos casos los calores de

proceso pueden evaluarse por la expresión 1.3.

���� ��� = ∑���������������� + ∑��������� �� �� (Ec. 1.3)

A su vez los calores sensibles y latentes pueden evaluarse por las expresiones 1.4 y 1.5

respectivamente.

� = ! ∙ �# ∙ (%� − %') (Ec. 1.4) �) = !' ∙ ∆* (Ec. 1.5) Donde: M: Masa de producto (kg)

Cp: Capacidad térmica (kJ/kg˚C)

Ti: Temperatura inicial (˚C)

Tf: Temperatura final (˚C)

Q: Calor sensible evolucionado (kJ)

Mf: Masa que cambia de fase (kg)

∆H: Calor latente por unidad de masa (kJ/kg)

Qf: Calor latente evolucionado (kJ)

El calor de enfriar o calentar los equipos donde se realizan las operaciones tecnológicas se

determina por la expresión 1.6 que se muestra a continuación.

�+,-./0 = !+,-./0 ∙ �# ∙ (%� − %') (Ec. 1.6)

Donde: M equipo: Masa del equipo (kg)

Cp: Capacidad térmica del material de conformación del equipo (kJ/kg˚C)

Ti: Temperatura inicial a la que se encuentra el equipo (˚C)

Tf: Temperatura final que alcanza el equipo (˚C)

En la industria láctea es muy frecuente el empleo de intercambiadores de calor a placas con

el fin de pasteurizar o enfriar el producto. En ellos las pérdidas se consideran despreciables,

por lo que el calor perdido se asume igual a cero para los efectos de los cálculos de

ingeniería. El balance de calor puede entonces plantearse mediante la expresión 1.7.

�1+2.20 = �345064.20 (Ec. 1.7)

Cuando el calor perdido no es despreciable, en su estimación debe tenerse en consideración

múltiples aspectos, por ejemplo, el tipo de mecanismo de transferencia y si las tuberías

Page 32: Mae Stria 1391

25

están aisladas térmicamente o no. Debe considerarse la forma geométrica de los equipos,

tenerse en cuenta que están compuestos por varias estructuras cuerpo, tapa, fondo y si

estas son superficies verticales u horizontales, cónicas o planas.

Para el cálculo del calor perdido al ambiente por convección radiación en tuberías o

recipientes cilíndricos se puede emplear la expresión 1.8 o la 1.9 en dependencia de la

información disponible [GAN01].

�10789632 = ℎ3 ∙ ; ∙ (%+ − %3) (Ec. 1.8)

�10789632 = ℎ1 ∙ ; ∙ (%+ − %3) + </ ∙ ; ∙ = ∙ ((%+)> − (%3)>) (Ec. 1.9)

Donde: Q conv-rad: calor absorbido del ambiente por convección radiación (kW)

ha: Coeficiente de convección radiación, W/ (m²°C)

A: Área de transferencia de calor (m2)

Te: Temperatura de la superficie exterior (°C)

Ta: Temperatura del medio exterior (°C)

hc: Coeficiente de transferencia de calor por convección libre (J/m2s˚C)

=: Constante de Stefan Boltzmann (W/m2K4)

<: Emisividad del material de construcción de la superficie del recipiente

Por ejemplo, en el caso del cuerpo cilíndrico de los recipientes y de las tuberías aisladas y

sin aislar es conveniente emplear la ecuación 1.8 pues por la expresión 1.10 se puede

estimar de manera muy conveniente el coeficiente de convección-radiación [GAN01].

ℎ3 = 9,77 + 0,07 ∙ (%+ − %3) (Ec. 1.10)

Donde: ha: Coeficiente de transferencia de calor por convección radiación (J/m2s˚C)

Te: Temperatura de la superficie exterior (°C)

Ta: Temperatura del medio exterior (°C)

Sin embargo en el caso de la tapa y el fondo de los recipientes es mejor emplear la

expresión 1.8 ya que hay expresiones muy sencillas que dan la posibilidad de estimar el

coeficiente de convección libre en función de la geometría y la orientación de la estructura.

Por ejemplo, para superficies verticales, para superficies planas horizontales hacia arriba y

para superficies planas horizontales hacia abajo se puede determinar por las expresiones

1.11, 1.12 y 1.13 respectivamente [GAN01].

ℎ1 = 2,2 ∙ (%+ − %3)D/> (Ec. 1.11)

Page 33: Mae Stria 1391

26

ℎ1 = 2,8 ∙ (%+ − %3)D/> (Ec. 1.12)

ℎ1 = 1,13 ∙ (%+ − %3)D/> (Ec. 1.13)

Donde: hc: Coeficiente de transferencia de calor por convección libre (J/m2s˚C)

Te: Temperatura de la superficie exterior (°C)

Ta: Temperatura del medio exterior (°C)

Hay etapas tecnológicas dentro de los procesos que involucran tanto calores perdidos, como

calores de equipos y calores para lograr la transformación de la materia prima. Un ejemplo

de ello es la determinación de la carga térmica de una nevera que es evaluar el calor total

que debe ser removido en la nevera por varias fuentes involucradas, entre las que se

encuentran la carga por producto, por embalaje, por estructuras, la carga por alumbrado, la

carga por equipos, por cambios de aire y por ocupantes. Esto puede expresarse

matemáticamente por la ecuación 1.14 cuyo coeficiente de 1,1 representa el empleo de un

factor de seguridad del 10% [DOS85].

��0I3J = 1,1 ∙ (�/2I0 + �+K43J3L+ + �+5I6-1I + �13K4.053.6+ + �3J-K + �+,-./05 + �01-/37I+5) (Ec. 1.14)

Donde: Q Total: Carga térmica total de la nevera (kW)

Q pdto: Carga por producto (kW)

Q embalaje: Carga por embalaje (kW)

Q estruct: Carga por las diferentes estructuras que conforman la cámara (kW)

Q cambios aire: Carga por cambios de aire (kW)

Q alum: Carga por alumbrado (kW)

Q equipos: Carga por equipos (kW)

Q ocupantes: Carga por operarios u ocupantes (kW)

A continuación se expondrán los aspectos fundamentales que deben considerarse para la

estimación de cada una de estas cargas.

• Carga por ocupantes

La carga por ocupantes permite conocer el calor que aporta la presencia de personas dentro

de la cámara. Esta carga se determina mediante la ecuación 1.15 [DOS85].

�01-/37I+5 = M1 ∙ ##������� (Ec. 1.15) Donde: Q ocupantes: Carga aportada por la presencia de los operarios (kW)

qC: carga térmica que aporta un operario (kW)

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27

• Carga por cambios de aire

La ganancia de calor en el espacio refrigerado por cambios de aire es principalmente por

infiltración a través de las puertas que se abren. La cantidad de aire exterior que entra al

espacio en un período de 24 horas debido a las puertas que son abiertas, depende del

número, tamaño y localización de las puertas, sobre todo de la frecuencia y el tiempo que

las mismas permanecen abiertas. Debido a que el efecto combinado de todos estos factores

varía con cada instalación y a lo difícil que es predecirlo con exactitud, es práctica general

estimar esta ganancia de calor en función del volumen interior del enfriador y del tipo de

uso mediante la ecuación 1.16 [DOS85].

�13K4.053.6+ = O ∙ � ∙ DPQ

∙ �# ∙ ∆% (Ec. 1.16)

Donde: V: volumen de la cámara (m3).

n: número de intercambios de aire en 24 horas.

VH: Volumen húmedo (m3/kg aire seco).

Cp: capacidad térmica del aire (kJ/kgºC)

∆T: diferencia de temperatura entre el aire interior y exterior de la cámara (ºC)

• Carga por estructuras

La ganancia de cargas por paredes, que en ocasiones se le llama carga de fuga, es una

medición del calor que fluye por conducción a través de las paredes del espacio refrigerado

del exterior hacia el interior. Siempre debe tenerse en consideración ya que no se dispone

de ningún aislante perfecto y por tanto siempre existirá cierta cantidad de calor en transito

del exterior al interior. La misma se determina por la expresión 1.17 [DOS85]:

� = � ∙ ; ∙ ∆% (Ec. 1.17)

Donde: U: coeficiente global de transferencia de calor (W/m2K)

A: área de la estructura (m2)

∆T: diferencia de temperatura (˚C)

Cuando una pared recibe la radiación solar de manera directa, debe adicionarse a la

diferencia de temperatura existente entre el exterior y el interior de la nevera, el

incremento de la temperatura exterior por este concepto. Este incremento puede evaluarse

a partir de la ecuación 1.18 [DOS85]:

∆%� = �∙/∙3R+SI

(Ec. 1.18)

Page 35: Mae Stria 1391

28

Donde: ∆TS: incremento de temperatura de la pared por la radiación solar (˚C)

I: intensidad de la radiación solar (W/m2).

p: coeficiente que considera la inercia térmica de la estructura.

a: absorbancia de la superficie externa.

h ext: coeficiente pelicular de transferencia de calor de la pared externa.

Posteriormente debe calcularse el coeficiente global de transferencia de calor para cada una

de las estructuras que conforman la cámara mediante la ecuación 1.19 [DOS85].

int43

43

32

32

21

21 1......

11

hkkkh

U

ext

++∂

+∂

+∂

+=

(Ec. 1.19) Donde: U: Coeficiente global de transferencia de calor (W/m2K)

h ext : Coeficiente pelicular del aire en el lado exterior (W/m2K)

h int : Coeficiente pelicular del aire en el lado interior (W/m2K)

∂: Espesor de los componentes de la estructura (m)

k : Conductividad térmica de los componentes de la estructura (W/mK).

• Carga por producto y embalaje

Cuando el producto entra al espacio de almacenamiento a temperatura mayor que la que se

tiene dentro del espacio, el producto cederá calor al espacio hasta que alcance la

temperatura del espacio refrigerado. Ese calor ganado en ese espacio, que proviene del

producto, se calcula por la expresión 1.20. Para el cálculo de la carga por embalaje se

realiza el mismo procedimiento del cálculo de la carga por producto [DOS85].

τ⋅

∆= ⋅⋅

t

TCMQ PT

producto (Ec. 1.20)

Donde: MT: masa de producto (kg)

Cp: capacidad térmica (kJ/kgºC)

∆T: diferencia de temperatura (ºC)

t: tiempo de enfriamiento (h)

τ: factor de rapidez de enfriamiento

• Carga por equipos

La estimación de esta carga consiste en determinar el calor aportado por motores eléctricos

funcionando dentro del espacio refrigerado. Esto puede realizarse a partir de la expresión

1.21.

Page 36: Mae Stria 1391

29

Btu

WhEhpNmotoresQ 293,0⋅⋅⋅=

(Ec. 1.21)

Donde: Q motores: carga aportada por los motores (kW)

N: número de motores dentro del espacio refrigerado

hp: potencia del motor en caballos de fuerza (hp)

E: equivalente energético correspondiente con los caballos de fuerza (Btu/hph)

• Carga por alumbrado

Calor aportado por las lámparas encendidas dentro del espacio refrigerado. Su estimación

se realiza por la expresión 1.22 [DOS85].

CTCUPIQ A ⋅⋅= (Ec. 1.22)

Donde: QA: carga por alumbrado (kW)

PI: potencia instalada (kW)

CU: coeficiente de utilización (fracción de la potencia instalada que es utilizada)

CT: coeficiente de tolerancia (aplicado a lámparas fluorescentes para tomar en

cuenta la potencia consumida por el transformador)

1.3.2 Fundamentos de la evaluación energética del proceso de remoción de calor

mediante un ciclo de refrigeración por compresión de vapor.

Para la caracterización de las condiciones de funcionamiento de un ciclo de refrigeración, en

particular las energéticas, se hace uso de los llamados indicadores energéticos de

funcionamiento. Estos permiten la evaluación del mismo, denotan una medida del

comportamiento del sistema y permiten señalar puntos del ciclo donde pueden existir fallas

o ineficiencias operacionales que puedan disminuirse o eliminarse. Entre ellos se

encuentran:

• La capacidad de refrigeración:

No es más que la cantidad de calor absorbido desde el espacio o cuerpo frío por unidad de

tiempo. Puede determinarse con ayuda de la ecuación 1.23.

�345064.20 = T6+) ∙ ∆*+83/063206 (Ec. 1.23)

Donde: Q absorbido: Capacidad de refrigeración (kW)

m ref: Flujo de refrigerante en el evaporador (kg/s)

ΔH: Variación de entalpía asociada a la evaporación (kJ/kg)

Page 37: Mae Stria 1391

30

• Trabajo de compresión:

El trabajo de compresión es un indicador fundamental para la evaluación de todo sistema de

refrigeración. Si se está en presencia de un sistema doble etapa existen dos trabajos de

compresión una correspondiente a la etapa de alta y otro correspondiente a la etapa de

baja. El trabajo del sistema es entonces la suma de ambos trabajos. Para estimar tanto el

trabajo del sistema, como el de la zona de baja o el de la zona de alta, se emplea la

ecuación 1.24 que relaciona el flujo de refrigerante con la variación de entalpia

correspondiente.

� = T6+) ∙ ∆* (Ec. 1.24)

Donde: W: trabajo de compresión (kW)

m ref: Flujo de refrigerante en el compresor (kg/s)

ΔH: Variación de entalpía asociada a la compresión (kJ/kg)

• El calor rechazado en el condensador:

No es más que la cantidad de calor que cede el refrigerante en el condensador y que es de

mucha importancia en las aplicaciones de bomba de calor. Es función del caudal circulante

y de los estados de entrada y salida del refrigerante en dicho equipo lo cual se expresa en la

ecuación 1.25.

�1+2.20 = T6+) ∙ ∆*1072+753206 (Ec. 1.25)

Donde: Q cedido: Calor cedido por el refrigerante (kW)

m ref: Flujo de refrigerante en el condensador (kg/s)

ΔH: Variación de entalpía asociada a la condensación (kJ/kg)

• El coeficiente de funcionamiento:

El coeficiente de funcionamiento (COP) se calcula con la ayuda de la ecuación 1.26 la cual

involucra los términos de capacidad de refrigeración y el trabajo de compresión. Este

indicador puede determinarse para el sistema y para cada una de las zonas de trabajo (alta

y baja) en caso de ser necesario. Se emplea para evaluar el grado de bondad del

funcionamiento el sistema de refrigeración pues expresa su efectividad.

�UV = �WXYZ[X\]Z_̂`aZ

(Ec. 1.26)

Donde: W neto: trabajo neto de compresión (kW)

Q absorbido: Calor absorbido en el evaporador o capacidad de refrigeración (kW)

Page 38: Mae Stria 1391

31

COP: Coeficiente de funcionamiento del ciclo de refrigeración real

El coeficiente de funcionamiento es una magnitud adimensional y es de desear el mayor

coeficiente de funcionamiento posible puesto que esto indica que para una refrigeración

dada se necesita el menor trabajo posible.

• El coeficiente de funcionamiento de Carnot

El coeficiente de funcionamiento para el ciclo de Carnot, que es el ciclo ideal, es el mayor

valor del coeficiente de funcionamiento que puede obtenerse entre los límites de las

temperaturas de trabajo. Es únicamente función de dichos límites de temperaturas

absolutas y se estima por la ecuación 1.27.

�UV 3670I = �`bWcZ[Wd\ó_�dZ_]`_YWd\ó_9�`bWcZ[Wd\ó_

(Ec. 1.27)

Donde: COP: Coeficiente de funcionamiento del ciclo de Carnot

T evaporación: Temperatura de evaporación (K)

T condensación: Temperatura de condensación (K)

• Rendimiento Relativo

Una forma más representativa de evaluar el funcionamiento de un sistema de refrigeración

es por medio del llamado rendimiento relativo, el cual permite comparar el alejamiento del

ciclo real con la posibilidad de que el ciclo opere entre los límites de temperaturas de

saturación para las presiones de trabajo, por tanto mientras más pequeño sea, menor

posibilidad habrá de trabajar entre dichos límites de temperatura y menor perfección

termodinámica tendrá el ciclo con respecto al ciclo de Carnot correspondiente para dichos

valores de temperatura. Es decir, que indica la separación del ciclo real respecto al ciclo

ideal de Carnot. El mismo puede determinarse por la expresión 1.28.

f6+J3I.80 = ��[`Wg ��hW[_Za

∙ 100 (Ec. 1.28)

Donde: COP real: Coeficiente de funcionamiento del ciclo de refrigeración real

COP: Coeficiente de funcionamiento del ciclo de Carnot

η: Rendimiento relativo (%)

1.4 Fundamentos de los balances exergéticos del proceso de remoción de calor

mediante un ciclo de refrigeración por compresión de vapor.

El análisis termodinámico de instalaciones energéticas persigue dos objetivos, uno es el

cálculo del grado de perfección termodinámica de los procesos de trabajo y el otro la

Page 39: Mae Stria 1391

32

indicación de las vías para el incremento del ahorro de combustible o energía eléctrica

suministrada a las instalaciones.

Para ello se han utilizado históricamente dos métodos fundamentales: los llamados

energéticos (basados en la primera ley de la termodinámica) y los exergéticos (basados en

la segunda ley). Se ha observado en un alto por ciento de los estudios reportados, que los

de mayor aplicación en cualquier sector industrial, incluyendo el alimentario, están basados

en análisis de la primera ley. La limitación principal de los métodos energéticos de análisis

radica en que se centran en los balances de materiales y energía para el inventario y

reducción de pérdidas por fugas o indisciplinas, para la determinación de índices de

consumo e indicadores de funcionamiento, así como en auditorias energéticas pero no

establecen diferencias en cuanto a la calidad de la energía que se distribuye o en cuanto a

la calidad de las transformaciones energéticas.

Esta calidad esta relacionada con la capacidad para realizar trabajo útil, por lo que no haber

los cambios de calidad de la energía a través de la instalación, deja una vía de

perfeccionamiento no explotada para el ahorro de combustible o energía eléctrica.

La máxima cantidad de trabajo útil se obtiene cuando el sistema realiza un proceso

reversible en que sólo intercambie calor con los alrededores. Al trabajo útil máximo, se le

conoce también como capacidad de trabajo o disponibilidad [KIR86], [ZUM09], [ROD01].

La exergía es definida por Szargut [SZA98] como la máxima cantidad de trabajo obtenible

cuando un flujo de energía es llevado de su estado inicial a un estado de equilibrio

termodinámico con las sustancias comunes del entorno natural (estado inerte), por medio

de procesos reversibles, interactuando únicamente con su entorno natural. En otras

palabras, la exergía es la máxima cantidad de trabajo que se puede obtener cuando una

sustancia o forma de energía es llevada a su estado inerte, o estado muerto [ZUM09].

Cuando se aplica en un sistema un análisis de la segunda ley, unos de los aspectos claves a

definir es el medio hacia el cual evolucionará el sistema en estudio, este medio es llamado

estado de referencia, existen disímiles criterios para su selección, la mayoría de los autores

toman 25˚C y 101,3 kPa.

Si se excluyen los efectos nucleares, magnéticos y eléctricos, es posible diferenciar dos

tipos fundamentales de exergía [ZUM09], [ROD01], [RIV07]:

a) La exergía de los tipos de energía que no se caracterizan por la entropía. En estos casos

la exergía es igual a la energía. Por ejemplo la exergía cinética y la exergía potencial que

Page 40: Mae Stria 1391

33

son energías que se pueden transformar íntegramente en trabajo útil mediante los

dispositivos adecuados y por tanto no son consideradas en el método exergético de las

pérdidas de capacidad de trabajo.

b) La exergía de los tipos de energía que se caracterizan por la entropía, en los que la

exergía es diferente de la energía. Por ejemplo la exergía física y la exergía química.

La exergía física o termodinámica es el trabajo que se puede obtener sometiendo a la

sustancia a procesos físicos reversibles desde la temperatura y presión iníciales, hasta el

estado determinado por la presión y la temperatura del entorno. Es decir que es el trabajo

útil máximo que puede obtenerse al llevar una corriente de una determinada sustancia

desde un estado inicial genérico, en el que se encuentre, hasta el estado muerto, con la sola

intervención de la corriente y la del ambiente. Esta puede evaluarse por la expresión 1.29

[ZUM09], [ARM06], [RIV07].

� = (* − *i) − %i ∙ (j − ji) (Ec. 1.29)

Donde: e: Exergía física, termodinámica o de flujo (kJ/kg)

H: Entalpía del estado inicial genérico (kJ/kg)

H0: Entalpía del estado muerto o de referencia (kJ/kg)

S: Entropía del estado inicial genérico (kJ/kg˚C)

S0: Entropía del estado muerto o de referencia (kJ/kg˚C)

T0: Temperatura del estado de referencia (˚C)

La exergía química es el trabajo que se puede obtener de una sustancia que se encuentra a

la presión y temperatura del entorno, si alcanza un estado de equilibrio termodinámico

mediante reacciones químicas.

Como en los ciclos de refrigeración objeto de estudio ni el refrigerante ni los productos con

que este intercambia calor experimentan reacciones químicas, no será necesario calcular

este tipo de exergía.

La capacidad de trabajo del calor, o trabajo máximo útil del calor cedido producto de su

interacción con el medio es la exergía del flujo del calor. De manera general la exergía del

calor puede evaluarse por la ecuación 1.30.

�, = M ∙ k1 − �l� m (Ec. 1.30)

Donde: eq: Exergía del calor (kW)

Page 41: Mae Stria 1391

34

q: Calor absorbido del foco caliente (kW)

T: Temperatura a la que se absorbe el calor (K)

T0: Temperatura del estado de referencia (K)

El método de análisis derivado de la segunda ley es conocido como el método exergético de

cálculo de las pérdidas de capacidad de trabajo y consiste en evaluar la efectividad del

proceso mediante la pérdida de la capacidad de trabajo, la cual puede determinarse

mediante la expresión 1.31. Las pérdidas de capacidad de trabajo en los sistemas de

refrigeración se deben a las desviaciones existentes en los ciclos reales respecto al ciclo

ideal y que ya fueron abordadas en el epígrafe 1.2.4 [ARM06], [ZUM09].

∆n = op�+7I6323 + �,q − �53J.23r − � (Ec. 1.31)

Donde: ∆L: Pérdida de capacidad de trabajo (kW)

W: Trabajo realizado por o sobre el sistema (kW)

e q: Exergía del calor (kW)

e entrada: Exergías de flujo de entrada (kW)

e salida: Exergías de flujo de salida (kW)

Los principios y metodologías del análisis exergético están bien establecidos,

fundamentalmente para el caso de instalaciones térmicas de fuerza [DOS85], [ARM12],

[ARM06], sin embargo su aplicación en los sistemas de refrigeración y en la industria

alimentaria no ha sido tan extensiva por la difícil comprensión de las implicaciones del

concepto de exergía en estos ciclos.

Entre las dificultades para la aplicación del método exergético en sistemas de refrigeración,

se encuentra la definición de la temperatura del estado de referencia ya que como estos

sistemas trabajan indistintamente a temperaturas superiores e inferiores a la del medio

ambiente surge el problema de las exergías negativas en algunos puntos, lo que

aparentemente contradice los principios termodinámicos. Algunos autores como Yumrutas

[YUM02], Khan [KHA01], Gordon [GOR00] y Szargut [SZA98], resuelven esta

problemática adicionando a cada una de las corrientes exergéticas del sistema la mayor

exergía negativa obtenida, cambiando la escala por descenso del sistema de referencia y

convirtiendo todas las corrientes exergéticas negativas en términos positivos, procedimiento

que se utilizará en la presente investigación.

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35

CAPÍTULO II: PROCEDIMIENTO GENERAL PARA LA EVALUACIÓN

ENERGÉTICA Y EXERGÉTICA DE LOS PROCESOS

REMOCIÓN DE CALOR EN LA ELABORACIÓN DE HELADO.

2.1 Procedimiento General.

El procedimiento general para la evaluación de la eficiencia energética en los procesos de

remoción de calor en la elaboración de helados mediante un ciclo de refrigeración por

compresión mecánica de vapor, desarrollado en la presente investigación y aplicado en las

dos plantas objeto de estudio, está compuesto por los siguientes pasos:

1. Caracterizar el proceso tecnológico de producción de helados y las etapas de

remoción de calor.

2. Determinar los calores totales extraídos en cada una de estas etapas.

3. Caracterizar el ciclo de refrigeración que remueve dichos calores.

4. Determinar los indicadores de funcionamiento del ciclo de refrigeración.

5. Determinar las pérdidas de capacidad de trabajo.

6. Evaluar alternativas para el incremento de la eficiencia energética y exergética del

ciclo de refrigeración.

En la aplicación de los pasos del procedimiento general se consideraron las particularidades

de las plantas estudiadas, adecuando las expresiones y modelos utilizados según las

condiciones y características de las tecnologías evaluadas.

2.1.1 Caracterización del proceso tecnológico de producción de helados y las

etapas de remoción de calor.

En el desarrollo de este paso deben quedar bien esclarecidas cada una de las operaciones

realizadas durante el proceso productivo y en especial aquellas donde sea necesario enfriar

o congelar la materia prima o productos intermedios para lograr la transformación en sí de

los mismos y obtener el producto final. Las caracterizaciones de los proceso de elaboración

de helado en el Complejo Lácteo de la Habana y en la Fábrica de Helados Coppelia quedaron

bien definidas en los epígrafes 1.1.3 y 1.1.4 respectivamente.

2.1.2 Determinación de los calores totales extraídos en cada una de estas etapas.

Durante el proceso de elaboración de helado en cualquier instalación es necesaria la

remoción de calor para el enfriamiento de la leche en la sección de recibo, para el

Page 43: Mae Stria 1391

36

enfriamiento después de pasteurizar la mezcla de helado o la leche, en los tanques de

maduración, en las congeladoras, en las neveras y también se remueve el calor absorbido

del medio ambiente en las tuberías de conducción y retorno de agua helada y amoníaco.

Para la determinación del calor cedido se monitoreó el proceso durante quince días, en los

cuales se realizaron las mediciones operacionales necesarias en cada una de las etapas

antes mencionadas.

Se decidió realizar los cálculos para cada uno de los días monitoreados mediante la

programación en un libro Excel. Se realizaran los cálculos en cada una de las etapas para el

día moda. Como se conoce la moda es el valor que aparece con mayor frecuencia en un

conjunto de datos. Puede entonces decirse que se escoge el día moda por ser el día cuyas

mediciones operacionales coinciden con las mediciones de otros seis días dentro de las

quince monitoreados.

• Etapa de recibo

El enfriamiento de la leche en la sección de recibo, se está violando actualmente en las dos

instalaciones objeto de estudio, debido a que los volúmenes de leche recibidos son bajos y

se espera su llegada para el inicio de la producción diaria. Por tanto al no efectuarse la

operación de refrigeración no fue necesario evaluar ningún calor en esta etapa.

• Etapa de Pasteurización

La próxima etapa donde es necesario enfriar, es después de la pasteurización, ya sea de la

mezcla de helado o de la leche. El enfriamiento en esta etapa se realiza en intercambiadores

de calor a placas en los cuales se consideran despreciables, la absorción de calor en relación

al medio ambiente (calor ganado del ambiente) y la energía evolucionada para enfriar la

sección del equipo donde se realiza el enfriamiento con agua helada (calor removido para

enfriar el equipo), debido a las características constructivas del mismo. Por tanto, solo es

necesario evaluar el calor que el agua helada le extrae a la mezcla. Esto puede realizarse

mediante la ecuación 1.4 ya sea para el caso de la leche o de la mezcla de helado.

Para el cálculo de este calor es necesario estimar la capacidad térmica de la mezcla de

helado en función del tipo de helado. Para ello se empleó la ecuación 2.1 propuesta por

Fernández-Martín y Montes en 1982. Aplicable para leches y para aquellos alimentos que

tienen como mayor constituyente a la leche o al agua, siempre y cuando se emplee a

temperaturas por encima de la temperatura de congelación del producto. [FER82]. Por

Page 44: Mae Stria 1391

37

estos dos criterios se considera que puede ser aplicable para la mezcla de helado, pues la

leche es su principal constituyente y la temperatura más baja que ella alcanza en el

pasteurizador y en los tanques de maduración es de 4°C.

100

%*)T*0,0027(0,328%Cp

totalesSólidos Agua−

++=

(Ec. 2.1)

Donde: Cp: Capacidad térmica de la mezcla (kJ/kg˚C)

% Agua: por ciento de agua en la mezcla (%)

% Sólidos totales: por ciento de sólidos totales en la mezcla (%)

��: Temperatura media de la mezcla (˚C)

• Etapa de Maduración (Tanques de maduración)

En los tanques de maduración es necesario remover dos calores: el calor para enfriar el

equipo, que en este caso es el tanque, y el calor absorbido del medio ambiente con el fin de

lograr mantener la temperatura de la mezcla estable dentro del rango normado.

Para el cálculo de la energía involucrada para enfriar el tanque se utiliza la ecuación 1.6.

Para el cálculo del calor absorbido del medio ambiente debe tenerse en consideración que el

tanque de maduración está compuesto por tres partes: un cuerpo cilíndrico, una tapa y un

fondo planos por lo que se calcula el calor evolucionado por cada una de sus partes

componentes.

El cálculo de las pérdidas por la tapa del tanque y el fondo se realiza por la ecuación 1.9.

El coeficiente de transferencia de calor por convección libre para la tapa y para el fondo se

estima por las ecuaciones 1.11, 1.12 o 1.13 en dependencia de las características de

dichas superficies, si son verticales u horizontales hacia abajo o hacia arriba. El área de

estas dos partes se determinó por la expresión 2.2.

� = � ∙ ��

(Ec. 2.2)

Donde: A: Área de la tapa o el fondo (m2)

D: Diámetro de la tapa o el fondo (m)

El cálculo de las pérdidas en el cuerpo cilíndrico del tanque se realiza por la ecuación 1.8.

Para ello fue necesario determinar el coeficiente de convección - radiación por la expresión

1.10. El área del cuerpo cilíndrico del tanque se determina por la expresión 2.3.

� = � ∙ ∙ � (Ec. 2.3)

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38

Donde: D: diámetro del cilindro (m)

H: altura del cilindro (m)

A: Área del cuerpo (m2)

Las pérdidas totales en los tanques se determinan por la sumatoria de las pérdidas por cada

una de las partes componentes multiplicado por el número de tanques que se utilicen

diariamente lo cual depende del volumen de producción, o lo que es lo mismo, del número

de mezclas que se procesen en el día.

• Etapa de semicongelación (Congeladoras)

Para evaluar el calor extraído en las congeladoras se decidió determinar solamente el calor

extraído del proceso, es decir, la energía para congelar parcialmente la mezcla, pues debido

al perfecto aislamiento y al pequeño tamaño que tiene el tubo congelador se consideran

despreciables el calor absorbido del ambiente y el calor que hay que extraer para enfriar el

mismo.

Como puede verse en las caracterizaciones tecnológicas de las plantas realizadas

anteriormente, la congelación del producto se lleva a cabo en dos etapas del proceso de

elaboración: la primera en las congeladoras donde la mezcla entra a 5˚C y sale helado

semicongelado a -5˚C y la segunda en la nevera donde entra el helado semicongelado a -

5˚C y se endurece hasta -27˚C.

Para el cálculo de la energía evolucionada en esta primera etapa de semicongelación en las

congeladoras, con el fin de seguir un camino termodinámico más cercano a lo que

realmente ocurre dentro del producto y que fue descrito en el epígrafe 1.1.5 se divide el

intervalo de temperatura por el cual transita el producto en dos subintervalos: uno desde

5˚C hasta -2˚C en el cual la mezcla evoluciona calor sensible y otro desde -2˚C hasta -5˚C

donde el 48% del agua presente en la mezcla congela evolucionando calor latente y la masa

restante no congelable disminuye su temperatura evolucionando calor sensible. Esto puede

expresarse matemáticamente mediante las expresiones 2.4, 2.5, 2.6 modificaciones de

las expresiones 1.4 y 1.5.

������������������� = �(����������) + �(�����������)

(Ec. 2.4)

�(����������) = "# ∙ $� ∙ (�% − �%��) (Ec. 2.5)

�(�����������) = '(0,48 ∙ %�-./ ∙ "#) ∙ "# ∙ ∆�1 + 2(0,52 ∙ %�-./ ∙ "#) ∙ "# ∙ $� ∙ '�%�� − �516 (Ec. 2.6)

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39

Donde: MT: Masa total de mezcla a enfriar en un día de producción (kg)

Cp: Capacidad térmica de la mezcla (kJ/kgºC)

Ti: Temperatura de entrada de la mezcla (ºC)

T f: Temperatura de salida del helado (ºC)

T int: Temperatura intermedia donde comienza la congelación (ºC)

∆H: Calor latente para el helado (kJ/kg) El % de agua depende del tipo de helado. Si es helado Varadero es 62,5% y si es helado

Coppelia es 56,5%.

• Etapa de congelación y endurecimiento (neveras)

La determinación del calor total extraído en la nevera es en sí la determinación de la carga

térmica de la nevera, debido a que esta contempla la suma de cargas en las que están

involucradas varias fuentes, entre las que se encuentran la carga por producto, por

embalaje, por estructuras, la carga por alumbrado, la carga por equipos, por cambios de

aire y por ocupantes.

La carga por ocupantes se determina por la expresión 1.15 para lo cual se necesita la

carga térmica que aporta un operario a la temperatura interior de la cámara. Las cámaras

de congelación y endurecimiento del helado en las instalaciones objeto de estudio se

encuentran a -27°C, valor de temperatura para el cual no se encontró registrada la carga

térmica aportada por un operario, por tanto, se extrapola con los datos de pérdidas de calor

del cuerpo humano en función de la temperatura reportados en el material de instalaciones

frigoríficas [COL86] y se obtiene la carga aporta para dicha temperatura.

La carga por cambios de aire se calcula por la ecuación 1.16 y para ello es necesario

obtener de la carta psicométrica, con la temperatura y la humedad del aire que entra al

recinto refrigerado, el volumen húmedo del mismo.

Seguidamente se determina la carga por estructuras mediante la ecuación 1.17. Antes de

ello es necesario establecer cada una de las estructuras componentes de la cámara, su área

y si reciben de manera directa o no la radiación solar. En caso de ser positiva esta última

condición el incremento de la temperatura exterior por este concepto puede evaluarse a

partir de la expresión 1.18. También debe estimarse el coeficiente global de transferencia

de calor para cada estructura lo cual puede realizarse mediante la expresión 1.19.

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40

La carga térmica aportada por equipos y luminarias dentro del espacio refrigerado se estimó

por las expresiones 1.21 y 1.22 respectivamente.

La otra etapa del proceso de elaboración de helado, donde se lleva a cabo la congelación del

mismo, es precisamente la de congelación y endurecimiento dentro de la nevera. En ésta

etapa el helado semicongelado entra a -5˚C y se endurece hasta alcanzar la temperatura de

-27˚C. Para el cálculo de la carga aportada por el producto en esta etapa se divide, al igual

que en la etapa anterior, el intervalo de temperatura por el cual transita el producto en dos

subintervalos: uno desde -5˚C hasta -25˚C en el cual congela el 43% del 52% que no había

congelado evolucionando calor latente mientras el resto de la masa evoluciona calor

sensible disminuyendo su temperatura hasta -25°C durante las catorce primeras horas de

almacenamiento y otro desde -25˚C hasta -27˚C donde toda la masa disminuye su

temperatura evolucionando calor sensible, durante el tiempo restante de almacenamiento.

[LOP93] [ASH01] [EAR00]. Esto puede expresarse matemáticamente mediante las

expresiones 2.7, 2.8, 2.9, 2.10 y 2.11 que son modificaciones de las expresiones 1.4,

1.5 y 1.20.

�����7��� = �(������������) + �(�����������8�) (Ec. 2.7)

�(������������) = ���������%ó� + ����7��%ó�����:�����7�� (Ec. 2.8)

���������%ó� = 0,25 ∙ "# ∙ ∆� (Ec. 2.9)

����7��%ó�����:�����7�� = ;,8�∙<=∙>�?@ABCDEFG@HID∙(#B�#BEJ)�∙K (Ec. 2.10)

�(�����������8�) = <=∙>�LD?JCDEF@GHID∙'#BEJ�#M1�∙K (Ec. 2.11)

Donde: Cp semicongelado: capacidad térmica del producto semicongelado (kJ/kgºC)

Cp (postcongelado): capacidad térmica del producto postcongelado (kJ/kgºC)

t (congelación): tiempo que demora el producto en congelar el agua congelable (s)

t: tiempo restante dentro de la nevera (s)

τ: factor de rapidez de enfriamiento

∆H: calor latente para el helado (kJ/kg)

Q: Carga por producto (kJ)

Ti: Temperatura de entrada a la Nevera (ºC)

Tf: Temperatura de salida de la Nevera (ºC)

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41

T int. Temperatura intermedia (ºC)

MT: Masa de helado que entra en nevera (kg)

Es necesario destacar que se decidió seguir el procedimiento explicado anteriormente para

los cálculos del calor evolucionado en las etapas de semicongelación (en las congeladoras) y

de congelación y endurecimiento (en las neveras) por el análisis e integración de los

criterios expuestos en diferentes textos especializados explicados en el epígrafe 1.1.5.

Con el objetivo de verificar la masa de producto que se almacena diariamente en nevera se

aprovechó el control establecido por el laboratorio, que consiste, en chequear cada una

hora, que el peso de los cubos se encuentre dentro del rango establecido (4,8 y 5,5 kg para

helado Varadero en el Complejo Lácteo) para un overrun del 85%. En cada oportunidad se

pesaron 5 cubos llenos y 5 vacíos lo que equivale aproximadamente a 40 cubos llenos y 40

cubos vacíos muestreados por cada día de producción durante los 15 días monitoreados.

Luego se les restó a las cubetas llenas el peso de las vacías.

Para el cálculo de la carga por embalaje se realiza el mismo procedimiento del cálculo de la

carga por producto, es decir que se emplea la ecuación 1.20, pero en este caso

sustituyendo el peso total de los cubos que entran diariamente en nevera y la capacidad

térmica de los mismos. En las dos plantas objeto de estudio estos cubos son cubetas de 10

L que están constituidas por policloruro de vinilo.

Finalmente se determina la carga térmica total de las neveras por la expresión 1.14, la

cual considera un factor de seguridad del 10%.

En el caso de instalaciones que tengan otras neveras con otros fines las diferentes cargas se

evalúan por las mismas expresiones matemáticas que las utilizadas anteriormente pero

teniendo en cuenta las características particulares de las mismas especialmente en la carga

por producto, que es la que varía por ser otro el fin de la cámara.

• Tuberías de conducción y retorno de agua helada y amoníaco

El cálculo de los calores que debe remover el sistema de refrigeración por ser ganados del

ambiente a través de las tuberías que conducen y retornan el agua helada y el amoníaco se

realiza en dos partes debido a la existencia o ausencia del aislante en dichas tuberías.

Para ambos casos el calor ganado del ambiente se calcula por la expresión 1.8 y el

coeficiente de convección radiación por la ecuación 1.10. En las expresiones 1.8 y 1.10

la temperatura exterior que se utiliza depende de la presencia o no del aislamiento térmico.

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42

Si no existe, se emplea la temperatura de la superficie de la tubería y si está presente, se

emplea la temperatura de la superficie del aislante térmico.

El coeficiente de convección radiación depende de la temperatura en la superficie exterior

del aislante, como se detectaron diferentes temperaturas en la superficie del mismo, se

determina un coeficiente por tramo en función de su temperatura superficial. El área de

transferencia de calor se calcula por la ecuación 2.12 que se muestra a continuación:

� = 2 ∙ � ∙ N� ∙ O (Ec. 2.12)

Donde: re: Radio exterior de la tubería en caso de que no esté aislada térmicamente y en

caso contrario será el radio de la tubería más el del aislante térmico (m)

L: Longitud del tramo de tubería (m)

Para la realización de dicho cálculo, debido a la variabilidad en los diámetros y espesores de

aislante, se dividieron por tramos las longitudes de las tuberías objeto de estudio.

2.1.3 Caracterización del ciclo de refrigeración que remueve dichos calores.

Aquí se debe caracterizar cada etapa del ciclo de refrigeración, así como los equipos que

intervienen en él y los niveles de temperatura y presión en cada uno de ellos. Para ello se

monitoreó el ciclo de refrigeración en la sala de máquinas durante los mismos quince días

que se realizaron las mediciones operacionales en el proceso de elaboración de helado. Se

midió la temperatura y la presión de succión y de descarga en cada compresor, la

temperatura y la presión de trabajo en los tanques intermedios y se realizaron también las

mediciones necesarias en el condensador y pre-enfriadores.

Con estas variables medidas se representó el ciclo de refrigeración en su correspondiente

diagrama presión contra entalpía mediante la ubicación de los puntos de trabajo.

Seguidamente se procede a la búsqueda de la entalpía y la entropía del refrigerante en cada

uno de ellos. Las caracterizaciones de las plantas de refrigeración de las dos instalaciones

objeto de estudio quedaron definidas en los epígrafes 1.2.5 y 1.2.6.

2.1.4 Determinación de los indicadores de funcionamiento del ciclo de

refrigeración.

La evaluación energética del ciclo de refrigeración se desarrolla, al igual que los cálculos

anteriores, para el séptimo día por ser el día moda como ya se explicó anteriormente, pero

especialmente entre las 11:00 a.m. y las 2:20 p.m. pues es el intervalo de horas donde el

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43

proceso de elaboración de helado demanda mayor cantidad de frío a lo largo de toda la

jornada laboral que es de 7:00 am a 7:00 pm. Para lograr identificar el horario de demanda

pico fue necesario elaborar el cronograma de consumo de frío.

Una vez que se tiene caracterizado el sistema de refrigeración y se tienen las propiedades

del refrigerante en cada punto de trabajo se realiza el balance energético por zonas de

trabajo. Primeramente en la zona de baja presión donde generalmente los evaporadores

que existen son las congeladoras y las neveras, por tanto, en función de ellos está dirigido

el balance energético en dicha zona.

Para el balance en las congeladoras se consideró que el refrigerante absorbe todo el calor

cedido por la mezcla de helado y todo el calor absorbido de medio ambiente mediante los

tramos de tuberías que conducen el amoníaco a dicha congeladoras debido a que las

pérdidas en las mismas son tan pequeñas que se pueden considerar despreciables. Esto

puede expresarse matemáticamente por la ecuación 2.13.

��P���P%��(Q�R) = ����%��(STUVW/) + ��P���P%��(X.YTNí/[) (Ec. 2.13)

Bajo las consideraciones anteriores puede determinarse el flujo de refrigerante en las

congeladoras por la expresión 2.14.

��P���P%��(Q�R) = S��5����������� ∙ (�� − �\) (Ec. 2.14)

Donde: Q absorbido (NH3): Calor que absorbe el refrigerante (kW)

m ref. congeladora: Flujo de refrigerante en la congeladora (kg/s)

H2: Entalpía del refrigerante a la salida de la congeladora (kJ/kg)

H1: Entalpía del refrigerante a la entrada de la congeladora (kJ/kg)

En la nevera el calor que absorbe el refrigerante es igual a la carga térmica de la nevera

más el calor absorbido del medio ambiente mediante las tuberías de conducción y retorno

de amoníaco hacia la misma. Esto puede expresarse por medio de la ecuación 2.15.

��P���P%��(Q�R) = ��é�:%������� (^T_TN/) + ��P���P%��(X.YTNí/[) (Ec. 2.15)

Igualando el calor absorbido por el refrigerante al producto del flujo de refrigerante por la

variación de entalpía del mismo en la nevera puede despejarse de la expresión 2.16 el

flujo de refrigerante.

��P���P%��(Q�R) = S��5��`��� ∙ (�� − �\) (Ec. 2.16)

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44

Donde: Q absorbido (NH3): Calor que absorbe el refrigerante (kW)

m ref nevera: Flujo de refrigerante en la nevera (kg/s)

H2: Entalpía del refrigerante a la salida de la nevera (kJ/kg)

H1: Entalpía del refrigerante a la entrada de la nevera (kJ/kg)

Una vez determinados los flujos de refrigerante en todos los evaporadores de la zona de

baja se realiza el balance energético en la zona de alta presión.

En esta zona el balance energético se centra en aquellos equipos en los cuales el amoníaco

intercambia calor, ya sea para ceder o absorber el mismo. Estos equipos por lo general son

algún evaporador, donde el refrigerante absorbe calor y el condensador donde finalmente

cede parte del calor absorbido durante el ciclo. Como puede verse esta zona tiene la

particularidad que consta de dos procesos termodinámicos claramente definidos, la

evaporación y condensación del refrigerante.

Para el caso del evaporador existente, el balance se realiza igual que en los evaporadores

de la zona de baja presión, pero en este caso con las particularidades correspondientes.

Para el caso del condensador se considera que todo el calor que cede el refrigerante es

absorbido por el agua de enfriamiento pues se considera despreciable el calor cedido al

ambiente.

Para evaluar el calor abosorbido por el agua de enfriamiento es necesario realizar una serie

de mediciones experimentales las cuales aparecerán detalladas en epígrafes posteriores

para cada uno de los condensadores de las instalaciones en estudio. Una vez conocido este

calor se iguala al cedido por el amoníaco y se despeja el flujo de refrigerante de la

expresión 2.17.

����%�������������(Q�R) = S��5����������� ∙ (�� − �\) (Ec. 2.17)

Donde: Q cedido condensador (NH3): Calor que cede el refrigerante en el condensador (kW)

m ref. nevera: Flujo de refrigerante en el condensador (kg/s)

H2: Entalpía del refrigerante a la salida del condensador (kJ/kg)

H1: Entalpía del refrigerante a la entrada del condensador (kJ/kg)

A continuación se realizarán todos los balances de masa y/o energía necesarios para lograr

determinar los flujos de refrigerante en todos los ramales del sistema. Estos generalmente

se aplican en puntos de unión o desvió, en tanques intermedios enfriadores-separadores o

en pre-enfriadores.

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45

Los indicadores operacionales en un ciclo de refrigeración permiten la evaluación del mismo,

denotan una medida del comportamiento del sistema y permiten señalar puntos del ciclo

donde pueden existir fallas o ineficiencias operacionales que puedan disminuirse o

eliminarse.

El trabajo de compresión es un indicador fundamental para la evaluación de todo sistema de

refrigeración, en este caso existen dos trabajos de compresión, uno en la zona de alta

presión y otro en la zona de baja presión, debido a que se está en presencia de sistemas de

doble etapa. Ambos trabajos de compresión se calculan a partir de la expresión 1.24 que

relaciona el flujo de refrigerante con la variación de entalpía en la etapa de compresión

correspondiente. El trabajo de compresión del sistema se determina por la sumatoria de los

trabajos de cada zona.

La capacidad de refrigeración es igual a los calores absorbidos en los evaporadores y puede

calcularse para la zona de alta, para la zona de baja y para el sistema. Como los calores

extraídos en cada evaporador ya fueron evaluados anteriormente solo deben separarse los

que corresponden a la zona de baja y sumarse y los que corresponden a la zona de alta y

sumarse. La capacidad de refrigeración del ciclo es igual a la suma de los calores extraídos

en todos los evaporadores. En caso de que estos calores no hayan sido determinados y se

conozca el flujo de refrigerante y la variación de entalpía en los evaporadores se evalúan

mediante la expresión 1.23.

Otro indicador es el calor rechazado en el condensador el cual ya fue evaluado en el balance

energético en la zona de alta presión.

El coeficiente de funcionamiento se determina para la etapa de alta presión, para la etapa

de baja presión y para el sistema mediante la expresión 1.26. Seguidamente se evalúa el

coeficiente de funcionamiento para el ciclo equivalente de Carnot mediante la expresión

1.27. Con el coeficiente de funcionamiento del ciclo real y el del ciclo ideal se determina por

la ecuación 1.28 el rendimiento relativo del ciclo de refrigeración para las dos zonas de

trabajo y para el sistema. Estos tres últimos indicadores son los que mayor información

ofrecen respecto al funcionamiento del ciclo.

2.1.5 Determinación de las pérdidas de capacidad de trabajo.

La evaluación exergética del ciclo de refrigeración se realiza empleando el método

exergético del cálculo de las pérdidas de capacidad de trabajo, desarrollado en [KIR86],

[ARM06], [ZUM09]. Para ello se emplean las propiedades termodinámicas obtenidas para

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46

el refrigerante al representar el ciclo termodinámico en el diagrama presión contra entalpía

y que ya fueron empleadas en la evaluación energética.

Se realiza el balance exergético individualmente para cada componente del sistema de

refrigeración pues en la revisión del estado del arte se detectó que no se reportan

referencias respecto a la sensibilidad de la destrucción de la exergía en los componentes

individuales del ciclo sobre todo si en estos están involucradas corrientes de productos

alimenticios. Debido a ello se desarrolla el método antes mencionado pero por dos vías. La

vía tradicional que considera las exergías de flujo de las corrientes de refrigerante que

entran a cada elemento del ciclo y las exergías del calor, donde se agrupan las pérdidas de

capacidad de trabajo debidas a cualquier otro tipo de energía en tránsito en dichos

elementos y una vía alternativa que considera las mismas exergías que la tradicional pero

que permite separar de ese gran grupo de exergías del calor a las exergías de flujo de las

corrientes de productos alimenticios involucradas en cada componente, debido a que se

realizará una estimación de las propiedades termodinámicas de dichas corrientes.

Para la realización de cualquiera de las dos vías debe antes, definirse el estado de

referencia. En este caso para la investigación realizada el estado de referencia quedó

definido por la temperatura ambiente y la presión atmosférica cuyos valores son 301 K y

101,3 kPa respectivamente.

Seguidamente se calculan de las exergías de flujo de entrada y salida del refrigerante de

cada uno de los componentes del sistema y que son necesarias para el desarrollo del

método por ambas vías de trabajo. Esto se realiza por la expresión 1.29. Una vez

determinadas estas exergías deben multiplicarse por el flujo de refrigerante en el respectivo

componente para expresarla en unidades de energía y no en unidades de energía por

kilogramo de refrigerante.

Los trabajos de compresión en cada uno de los compresores involucrados en los sistemas

objeto de estudio ya fueron determinados anteriormente. Los mismos son necesarios para

el desarrollo del método por ambas vías de trabajo.

Para finalizar el desarrollo del cálculo de las pérdidas de capacidad de trabajo por la vía

tradicional, lo cual se realiza por la expresión 1.31, solo es necesario evaluar las exergías

del calor. Las mismas se determinan por la expresión 1.30 para el caso de los

evaporadores (neveras, congeladoras, banco de hielo y tanques de maduración, este último

solo en Coppelia) y para los condensadores. Lo que sucede es que por esta vía en el

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47

término del calor absorbido del foco caliente presente en la ecuación 1.30 se agrupan

calores intercambiados con el medio y calores intercambiados con otras fuentes. Por

ejemplo, en el caso de los tanques de maduración, el calor que se utiliza en este cálculo si

es propiamente un calor ganado del ambiente, sin embargo en el caso de la nevera el calor

que se emplea es la carga térmica de la misma donde hay calores absorbidos del ambiente

como la carga por infiltraciones y por cambios de aire y otros debido a la transformación del

producto.

Enfocar el análisis hacia este tipo de exergía facilita el desarrollo del método pues debido a

las características del helado como producto, resulta engorroso determinar las exergías de

flujo de entrada y salida del mismo en estas etapas, pues no están establecidas sus

propiedades termodinámicas de entalpía y entropía.

Para los restantes equipos la exergía del calor se anula, pues al evaluarla se observa que la

temperatura a la que se absorbe el calor es muy próxima a la del estado de referencia.

El desarrollo del método bajo estas consideraciones es lo que se ha encontrado y aplicado

en la industria láctea, pero como puede verse claramente no permite discernir ni establecer

comparaciones entre productos o tipos de un mismo producto pues no considera detalles

respecto a los mismos.

Con el objetivo de lograr hacer un análisis lo más real posible y en él considerar las

características de los productos alimenticios involucrados es que se desarrolla el método por

la llamada vía alternativa. La diferencia entre ella y la tradicional radica en que se excluyen

del cálculo de las exergías del calor los calores absorbidos de las corrientes de los productos

alimenticios y se calcularán como exergías de flujo de entrada y salida de estas corrientes

de cada uno de los componentes del ciclo correspondientes por la expresión 1.29.

Para ello es necesario la estimación de la entalpía y la entropía de la mezcla de helado, del

helado semicongelado y del helado postcongelado.

El intercambio térmico en las congeladoras ocurre a la entrada con la mezcla de helado y a

la salida de estas, después de la adición del aire a la mezcla, con el helado en cuestión. Para

la estimación de ambas propiedades se consideró mezcla binaria (agua y grasa) a la entrada

y mezcla ternaria (agua, grasa y aire) a la salida de las congeladoras y para las neveras

mezcla ternaria a la entrada y a la salida, en cada caso a las condiciones correspondientes.

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48

La variación de exergías de flujo en los evaporadores respecto al flujo de las corrientes de

productos alimenticios se evalúa entonces por la expresión 2.18. Una vez determinada

esta variación de exergía la pérdida de capacidad de trabajo se evalúa al igual que en la vía

anterior por la expresión 1.31 pero en este caso se le adiciona la variación de exergía

debida al flujo de la corriente del producto alimenticio.

∆T�`�������� = a��7� ∙ ∆T��7� + a����� ∙ ∆T����� + a�%�� ∙ ∆T�%�� (Ec. 2.18) Donde: ∆e: Variación de exergía de flujo respecto a cada componente (kJ/kg)

X: Fracción másica de cada componente considerado en la mezcla (%)

La variación de exergía de flujo del agua, de la grasa y del aire se determina por la

ecuación 2.19.

∆T = ∆� − �; ∙ ∆b (Ec. 2.19) Donde: ∆H: Variación de entalpía de cada componente (kJ/kg)

∆S: Variación de entropía de cada componente (kJ/kg°C)

T0: Temperatura del estado de referencia (°C)

∆e: Variación de exergía de flujo (kJ/kg)

En el caso de la estimación de la entalpía y la entropía para el agua se utilizó el Keenan

[KEE91] y para el aire el Coolpack [COO01], mientras que la variación de entalpía y

entropía de la grasa se evaluó por las expresiones 2.20 y 2.21 respectivamente. Las

mismas son recomendadas para cualquier tipo de líquido o sólido en procesos de

evaporación que ocurran a presión constante en [ROG98].

∆� = $� ∙ (�� − �\) (Ec. 2.20)

∆b = $� ∙ W^ 2#�#c6 (Ec. 2.21)

Donde: ∆H: Variación de entalpía de la grasa dentro del evaporador (kJ/kg)

∆S: Variación de entropía de la grasa dentro del evaporador (kJ/kg°C)

Cp: Capacidad térmica de la grasa a su temperatura promedio dentro del

evaporador (kJ/kg°C)

T1: Temperatura de entrada de la grasa a la sección correspondiente (°C)

T2: Temperatura de salida de la grasa de la sección correspondiente (°C)

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La capacidad térmica de la grasa se determina, utilizando la ecuación 2.22 tomada de

[ZUM98].

$� = 1,9842 + (1,4733 ∙ 10�R) ∙ � − (4,8008 ∙ 10�h) ∙ �� (Ec. 2.22) Donde: Cp: Capacidad térmica de la grasa (kJ/kg°C)

T: temperatura media de la grasa dentro de la sección correspondiente (°C)

Una vez que se tiene la variación de exergía del flujo dentro del evaporador respecto a

todos los componentes de la mezcla del producto alimenticio esta se adiciona a la pérdida

de capacidad de trabajo calculada por la expresión 1.31.

Cuando se obtengan los resultados por ambas vías se calculará el error relativo existente

entre ambos resultados por la expresión 2.23.

iNNjNkTW/Xl_j = m`����`í�����%�%�����`����`í���������%`�`����`í�����%�%��� m ∙ 100 (Ec. 2.23)

2.1.6 Procedimiento para el análisis de la alternativa para el incremento de la

eficiencia energética y exergética del sistema de refrigeración.

El coeficiente de funcionamiento varía con las condiciones de operación, lo que implica que

un mismo sistema tendrá distinta eficiencia a medida de que varíen las condiciones de

trabajo.

La alternativa propuesta, lo que pretende es disminuir la temperatura de condensación y

por tanto para lograrlo debe disminuirse la presión de descarga del compresor. Actualmente

en ambas fábricas se trabaja con una temperatura de condensación de 35 ºC. En la

alternativa se propone disminuir esa temperatura 5 ºC, por lo tanto la presión de descarga

del compresor también disminuirá. Esta alternativa es recomendada por [KIR86],

[ARM06] y [STO76] los cuales plantean, que mientras más pequeña sea la diferencia

entre las temperaturas de absorción y rechazo de calor, más pequeña será el área dentro

del ciclo que es el trabajo neto y por tanto menos energía se consumirá.

Lo primero que debe realizarse es la ubicación del ciclo en el diagrama presión contra

entalpía y la búsqueda de las propiedades del refrigerante para las nuevas condiciones de

trabajo. Una vez obtenidas se utiliza la misma metodología empleada para la primera

evaluación realizada (caso base), es decir, se realizan los balances de masa y energía para

evaluar energética y exergéticamente el ciclo de refrigeración.

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50

2.2 Particularidades de la aplicación del procedimiento en el Complejo Lácteo.

En la elaboración de helados en el Complejo Lácteo de La Habana el primer calor que tiene

que remover el sistema de refrigeración es al enfriar la mezcla después de la pasteurización

en la sección de enfriamiento con agua helada.

Para la evaluación de este calor se determina la temperatura de entrada de la mezcla a la

sección de Enfriamiento, valor de temperatura en el punto 3 del Anexo 1. Para ello se

realizaron los balances de energía en cada una de las secciones del pasteurizador donde se

igualaron los calores absorbidos y cedidos por considerar, como se dijo anteriormente,

despreciables las pérdidas. Primeramente en la sección de calentamiento se determinó la

temperatura de entrada de la mezcla que es la del punto 1 del Anexo 1, seguidamente en la

de regeneración se halló la temperatura de salida de la mezcla caliente o la del punto 2 del

Anexo 1 y en la de pre-enfriamiento la temperatura de salida de la mezcla que es la misma

que la de entrada a la sección de enfriamiento la cual se quería determinar. Este mismo

procedimiento se realizó para determinar la temperatura de entrada de la leche a dicha

sección, cuando se pasteuriza la leche que quedará para el día siguiente y

consecuentemente poder realizar el cálculo del calor absorbido por el agua helada en la

misma.

Los tanques de maduración en dicha planta son verticales por lo que la tapa y el fondo

quedan como estructuras horizontales hacia arriba y hacia abajo respectivamente.

El ciclo de refrigeración encargado de remover los calores del proceso de elaboración de

helado en dicho centro tiene en la etapa de baja dos evaporadores, las congeladoras y la

nevera y en la etapa de alta un evaporador que es el banco de hielo.

El calor absorbido por el amoníaco en el banco de hielo es igual al calor que cede el agua

helada en dicho equipo, el cual es absorbido por esta en el proceso de elaboración del

helado en las operaciones de pasteurización de la mezcla, pasteurización de la leche y

maduración además del calor absorbido en las tuberías de conducción y retorno de agua

helada a cada uno de estos equipos.

Para determinar el flujo de refrigerante en el condensador es necesario conocer la cantidad

de agua con la cual intercambia dicho fluido. Se conoce que el condensador tiene 210 tubos,

con dos pases, de 3/4 pulgada BWG 16 por los cuales circula el agua proveniente de las

torres de enfriamiento a 1,68 m/s. Para estas condiciones el área de flujo por tubo es de

0,01 m2, tomado del [KER99]. Con lo anterior se determinó que el flujo de agua es de 58,7

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51

m3/h. Según el catálogo de las dos bombas empleadas se conoce que estas bombean un

flujo de agua de 30 m3/h. Estas están recién instaladas y por tanto puede emplearse el dato

suministrado por las curvas de flujo de los catálogos de dichas bombas. Al obtenerse un

error entre ambos flujos de 5,8%, aceptable para cálculos de ingeniería, se decide trabajar

en los cálculos con un flujo de agua de 60 m3/h. Las temperaturas de entrada y salida del

agua del condensador se midieron experimentalmente a la entrada y la salida de las torres

de enfriamiento.

Debido a las características de la planta para determinar los flujos de refrigerantes en otros

ramales y poder determinar los trabajos de compresión fue necesario realizar un balance de

masa en el punto de separación A del Anexo 2 el cual queda como se muestra en la

ecuación 2.23.

S��5(2) = S��5(3) + S��5(4) (Ec. 2.23) Posteriormente se desarrolla otro balance de masa en el tanque de baja (TKB, Anexo 2) el

cual está representado en la ecuación 2.24 bajo la consideración de que el flujo de

refrigerante en el ramal 12 es igual al flujo de refrigerante en el ramal 17 y ambas son

iguales a la suma del flujo de refrigerante en la congeladora más el flujo de refrigerante en

la nevera.

S��5(9) + S��5(17) = S��5(10) + S��5(12) (Ec. 2.24)

Para que se cumpla la igualdad anterior el flujo de refrigerante en la corriente 9 tiene que

ser obligatoriamente igual al flujo de refrigerante en la corriente 10. Por un balance de

energía en el tanque enfriador-separador (TKI, Anexo 2) se determina el flujo de

refrigerante en el ramal 11 que a su vez es igual al flujo de refrigerante en el ramal 9 y 10,

el cual queda planteado en la ecuación 2.25.

S��5(6) ∙ �(6) + S��5(7) ∙ �(7) + S��5(11) ∙ �(11) = S��5(8) ∙ �(8) + S��5(9) ∙ �(9) (Ec. 2.25)

2. 3 Particularidades de la aplicación del procedimiento en la Fábrica Coppelia.

En los días en que se monitoreó el proceso de elaboración de helados en la Fábrica Coppelia

el número de mezclas, el sabor y el tipo de helado producidos diariamente varió según el

pedido hecho por la empresa y las materias primas disponibles, por tanto en los cálculos

realizados se tiene en cuenta cuando se produce helado Varadero y cuando la producción es

de helado Coppelia.

Page 59: Mae Stria 1391

52

El número de tanques de maduración usados diariamente varía en función del volumen de

producción. Estos tanques son horizontales por lo que la tapa y el fondo quedan como

estructuras verticales consideración que se toma en cuenta en los cálculos realizados. La

tapa de los mismos queda dentro del salón de producción y no tiene aislamiento térmico

mientras que el fondo y el cuerpo cilíndrico queda fuera del salón de producción pero dentro

de otra estructura constructiva y están aislados térmicamente con armaflex.

Para la elaboración de helado Varadero en la fábrica Coppelia, en una mezcla de 1166 kg el

62,5% es agua. Esto quiere decir que hay 728,75 kg de agua. De esta agua total que hay

presente en la mezcla, el 48% que equivale a 349,8 kg y que representa el 30% de los

1166 kg congela en la congeladora y los restantes 378,95 kg que representan el 70% solo

reducen su temperatura. Cuando el helado entra a la nevera estos 378,95 kg de agua no se

han congelado, de ellos solo congelan 313,36 kg que equivalen al 43% del agua no

congelada y al 27 % de la masa total de la mezcla. Por tanto, puede decirse que el 27 % de

la masa total que entra en nevera congela evolucionando calor latente y el otro 73 %

disminuye temperatura evolucionado calor sensible. Este mismo procedimiento es

desarrollado para el helado Coppelia.

El ciclo de refrigeración para la elaboración de helados en la fábrica Coppelia es mucho más

complejo pues presenta pre-enfriadores para el sub-enfriamiento del líquido a la salida del

condensador y presenta mayor cantidad de evaporadores. En la etapa de alta presión tiene

cuatro evaporadores (el banco de hielo, los tanques de maduración, la nevera de materias

primas y la nevera de sabores) y en la etapa de baja presión tiene tres (las congeladoras, la

nevera de endurecimiento y la nevera de conservación).

También el condensador de dicho sistema es un condensador evaporativo en el cual la

condensación del refrigerante ocurre a expensas del enfriamiento con agua y aire. En él fue

necesario medir la humedad relativa, la temperatura de bulbo seco y la temperatura de

rocío del aire a la entrada y a la salida del mismo. Estas se midieron con un Mini-termo-

higrómetro de serie 605-HI. Con un velocímetro de serie 6000-P producido por Alnor

Instrument Company se midió la velocidad del aire en las parrillas de salida del condensador

evaporativo. El condensador cuenta con seis parrillas de salida cada una con un área de

1,47 m2. Para la realización de las mediciones cada una de estas se dividió en seis

cuadrantes en cuyo centro se realizaron las mediciones para un total de treinta y seis

puntos medidos de cada variable en cada día medido. Con estos se estimaron los promedios

de cada variable cada día medido y se obtuvieron las entalpías correspondientes. Para

Page 60: Mae Stria 1391

53

calcular el flujo de refrigerante en el mismo se planteó el balance de energía entre el agua,

el aire y el refrigerante según los criterios expuestos en [AHO02], [STO76], [KER99].

Para determinar el flujo de refrigerante en otros ramales de la planta se desarrolló un

balance de masa y un balance de energía en los pre-enfriadores del Anexo 4 los cuales

aparecen expresados matemáticamente en las ecuaciones 2.26 y 2.27. Ambas ecuaciones

se simultanean en un sistema de dos ecuaciones con dos incógnitas y se resuelven con

ayuda del Solver de Excel para cada uno de los días monitoreados. Para la resolución del

mismo se asume debido a las características técnicas de los pre-enfriadores y suministradas

por sus catálogos, que el flujo de refrigerante expansionado en los mismos es un cuarto del

flujo de refrigerante que se sub-enfría dentro del serpentín. Esto puede expresarse

mediante la expresión 2.28.

S��5(37∗) + S��5(38) + S��5(12) + S��5(34) = S��5'38´1 + S��5(44) (Ec. 2.26)

S��5(37∗) ∙ �(Rq∗) + S��5(38) ∙ �(38) + S��5(12) ∙ �(12) +S��5(34) ∙ �(34) = S��5(38´) ∙ �(38´) + S��5(44) ∙ �(44)(Ec. 2.27)

S��5(37∗) = rs S��5(38) (Ec. 2.28)

Page 61: Mae Stria 1391

54

CAPÍTULO III: EVALUACIÓN ENERGÉTICA Y EXERGÉTICA DE LOS

PROCESOS DE REMOCIÓN DE CALOR EN LA

ELABORACIÓN DE HELADO.

3.1 Aplicación del procedimiento en el Complejo Lácteo de la Habana.

3.1.1 Caracterización del proceso tecnológico de producción de helados y las

etapas de remoción de calor.

Una vez realizada la caracterización del proceso de elaboración de helados en el Complejo

Lácteo de la Habana, como quedó realizada en el epígrafe 1.1.3, donde quedan definidas

las etapas del proceso, el equipamiento utilizado para llevarlas a cabo, el objetivo de cada

una y si en ella hay o no remoción de calor es posible evaluar los procesos de las etapas de

enfriamiento.

3.1.2 Determinación de los calores que deben ser extraídos en cada etapa.

Las cantidades de mezclas y los sabores producidos diariamente en los días monitoreados en

el Complejo Lácteo de la Habana se muestran en el Anexo 5. En todos los días en estudio

se produjo helado tipo Varadero para el cual en dicha instalación una mezcla de 8000 L

equivale a 8800 kg. A continuación se exponen los resultados obtenidos en cada etapa para

el día moda, que en dicha instalación es el séptimo día. Los resultados de los calores

extraídos para los restantes días se muestran en el Anexo 6.

• Etapa de Pasteurización

El primer calor que debe ser removido por el sistema de refrigeración es en el enfriamiento

de la mezcla con agua helada después de la pasteurización. En el Complejo Lácteo este

proceso ocurre en la sección correspondiente del pasteurizador a placas. Para evaluar dicho

calor primeramente se estimó la capacidad térmica de las mezclas producidas por la

expresión 2.1, obteniéndose un valor de 3,22 kJ/kg°C.

El valor obtenido es inferior al de la leche según el intervalo establecido para este producto

por Zumalacárregui y Mondeja [ZUM09]. Este comportamiento es de esperar pues la

mezcla para helado aunque tiene un mayor contenido de sólidos totales que la leche los

cálculos de capacidad térmica se hacen a una temperatura inferior. Además el valor obtenido

está muy próximo a 3,35 kJ/kg˚C, que es el valor de capacidad térmica para mezclas de

helado reportado por Colectivo de Autores [ASH01]. Debido a lo anterior se decide utilizar

el valor obtenido en los cálculos energéticos que se desarrollarán.

Page 62: Mae Stria 1391

55

La temperatura de salida de la leche y de la mezcla de dicha sección se determina por

medición directa al igual que las masas de mezcla y de leche procesada diariamente. Una

vez que se cuenta con los datos necesarios mediante la expresión 1.4 se determina el calor

que debe ser removido el cual resultó ser de 221,30 kW cuando se pasteuriza mezcla y de

129,51 kW cuando se pasteuriza leche.

• Etapa de Maduración (Tanques de maduración)

La determinación del calor que es necesario extraer de los tanques de maduración para

lograr su enfriamiento se realizó, como se explicó anteriormente, por la expresión 1.6.

Para ello se empleó la capacidad térmica del acero inoxidable, igual a 0,12 kcal/kg°C

tomada del [KER99], pues los tanques utilizados son de dicho material. La masa de los

tanques de 8000 L del Complejo Lácteo es 1850 kg la cual fue obtenida del catálogo de

dichos tanques. La temperatura de los mismos antes y después de ser depositada la mezcla

se midió experimentalmente. Se obtuvo que con este fin se deben extraer 0,31 kW.

En la estimación del calor que se gana del ambiente y que debe ser removido para mantener

aproximadamente constante la temperatura de la mezcla en dichos tanques primeramente

se calculan las áreas del fondo, de la tapa y del cuerpo cilíndrico del tanque las cuales

resultaron ser de 3,93, 3,56 y 14,07 m2 respectivamente. Los coeficientes de convección

libre para la tapa y para el fondo son de 5,21 y 2,26 kcal/m2h°C respectivamente mientras

que para el cuerpo cilíndrico del tanque se obtuvo un coeficiente de convección-radiación de

10,89 kcal/m2h°C.

Finalmente se obtiene que los calores absorbidos del medio ambiente por la tapa, el fondo y

el cuerpo cilíndrico en los tanques son de 0,8958 kW, 0, 8774 kW y 4,9022 kW

respectivamente para dar un total de 6,67 kW.

• Etapa de semicongelación (Congeladoras)

En la determinación del calor que cede la mezcla en las congeladoras se emplearon las

ecuaciones 2.5 y 2.6 en las cuales se sustituyeron las capacidades térmicas de las mezclas

determinadas anteriormente y un calor latente del helado de 199 kJ/kg tomado de

[ASH01]. La masa total de mezcla producida diariamente, las temperaturas de entrada y

salida de la mezcla de las congeladoras y el tiempo que demora esta operación fueron

variables medidas experimentalmente. Finalmente se obtuvo que para lograr la

semicongelación de la mezcla deben extraerse 59,69 kW durante el período de tiempo que

Page 63: Mae Stria 1391

56

demora dicha operación el cual puede verse en el cronograma de refrigeración que se

muestra en el Anexo 7.

• Etapa de congelación y endurecimiento (Nevera)

Se utiliza la ecuación 1.22 para el cálculo de la carga por alumbrado, donde el coeficiente

de utilización es igual a 0,25 y el coeficiente de tolerancia es igual a 1,20. En este caso

dentro de la nevera hay 20 lámparas de 40 W por lo que se obtiene una carga térmica por

alumbrado igual a 0,24 kW.

La determinación de la carga por ocupantes se realizó por la expresión 1.15 resultando ser

de 2,61 kW para seis operarios diariamente dentro de la nevera.

La carga por equipos se determina por medio de la expresión 1.21 donde sustituyendo

para un difusor con dos motores de 1,34 caballos de fuerza y dos difusores con dos motores

de 2,95 caballos de fuerza se obtuvo una carga por equipos de 9,3 kW.

A partir de la ecuación 1.16 se determinó el valor de la carga por cambios de aire para el

volumen de la cámara en estudio de 1 449 m3, con el cual se obtuvo de la tabla 10-8B del

[DOS85] que el número de cambios de aire en 24 horas es de 1,6. Posteriormente de la

carta psicométrica se obtuvo el volumen húmedo para una temperatura exterior de 28°C y

una humedad de 75%, variables medidas experimentalmente con el Mini-termo-higrómetro

mencionado en el Capítulo II. La carga por cambios de aire resulto ser de 1,69 kW.

La carga por estructuras se determinó por la expresión 1.17. Para ello fue necesario

estimar el coeficiente global de transferencia de calor para cada una de las estructuras

constituyentes de la cámara lo cual se realizó por la expresión 1.19. Las conductividades

térmicas de los materiales constituyentes de las diferentes estructuras se obtuvieron del

[DOS85] y de [COL86]. El incremento de la radiación solar de la pared frontal se obtuvo

mediante la expresión 1.18. Los resultados para cada una de las estructuras componentes

de la cámara se muestran en la tabla 3.1.

Mediante la sumatoria de la carga aportada por cada una de las estructuras que conforman

la cámara, se pudo determinar la carga total por estructuras la cual es de 13,39 kW.

La carga por producto se determinó por las expresiones 2.9, 2.10 y 2.11, modificaciones

de la ecuación 1.20, obteniéndose un calor por congelación y un calor por reducción de

temperatura en el primer intervalo de temperatura desde -5°C hasta -25°C de 9,10 kW y

23,87 kW respectivamente durante las 14 primeras horas mientras que el calor por

Page 64: Mae Stria 1391

57

reducción de temperatura en el segundo intervalo de temperatura desde -25°C hasta -27°C

para las restantes diez horas es de 1,59 kW. Para ello se empleó una capacidad térmica del

helado semicongelado igual a 2,72 kJ/kg˚C, una capacidad térmica del helado

postcongelado igual a 1,09 kJ/kg˚C y un calor latente del helado igual a 199 kJ/kg todos

tomados del [ASH01]. De la tabla 10-12 del [DOS85] se obtiene que el factor de rapidez

de enfriamiento es igual a 0,75. La carga total por producto es de 34,56 kW.

Tabla 3.1: Carga en cada una de las estructuras que conforman la cámara.

Pared Frontal

Paredes Laterales

Pared Fondo

Techo Piso

Área (m2) 63 138 63 241,5 242

∆T (°C) 55 55 55 62 49

∆Ts (°C) 17,61 - - - -

h exterior (W/m2°C) 23,30 11,60 11,60 23,30 11,60

U (W/m2°C) 0,1143 0,1137 0,1137 0,1167 0,8334

Q (W) 522,86 863,22 394,08 1747,56 9861,61

Para el cálculo de la carga por embalaje se emplea la expresión 1.20, considerando un

solo intervalo de temperatura, es decir, desde -5°C hasta -27°C y empleando 1,76 kJ/ kg˚C

como capacidad térmica del policloruro de vinilo, material del cual están constituidas las

tinas. Se obtuvo que la carga por embalaje es de 0,67 kW.

Sumando todas las cargas y considerando un factor de seguridad del 10% como se planea

en la expresión 1.14 se determina que la carga térmica total de la nevera que es de 68,69

kW. El aporte de cada una de las diferentes fuentes consideradas a esta carga térmica total

se presenta en la Figura 6.

• Tuberías de conducción y retorno de agua helada

El cálculo de los calores que debe remover el sistema de refrigeración por ser absorbidos del

ambiente a través de las tuberías que conducen el agua helada hasta el pasteurizador y los

tanques de maduración y de estos al banco de hielo se realizó en dos partes debido a la

existencia o ausencia del aislante de las tuberías. Los calores absorbidos por la ausencia de

aislante son considerados una pérdida de energía evitable, por ser un esfuerzo adicional que

tiene hacer el sistema de refrigeración que pudiera eliminarse aislando la tubería.

En el caso de las tuberías sin aislamiento térmico se dividieron también en dos tramos, el

tramo 1 cuyo diámetro es de 0,06045 m y el tramo 2 de 0,02667 m. Para ambos el

coeficiente de convección radiación determinado por la expresión 1.10 resulto ser de

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58

11,45 W/m2°C. El calor ganado del ambiente por convección radiación es de 0,87 kW para

el tramo 1 y 0,29 kW para el tramo 2 para un total de 1,16 kW durante las veinticuatro

horas del día y se determinó por la expresión 1.9.

Figura 6: Distribución de las diferentes cargas para la Nevera del Complejo Lácteo.

Las tuberías aisladas que conducen agua helada están cubiertas con lana de vidrio y papel

de aluminio con el mismo espesor de aislante en todo el recorrido. Los tramos de tuberías

ubicados en la sala de máquinas y otras áreas toman un diámetro de 0,1143 m y las que

están en el salón de producción desde donde se divide la corriente para el pasteurizador y

los tanques de maduración toman un diámetro más pequeño e igual a 0,06045 m. Las

longitudes de dichos tramos, los espesores de aislante, las temperaturas en la superficie del

aislante y la del ambiente necesarias para este cálculo fueron variables medidas

experimentalmente. El coeficiente de convección radiación obtenido en este caso fue de

9,91 W/m2°C y el calor ganado del ambiente por convección radiación para las tuberías de

0,06045 m de diámetro de 0,14 kW y para las tuberías de 0,1143 m de diámetro de 2,72

kW para un total de 2,86 kW. Finalmente puede decirse que el calor total ganado del

ambiente a través de las tuberías de conducción y retorno de agua helada con aislamiento y

sin aislamiento térmico es 4,02 kW.

• Tuberías de conducción y retorno de amoníaco

Para el cálculo del calor ganado en las tuberías de amoníaco sin aislamiento y con

aislamiento se desarrolla el mismo procedimiento empleado para el caso de las tuberías de

agua helada sin aislamiento y con aislamiento, es decir las mismas expresiones, pero en

este caso para los datos correspondientes a estas otras tuberías.

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59

Sin aislamiento térmico se detectaron dos tramos, uno de 16,25 m de longitud en el ramal

de dos pulgadas de diámetro nominal y otro de 6,05 m de longitud en el ramal de cuatro

pulgadas de diámetro nominal. El coeficiente de convección radiación es de 11,6 W/m2°C

para ambos tramos y el calor absorbido del ambiente es de 1,24 kW y 1,10 kW para el

tramo uno y dos respectivamente.

Para el cálculo en tuberías aisladas debido a la variabilidad en los diámetros y espesores de

aislante se dividió las tuberías objeto de estudio en seis tramos. El coeficiente de convección

radiación depende de la temperatura en la superficie exterior del aislante. Como en las

mediciones operacionales se detectaron diferencias entre las temperaturas superficiales del

aislante para los tramos 1, 2, 3 y 4 con respecto a la de los tramos 5 y 6 se determinó un

coeficiente de convección radiación para los tramos 1, 2, 3 y 4 y otro coeficiente para los

tramos 5 y 6 resultando ser de 10,05 y 9,91 W/m2°C respectivamente. Los calores

absorbidos por convección radiación obtenidos son de 0,50 kW, 0,61 kW, 0,71 kW, 0,46

kW, 0,21 kW, 0,19 kW para cada tramo consecutivamente. El calor total que debe

removerse por ganarse del ambiente a través de las tuberías aisladas es de 2,68 kW.

Finalmente se obtiene, al sumarse el calor ganado en las tuberías asiladas y sin aislar que

conducen y retornan el amoníaco, que deben removerse 5,02 kW.

A partir de los resultados obtenidos en los cálculos de los calores extraídos del proceso para

lograr la transformación en sí de la materia prima, de los calores extraídos de los equipos y

también de los calores extraídos por ser absorbidos del medio a través de las tuberías y los

equipos, se construyó el gráfico que se muestra en la Figura 7 donde se definen las

magnitudes de dichos calores.

Es de esperar que más del 60% del calor extraído sea para lograr la transformación de la

materia prima, sin embargo es llamativo que el segundo porcentaje más alto, de un 26%,

sea precisamente el de los calores que deben removerse por ser absorbidos del ambiente.

Dentro de este, un 24% corresponde a los calores que son absorbidos de manera inevitable,

es decir a través de las tuberías aisladas, a través de los tanques de maduración que no se

concibieron aislados en las características de diseño de la planta y a través de la carga por

infiltración de la nevera. El otro 2% corresponde con calores absorbidos del medio por la

falta de aislamiento térmico en las tuberías de conducción de los refrigerantes (amoníaco y

agua helada) por lo que puede evitarse la absorción de dichos calores. Por ultimo hay un

8% que se extrae para el enfriamiento de los equipos como por ejemplo los tanques de

maduración y los equipos dentro de la nevera. Es importante destacar que los calores que

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60

se remueven por ser absorbidos del ambiente son un 17% mayor que los calores removidos

para enfriar los equipos, lo que indica que se deben desarrollar acciones encaminadas a

lograr la disminución de los calores absorbidos del medio ambiente, como por ejemplo la

instalación del aislante en aquellos tramos de tuberías que lo han perdido y evaluar la

efectividad del aislante instalado actualmente en tuberías y estructuras de la nevera.

Figura 7: Distribución de los calores totales extraídos.

En la Figura 8 se muestra la distribución de los calores extraídos por cada etapa

tecnológica del proceso de elaboración de helados. Como puede verse la mayor cantidad de

calor se extrae en la etapa de pasteurización de la leche y la mezcla porque los gradientes

de temperatura son mayores aunque los tiempos en los que se realiza la extracción del

calor sean menores, pues la masa de producto procesada en todas las etapas es la misma.

3.1.3 Caracterización el ciclo de refrigeración que remueve dichos calores. Partiendo del monitoreo de la planta de refrigeración se caracterizó el sistema de

refrigeración para la remoción de calores de dicho centro. Esta caracterización quedó

definida en el epígrafe 1.2.4. También se ubicó el ciclo de refrigeración en su

correspondiente diagrama de Presión contra Entalpía el cual se muestra en el Anexo 8

junto con las propiedades termodinámicas del refrigerante en cada uno de los puntos de

trabajo, que se corresponden con los puntos del Anexo 3.

3.1.4 Determinación de los indicadores de funcionamiento del ciclo de

refrigeración.

Primeramente se realiza el balance energético en la zona de baja presión para determinar

los flujos de refrigerante en los equipos de esta zona.

Page 68: Mae Stria 1391

61

Figura 8: Distribución de los calores extraídos por etapa.

Mediante la ecuación 2.13 se determinó el calor absorbido por el amoníaco en las

congeladoras el cual se sustituye en la ecuación 2.14 y puede entonces despejarse el flujo

de refrigerante en las congeladoras. Se obtiene que el mismo es de 0,0493 kg/s.

En cuanto a la nevera, se determinó el flujo de amoníaco por la ecuación 2.16 partiendo

previamente de conocer mediante la ecuación 2.15 el calor absorbido por este, como

consecuencia de la carga térmica de la cámara y el calor absorbido a través de las tuberías

en los tramos 3 y 4 que son las que conducen y retornan el amoníaco a la nevera. El flujo

de refrigerante en la nevera es de 0,0578 kg/s.

Seguidamente se desarrolló el balance energético en la zona de alta presión. En esta zona el

evaporador existente es el banco de hielo en el cual se remueven todos los calores

absorbidos por el agua helada. El balance energético en este equipo se desarrolló para el

horario de mayor demanda que es entre las 11:00 a.m. y las 2:00 p.m. el cual se muestra

en el cronograma de extracción de calores en el Anexo 7. En este horario el amoníaco

absorbe el calor que trae el agua de:

a) La pasteurización de la mezcla que tiene un valor de 2 549 368,8 kJ/día pero como

se pasteuriza durante tres horas y veinte minutos, pues se elaboraron dos mezclas,

este calor equivale a 221,3 kW durante el tiempo de pasteurización.

b) La maduración de la mezcla que tiene un valor de 602 773 kJ/día pero como se

madura durante las 24 horas esto equivale a 6,98 kW durante todo el tiempo de

maduración y por tanto también durante el tiempo de pasteurización de la mezcla.

Page 69: Mae Stria 1391

62

c) Del trasiego a través de las tuberías que tiene un valor de 207 771,36 kJ/día pero

como en la línea hay agua las 24 horas del día debido a la maduración esto equivale

a 2,40 kW durante las 24 horas.

Sumando estos calores que son los absorbidos por el amónico en el banco de hielo y

sustituyéndolos en la ecuación 2.16 junto con las entalpías correspondientes al banco de

hielo, se despeja y se obtiene que el flujo de refrigerante es de 0,2137 kg/s.

El calor que cede el refrigerante en el condensador es absorbido por el agua de las torres de

enfriamiento por tanto para el flujo de agua del condensador de 60 m3/h y con las

temperaturas de entrada y salida del agua de las torres de enfriamiento se determinó dicho

calor, el cual se sustituyó en la ecuación 2.17 y despejando se obtuvo que el flujo de

refrigerante en el condensador es de 0,5624 kg/s.

El flujo de refrigerante en el condensador es igual al flujo de refrigerante en al corriente 1,

en la corriente 2 y en la corriente 8 según el diagrama de proceso de la planta de

refrigeración que se muestran en el Anexo 3. Del mismo también se conoce que el flujo de

refrigerante en la corriente 4 es igual al flujo de refrigerante en la corriente 5 y al flujo de

refrigerante en la corriente 6 que es el flujo de refrigerante del banco de hielo.

Al plantear un balance de masa en el punto de separación A del Anexo 3 como se muestra

en la ecuación 2.23 se obtiene que el flujo de refrigerante en la corriente 3 es de 0,3487

kg/s que a su vez es igual al flujo de la corriente 7.

En el diagrama del Anexo 3 puede verse que el flujo de refrigerante en la corriente 12 es

igual al flujo de refrigerante en la corriente 17 que a su vez es igual a la suma del flujo de

refrigerante en las congeladoras y el flujo de refrigerante en la Nevera e igual a 0,1071

kg/s. Seguidamente se plantea el balance de masa en el tanque de baja como se muestra

en la ecuación 2.24 y para que se cumpla dicha igualdad el flujo de refrigerante en la

corriente 9 y 10 tiene que ser igual. Este a su vez es igual al flujo de la corriente 11. Bajo

estas condiciones se plantea el balance de energía en el tanque intermedio enfriador

separador como aparece en la ecuación 2.25 y de ella se obtiene que dicho flujo es igual a

0,2583 kg/s.

Finalmente mediante los procedimientos descritos en el epígrafe 2.1.4 y las ecuaciones

1.24, 1.26, 1.27 y 1.28 se evalúa el trabajo o potencia consumida por el compresor, el

coeficiente de funcionamiento para el ciclo real y para el ciclo de Carnot equivalente y el

rendimiento relativo respectivamente para la etapa de alta presión, de baja presión y para

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63

el sistema cuyos resultados se muestran en la tabla 3.2. Además también se reportan la

capacidad de refrigeración y el calor rechazado en el condensador. En el Anexo 9 se

reportan estos indicadores para todos los días evaluados.

Tabla 3.2: Indicadores de funcionamiento del ciclo de refrigeración.

Indicador Zona Alta

Zona Baja

Sistema

Q absorbido (NH3) (kW) 232,29 133,85 366,14 Q cedido (NH3) (kW) 764,28 - 764,28

W (kW) 153,07 56,08 209,15 Coeficiente de funcionamiento real 1,52 2,39 1,75

Coeficiente de funcionamiento de Carnot 5,84 3 3

Rendimiento Relativo (%) 26 79 58,35 Se obtuvieron bajos coeficientes de funcionamiento, especialmente en la etapa de alta

presión. Esto indica que en dicha etapa se está utilizando una mayor cantidad de energía

que la mínima requerida para remover el calor necesario. En la etapa de baja el coeficiente

obtenido es aceptable ya que tiene un valor más próximo al de Carnot, sin embargo por la

descompensación existente no se logra una estabilidad en el sistema, por lo cual se obtiene

un bajo coeficiente de funcionamiento y grandes consumos de energía. También se puede

observar como en la zona de baja presión existe un trabajo de compresión menor que en la

zona de alta presión, sin embargo el sistema no se compensa lo cual se puede apreciar en

el coeficiente de funcionamiento del sistema el cual tiene un valor alejado del coeficiente de

funcionamiento de Carnot.

Una forma más ilustrativa de evaluar el funcionamiento de un sistema de refrigeración es

por medio del llamado rendimiento relativo, el cual permite comparar el alejamiento del

ciclo real con la posibilidad de que el ciclo opere entre los límites de temperaturas de

saturación para las presiones de trabajo, por tanto mientras más pequeño sea, menor

posibilidad habrá de trabajar entre dichos límites de temperatura. El rendimiento relativo de

la zona de alta presión es bajo mientras el de la zona de baja presión en alto. El sistema

trabaja con un rendimiento relativo del 58,35 % producto de la descompensación existente

entre las dos zonas de trabajo, esto indica que solo es capaz de alcanzar el 58,35 % de la

bondad de funcionamiento para esas condiciones de operación del ciclo de Carnot, el cual

trabaja al índice máximo de bondad.

3.1.5 Determinación de las pérdidas de capacidad de trabajo.

Primeramente se evalúan las exergías del flujo de entrada y salida del refrigerante a cada

uno de los componentes del ciclo por medio de la expresión 1.29. Las exergías del calor

Page 71: Mae Stria 1391

64

para el condensador y los evaporadores (banco de hielo, congeladoras y neveras) se

estimaron por la expresión 1.30 y como ya se tienen los trabajos en cada uno de los

compresores se determinan las pérdidas de capacidad de trabajo mediante la ecuación

1.31. Los resultados obtenidos se muestran en la tabla 3.3 y corresponden con los de la

vía tradicional.

Para el desarrollo del método por la vía que considera las exergías de los componentes de

los productos alimenticios se emplean las mismas exergías de flujo de entrada y salida del

refrigerante en cada componente del ciclo y calculadas por la expresión 1.29.

Seguidamente por la expresión 2.22 se determinó la capacidad térmica de la grasa a la

temperatura media de la mezcla dentro de la congeladora y a la temperatura media del

helado dentro de la nevera obteniéndose 1,9833 y 1,9587 kJ/kg°C respectivamente. Por las

expresiones 2.20 y 2.21 se estimó la variación de entalpía y entropía de la mezcla dentro

de la congeladora y del helado dentro de la nevera, las cuales resultaron ser de 17,8435

kJ/kg y de 0,0655 kJ/kg°C para la mezcla y de 42,5178 kJ/kg y 0,1667 kJ/kg°C para el

helado.

La variación de exergía para cada componente de la mezcla o del helado se determinó por

separado por la expresión 2.19 y a continuación para el producto como un todo por la

expresión 2.18. Las exergías de flujo del calor se determinan de igual forma que en la via

tradicional pero en el término del calor absorbido del foco caliente no se incluye el calor

transferido a través de la corriente del producto alimenticio.

La pérdida de capacidad de trabajo se evalúa por la expresión 1.31 pero en este caso

sumando la variación de exergía de flujo de las corrientes de productos alimenticios. Los

resultados obtenidos se muestran también en la tabla 3.3 y corresponden con los datos de

la vía de las exergías por componentes.

En dicha tabla se observa que el equipo con mayores pérdidas de capacidad de trabajo es el

tanque de recirculación de baja seguido por el condensador. Ambos representan

aproximadamente el 60% de las pérdidas de capacidad de trabajo del sistema.

El desarrollo del método exergético del cálculo de las pérdidas de capacidad de trabajo por

la vía que tiene en consideración los componentes de los productos alimenticios da

resultados confiables, existiendo en el cálculo de la pérdida de capacidad de trabajo del

sistema un 6% de error relativo en los resultados obtenidos por esta vía respecto a los

obtenidos por la vía tradicional. Los resultados para los restantes días aparecen en el

Anexo 10 para la vía tradicional y en el Anexo 11 para la vía de las exergías por

Page 72: Mae Stria 1391

65

componentes de los productos alimenticios. Es significativo que el error relativo mayor

obtenido es inferior al 8% lo cual es aceptable para este tipo de estudio.

Tabla 3.3: Resultados obtenidos de los balances de exergía.

Pérdida de capacidad de trabajo (kW)

Equipos Vía tradicional Vía exergías por componente

Nevera 17,95 21,53

Congeladoras 12,47 15,23

Condensador 49,82 31,09

TK líquido 0,00 0,00

Válvula expansión 1 7,03 7,03

Tanque recibidor intermedio 5,99 5,99

Tanque recirculación baja 61,09 61,09

Bomba NH3 0,00 0,00

Banco de Hielo 13,28 13,96

Compresor Alta 21,35 21,35

Compresor Baja 4,04 4,04

Válvula expansión 2 4,30 4,30

Total (Sistema) 197,37 185,67

3.1.6 Evaluación de la alternativa para el incremento de la eficiencia energética y

exergética del sistema de refrigeración.

La alternativa que se propone para el incremento de la eficiencia energética de dicha

instalación se puede observar en el Anexo 12 donde aparece representado el ciclo de

refrigeración en el diagrama presión contra entalpía para las nuevas condiciones de trabajo

que se proponen, así como las propiedades termodinámicas del refrigerante bajo dichas

condiciones. Como puede verse se modifican la temperatura y la presión de los puntos de

trabajo 1, 2, 3, 4, 5 y 7. Los resultados obtenidos para dicha alternativa de trabajo se

muestran en la tabla 3.4.

Se puede observar como los calores absorbidos de ambas zonas y el calor cedido en el

condensador no varían numéricamente, con respecto al caso base. Sin embargo el trabajo

de compresión de la zona de baja presión aumenta, mientras se obtiene una disminución

del trabajo de compresión de la zona de alta presión, trayendo como consecuencia un

aumento del coeficiente de funcionamiento del ciclo real.

Se puede concluir que con esta alternativa se logra una mejora en la eficiencia energética

del ciclo por tanto es conveniente probar si disminuye la pérdida de capacidad de trabajo

Page 73: Mae Stria 1391

66

para lo cual se emplea el mismo procedimiento desarrollado para la evaluación exergética

inicial. Los resultados obtenidos se muestran en la tabla 3.5.

Tabla 3.4: Resultados obtenidos del cálculo de los indicadores de funcionamiento del ciclo

de refrigeración para el caso base y la Alternativa.

Indicador Caso Base Alternativa Q abs (NH3) (kW) Alta 232,29 232,29 Q abs (NH3) (kW) Baja 133,85 133,85

Q ced (NH3) (kW) condensador 764,28 764,28 W (kW) Alta 153,07 105,49 W (kW) Baja 56,08 63,12

W (kW) sistema 209,15 168,61 COP real Alta 1,52 2,20 COP real Baja 2,39 2,12 COP sistema 1,75 2,17

COP Carnot Alta 5,84 6,56 COP Carnot Baja 3 3,21

COP Carnot sistema 3 3,21 Rendimiento Relativo Baja (%) 26 70,68 Rendimiento Relativo Alta (%) 79 37,71

Rendimiento Relativo Sistema (%) 58,35 72,38 Tabla 3.5: Resultados obtenidos de los balances de exergía para la alternativa de mejora

por la vía que considera las exergías por componente de los productos alimenticios.

Equipos Pérdida de capacidad de trabajo (kW)

Nevera 21,53

Congeladoras 15,23

Condensador 10,10

TK líquido 0,00

Válvula expansión 1 6,13

Tanque recibidor intermedio 12,90

Tanque recirculación baja 61,01

Bomba NH3 0,00

Banco de Hielo 14,01

Compresor Alta 10,36

Compresor Baja 4,55

Válvula expansión 2 3,33

Total (Sistema) 159,15 La alternativa propuesta también disminuye las pérdidas de capacidad de trabajo mejorando

la eficiencia exergética del ciclo de refrigeración. Siendo favorable la alternativa desde el

punto de vista energético y exergético, provoca un incremento integral en la eficiencia

energética del ciclo de refrigeración pues no solo mejora la eficiencia de los procesos

Page 74: Mae Stria 1391

67

energéticos que en él ocurren sino que mejora la calidad de la energía transferida en dichos

procesos. La alternativa propuesta resulta favorable desde el punto de vista termodinámico.

3.2 Aplicación del procedimiento en la fábrica de helado Coppelia.

3.2.1 Caracterización del proceso tecnológico de producción de helados y las

etapas de remoción de calor.

La caracterización del proceso de elaboración de helados en la Fábrica Coppelia quedó

realizada en el epígrafe 1.1.4. En ella están bien definidas las etapas del proceso, el

equipamiento utilizado para llevarlas a cabo, el objetivo de cada una y si hay o no remoción

de calor.

3.2.2 Determinación de los calores que deben ser extraídos en cada etapa.

En la fábrica Coppelia se producen alternativamente helado Varadero y helado Coppelia por

lo que la variación del tipo de helado, en el sabor del helado y en la cantidad de mezclas

producidas diariamente en los días monitoreados se muestra en el Anexo 5. En la Fábrica

Coppelia una mezcla de helado Varadero de 1060 L equivale a 1166 kg y una mezcla de

helado Coppelia de 1060 L equivale a 1154 kg. En dicho centro el día moda es el sexto día.

Los resultados para los restantes días se muestran en el Anexo 13.

• Etapa de Pasteurización

El primer calor que debe removerse del proceso de elaboración de helados en dicha fábrica

es, al igual que en el Complejo, el necesario para lograr el enfriamiento de la mezcla

después de la pasteurización. En la Fábrica Coppelia este enfriamiento se realiza en un

enfriador a placas en el cual la mezcla intercambia con agua helada proveniente del banco

de hielo, por tanto el calor que cede la mezcla es absorbido por el agua helada y removido

por el sistema de refrigeración en el banco de hielo. Se midieron experimentalmente la

temperatura de entrada y salida de la mezcla del enfriador y la masa de mezcla procesada

diariamente.

Fue necesario estimar por la expresión 2.1 la capacidad térmica de las mezclas

obteniéndose para las mezclas de helado Varadero 3,24 kJ/kg°C y para las mezclas de

helado Coppelia 3,07 kJ/kg°C. Los valores obtenidos son esperados, debido a los criterios

expuestos en este epígrafe en la aplicación del procedimiento en el Complejo Lácteo y que

son confirmados con estos resultados ya que la capacidad térmica de la mezcla Coppelia dio

Page 75: Mae Stria 1391

68

inferior a la de la mezcla Varadero lo cual es lógico pues la primera tiene un mayor

contenido de sólidos.

Por la expresión 1.4 se determinó el calor cedido por la mezcla obteniéndose que deben

extraerse 172,91 kW para la mezcla de helado Coppelia de Piña Glassé elaborada.

• Etapa de Maduración (Tanques de maduración)

Se elaboraron 12 mezclas de helado Varadero de Piña Glasé por lo que se emplearon en la

maduración un tanque de 11 500 L y el de 7 400 L. La temperatura de los tanques antes y

después de ser depositada la mezcla se midió experimentalmente. La masa del tanque

mayor es de 2660 kg y del menor de 1900 kg, obtenidas de sus respectivos catálogos. Con

estos datos y la capacidad térmica del acero inoxidable se sustituyó en la expresión 1.6 y

se obtuvo que el calor que debe ser extraído para lograr el enfriamiento de dichos tanques

es de 0,45 kW.

En la estimación del calor que se gana del ambiente y que debe ser removido para

mantener aproximadamente constante la temperatura de la mezcla en dichos tanques

primeramente se calculan las áreas del fondo, de la tapa y del cuerpo cilíndrico de los

tanques las cuales resultaron ser de 3,80, 3,80 y 23,21 m2 para el tanque de 11 500L y de

3,80, 3,80 y 15,61 m2 para el tanque de 7400 L.

El coeficiente de convección libre de la tapa para ambos tanques utilizados resultó ser de

5,41 J/m2s°C. El del fondo para el tanque de 11500 L fue de 3,83 y para el tanque de 7400

L de 4,16 J/m2s°C. El coeficiente de convección-radiación para el cuerpo cilíndrico del tanque

mayor es de 10,12 J/m2s°C y para el cuerpo cilíndrico del tanque menor de 10,26 J/m2s°C.

Finalmente se obtiene que el calor absorbido del medio ambiente a través del mayor de los

tanques es de 1,94 kW y del menor de 1,61 kW para un total de 3,55 kW. La temperatura

ambiente utilizada en estos cálculos fue medida experimentalmente al igual que la

temperatura de la tapa, el fondo y el cuerpo de los tanques. Los resultados obtenidos son

esperados pues los calores absorbidos del ambiente a través de los tanques de la Fábrica

Coppelia deben ser menores pues los mismos tienen el fondo y el cuerpo aislado

térmicamente cosa que no ocurre en el Complejo Lácteo. Los resultados para los restantes

días se muestran en el Anexo 13.

• Etapa de semicongelación (Congeladoras)

El calor que cede la mezcla en las congeladoras se determinó por las expresiones 2.5 y 2.6

obteniéndose que deben extraerse 80,78 kW durante el período de tiempo que demora dicha

Page 76: Mae Stria 1391

69

operación el cual puede verse en el cronograma de calor removido que se muestra en el

Anexo 14.

• Etapa de congelación y endurecimiento (Nevera de Endurecimiento)

Se utiliza la ecuación 1.22 para el cálculo de la carga por alumbrado. En este caso dentro

de la nevera hay 15 lámparas de 100 W por lo que se obtiene una carga térmica por

alumbrado igual a 0,45 kW.

La determinación de la carga por ocupantes se realizó por la expresión 1.15 resultando ser

de 1,31 kW para tres operarios diariamente dentro de la nevera aportando una carga

térmica cada uno de 374 kcal/h para una temperatura del espacio refrigerado de -27°C.

La carga por equipos se determina por medio de la expresión 1.21 donde sustituyendo

para tres difusores con tres motores de 1,34 caballos de fuerza se obtuvo una carga por

equipos de 8,12 kW.

A partir de la ecuación 1.16 se determinó el valor de la carga por cambios de aire para el

volumen de la cámara en estudio de 972 m3, con el cual se obtuvo de la tabla 10-8B del

[DOS85] que el número de cambios de aire en 24 horas es de 2,5. La carga por cambios

de aire resulto ser de 1,83 kW.

La carga por estructuras se determinó por la expresión 1.17. Para ello se determinó el

coeficiente global de transferencia de calor para cada una de las estructuras constituyentes

de la cámara por la expresión 1.19. Las conductividades térmicas de los materiales

constituyentes de las diferentes estructuras se obtuvieron del [DOS85] y de [COL86]. El

incremento de la radiación solar de la pared frontal se obtuvo mediante la expresión 1.18.

Los resultados para cada una de las estructuras componentes de la cámara se muestran en

la tabla 3.6.

Tabla 3.6: Carga de las estructuras que conforman la nevera de Endurecimiento.

Pared Frontal

Pared Lateral

Derecha

Pared Lateral

Izquierda

Pared Fondo

Techo Piso

Área (m2) 54 81 81 54 216 216

∆T(°C) 55 57 57 57 69 9

∆Ts(°C) 17,61 - - - -

h exterior (W/m2°C) 11,60 11,60 23,30 23,30 23,30 11,60

U (W/m2°C) 0,1137 0,1137 0,1143 0,1143 0,1167 2,8204

Q (W) 350,07 525,10 527,70 460,51 1739,51 5482,94

Page 77: Mae Stria 1391

70

Mediante la sumatoria de la carga aportada por cada una de las estructuras que conforman

la cámara, se pudo determinar la carga total por estructuras la cual es de 9,08 kW.

La carga por producto se determinó por las expresiones 2.9, 2.10 y 2.11, modificaciones

de la ecuación 1.20, obteniéndose un calor por congelación y un calor por reducción de

temperatura en el primer intervalo de temperatura desde -5°C hasta -25°C de 4,09 kW y

12,08 kW respectivamente durante las 14 primeras horas mientras que el calor por

reducción de temperatura en el segundo intervalo de temperatura desde -25°C hasta -27°C

para las restantes diez horas es de 0,80 kW. Por tanto la carga total por producto es de

16,97 kW.

Mediante la expresión 1.20 se obtuvo que la carga por embalaje es de 0,55 kW.

Finalmente sumando todas las cargas y considerando un factor de seguridad del 10% como

se plantea en la expresión 1.14 se determinó que la carga térmica total de la nevera es de

42,79 kW. El aporte de cada una de las diferentes fuentes consideradas en esta carga

térmica total puede verse en la Figura 9.

Figura 9: Distribución de las diferentes cargas para la Nevera de Endurecimiento de la Fábrica Coppelia.

• Nevera de Materias Primas

En este caso dentro de la nevera hay 3 lámparas de 40 W por lo que se obtiene una carga

térmica por alumbrado igual a 0,036 kW. La determinación de la carga por ocupantes dio

como resultado 0,44 kW para dos operarios diariamente dentro de la nevera. La carga por

equipos para un difusor con dos motores de 1/3 caballos de fuerza es de 0,82 kW.

Page 78: Mae Stria 1391

71

Para el volumen de la cámara en estudio, que es de 94,03 m3, se obtuvo de la tabla 10-8B

del [DOS85] que el número de cambios de aire en 24 horas es de 7,05. La carga por

cambios de aire resultó ser de 0,19 kW.

La carga aportada por cada estructura se muestra en la tabla 3.7. La carga total por

estructuras es de 0,87 kW.

Tabla 3.7: Carga de las estructuras que conforman la nevera de materias primas.

Pared Frontal

Paredes Laterales

Pared Fondo

Techo Piso

Área (m2) 12,06 20,86 12,06 35,81 35,81

∆T(°C) 22 22 22 29 17

∆Ts(°C) 17,61 - - - -

h exterior (W/m2°C) 20,30 11,60 11,60 23,30 11,60

U (W/m2°C) 0,30 0,29 0,29 0,32 0,30

Q (W) 142,46 135,10 78,11 328,99 185,42

Para el cálculo de carga por producto solo se tienen en cuenta las materias primas que

entran diariamente calientes a la cámara pues los que ya están dentro del espacio

refrigerado no aportan carga térmica ninguna. En esta cámara de materias primas se

conservan las uvas pasas, las avellanas, la nuez moscada, las astillas de chocolate, la piña

enlatada y los huevos. Estos productos no son abastecidos a la fábrica todos los días por lo

que existen algunos días que no hay carga por producto pues no entra nada al espacio

refrigerado. Las masas de los productos abastecidos, las temperaturas de entrada y salida

fueron medidas experimentalmente. Las capacidades térmicas de los productos y sus

respectivos factores de enfriamiento se obtuvieron de [DOS85], [AHO02]. En el día

evaluado se recibieron 2443 paquetes de 1 kg de astillas de chocolate aportando una carga

por producto de 2,18 kg y una carga por embalaje de 0,26 kW pues las mismas están

contenidas en bolsas de nylon de 6,2 g.

La carga térmica total de la nevera de materias primas es de 5,27 kW. El aporte de cada

una de las diferentes fuentes consideradas en esta carga térmica total puede verse en la

Figura 10.

• Nevera de Sabores

En este caso dentro de la nevera hay 2 lámparas de 40 W por lo que se obtiene una carga

térmica por alumbrado igual a 0,024 kW.

Page 79: Mae Stria 1391

72

Figura 10: Distribución de las diferentes cargas para la Nevera de Materias Primas.

La determinación de la carga por ocupantes dio como resultado 0,66 kW para tres operarios

diariamente dentro de la nevera aportando una carga de 189 kcal/h para una temperatura

del espacio refrigerado de 6°C. Este aporte térmico por operario fue el mismo que se

empleó en la determinación de la carga por ocupantes en la nevera de materias primas

pues ambas están a la misma temperatura.

La carga por equipos para un difusor con dos motores de 1/3 caballos de fuerza es de 0,82

kW. Para el volumen de la cámara en estudio, que es de 100,75 m3, se obtuvo de la tabla

10-8B del [DOS85] que el número de cambios de aire en 24 horas es de 6,79. La carga

por cambios de aire resultó ser de 0,20 kW.

La carga aportada por cada estructura se muestra en la tabla 3.8. La carga total por

estructuras es de 0,87 kW.

Tabla 3.8: Carga de las estructuras que conforman la nevera de sabores.

Pared Frontal

Paredes Laterales

Pared Fondo

Techo Piso

Área (m2) 12,06 20,86 12,06 35,81 35,81

∆T(°C) 22 22 22 29 17

∆Ts(°C) 17,61 - - - -

h exterior (W/m2°C) 20,30 11,60 11,60 23,30 11,60

U (W/m2°C) 0,30 0,29 0,29 0,32 0,30

Q (W) 142,46 135,10 78,11 328,99 185,42 La carga térmica total de la nevera de sabores es de 7,43 kW.

Page 80: Mae Stria 1391

73

El aporte de cada una de las diferentes fuentes consideradas en esta carga térmica total

puede verse en la Figura 11. Los resultados para los restantes días monitoreados aparecen

en el Anexo 13.

Figura 11: Distribución de las diferentes cargas para la Nevera de Sabores de la Fábrica Coppelia.

• Nevera de Conservación

En este caso dentro de la nevera hay 25 lámparas de 100 W por lo que se obtiene una

carga térmica por alumbrado igual a 0,75 kW.

La determinación de la carga por ocupantes dio como resultado 2,41 kW para seis operarios

diariamente dentro de la nevera aportando una carga de 345 kcal/h para una temperatura

dentro del espacio refrigerado de -22°C.

La carga por equipos para tres difusores con tres motores de 1/3 caballos de fuerza más

dos esteras cada una con un motor es de 26,23 kW.

Para el volumen de la cámara en estudio, que es de 2376 m3, se obtuvo de la tabla 10-8B

del [DOS85] que el número de cambios de aire en 24 horas es de 1,22. La carga por

cambios de aire resultó ser de 1,84 kW.

La carga aportada por cada estructura se muestra en la tabla 3.9. La carga total por

estructuras es de 12 kW.

En esta cámara de conservación y distribución del producto se deposita el helado después

de estar 24 horas en la cámara de endurecimiento por lo que entra al espacio refrigerado de

la cámara de conservación a una menor temperatura que la existente no aportando carga

de refrigeración por producto ni por embalaje.

Page 81: Mae Stria 1391

74

Tabla 3.9: Carga de las estructuras que conforman la nevera de conservación.

Pared Frontal

Pared Lateral

Derecha

Pared Lateral

Izquierda

Pared Fondo

Techo Piso

Área (m2) 99 108 108 99 528 528

∆T(°C) 48 48 48 48 2 42

∆Ts(°C) 17,61 - - - -

h exterior (W/m2°C) 11,60 11,60 23,30 23,30 11,60 11,60

U (W/m2°C) 0,1137 0,1137 0,1143 0,1143 2,8204 0,3046

Q (W) 540,45 589,58 592,50 543,13 2978,39 6754,54

La carga térmica total de la nevera de conservación es de 47,55 kW. El aporte de cada una

de las diferentes fuentes consideradas en esta carga térmica total puede verse en la Figura

12.

• Tuberías de conducción y retorno de agua helada

En las líneas de conducción y retorno del agua helada no existen tuberías sin aislamiento

térmico debido a que la fábrica Coppelia fue reparada recientemente.

Las tuberías aisladas están cubiertas con armaflex con el mismo espesor de aislante en todo

el recorrido. Los tramos de tuberías ubicados en la sala de máquinas y otras áreas tienen un

diámetro de 0,1143 m y las que están en el salón de producción hasta el pasteurizador

tienen un diámetro más pequeño e igual a 0,06045 m. Las longitudes de dichos tramos, el

espesor de aislante, las temperaturas en la superficie del aislante y la del ambiente

necesarias para este cálculo fueron variables medidas experimentalmente. El coeficiente de

convección radiación obtenido en este caso fue de 9,91 W/m2°C y el calor ganado del

ambiente por convección radiación para las tuberías de 0,06045 m de diámetro de 0,32 kW

y para las tuberías de 0,1143 m de diámetro de 1,15 kW para un total de 1,48 kW.

• Tuberías de conducción y retorno de amoníaco

En las líneas de conducción y retorno del amoníaco tampoco existen tuberías sin aislamiento

térmico. Para el cálculo en tuberías aisladas debido a la variabilidad en los diámetros y

espesores de aislante se dividieron las tuberías objeto de estudio en cuatro tramos. El

coeficiente de convección radiación depende de la temperatura en la superficie exterior del

aislante, la cual fue medida experimentalmente obteniéndose el mismo valor para todos los

tramos, por tanto se obtuvo un coeficiente de convección radiación similar para todos los

Page 82: Mae Stria 1391

75

tramos e igual a 9,91 W/m2°C. El calor total absorbido por convección radiación es de 3,45

kW.

Figura 12: Distribución de las diferentes cargas para la Nevera de Conservación y distribución.

A partir de los resultados obtenidos en los cálculos de los calores extraídos se construyó el

gráfico que se muestra en la Figura 13 donde se definen las magnitudes de dichos calores

clasificados por tipo. Como puede verse es muy favorable el resultado obtenido porque el

80% de los calores extraídos es para lograr en sí la transformación de la materia prima, es

decir con calores de proceso. También puede verse que el tanto por ciento de los calores

absorbidos del medio es bajo y es inevitable, es decir que es a través de tuberías y equipos

aislados pues no existen equipos sin aislamiento térmico.

En la Figura 14 se muestran gráficamente estos calores extraídos por etapas. Es durante la

pasteurización donde mayor cantidad de calor se extrae por unidad de tiempo.

Figura 13: Distribución de los calores totales extraídos en la Fábrica Coppelia.

Page 83: Mae Stria 1391

76

Figura 14: Distribución de los calores totales extraídos por etapas en la Fábrica Coppelia.

3.2.3 Caracterización el ciclo de refrigeración que remueve dichos calores. Partiendo del monitoreo de la planta de refrigeración se caracterizó el sistema de

refrigeración para la remoción de calores de dicho centro. Esta caracterización quedó

definida en el epígrafe 1.2.5. También se ubicó el ciclo de refrigeración en su

correspondiente diagrama de Presión contra Entalpía el cual se muestra en el Anexo 15

junto con las propiedades termodinámicas del refrigerante en cada uno de los puntos de

trabajo.

3.2.4 Determinación los indicadores de funcionamiento del ciclo de refrigeración.

Primeramente se realiza el balance energético en la zona de baja presión para determinar

los flujos de refrigerante en los equipos de esta zona que son las congeladoras, la nevera de

endurecimiento y la nevera de conservación.

El flujo de refrigerante en las congeladoras se determinó despejando de la expresión 2.14

el cual resulto ser de 0,0583 kg/s. El flujo de refrigerante en la nevera de Endurecimiento

es de 0,0299 kg/s y en la nevera de Conservación es de 0,0324 kg/s ambos determinados

despejando de la ecuación 2.16.

En la zona de alta presión hay cuatro evaporadores, los tanques de maduración, el banco de

hielo y las neveras de materias primas y de sabores.

Page 84: Mae Stria 1391

77

Mediante la ecuación 2.15 se determinó el calor absorbido por el amoníaco en las neveras

de materias primas y en la nevera de sabores. Sustituyendo estos últimos en la ecuación

2.16 y despejando se obtuvo el flujo de refrigerante en la nevera de materias primas es de

0,0051 kg/s y en la nevera de sabores es de 0,0069 kg/s.

El calor absorbido por el agua helada en el Enfriador 3 durante la pasteurización se calcula

por la expresión 1.4. Este es cedido al amóniaco en el banco de hielo por tanto

sustituyéndolo en la ecuación 2.16 con su respectiva variación de entalpía y despejando,

se obtiene que el flujo de refrigerante en el banco de hielo es de 0,1602 kg/s.

En la Fábrica Coppelia el calor total que se extrae de los tanques de maduración es

removido por el amoníaco por lo que el flujo de refrigerante en dichos tanques se evalúa

igual que para los otros evaporadores, es decir despejando de la ecuación 2.16 o 2.14 que

es la misma ecuación pero aplicada a diferentes evaporadores. Finalmente se obtiene que el

mismo es de 0,0037 kg/s.

Con las mediciones experimentales realizadas en el condensador evaporativo y explicadas

en el epígrafe 2.3 se determinó el calor cedido por el refrigerante en el condensador el

cual se sustituyó con la variación de entalpía correspondiente en la expresión 2.17 y de

ella se despejó el flujo de refrigerante en dicho equipo obteniéndose un valor de 0,4798

kg/s.

Seguidamente de la resolución de los balances de masa y energía en el pre-enfriador

mediante el Solver de Excel se obtiene que el flujo de refrigerante en la corriente 34 es de

0,0378 kg/s y en la corriente 44 es de 0,1562 kg/s.

Los flujos de refrigerante en todos estos equipos para los restantes días monitoreados se

muestran en el Anexo 16.

Una vez conocidos los flujos de refrigerante en todas las corrientes del sistema mediante los

procedimientos descritos en el epígrafe 2.1.4 y las ecuaciones 1.24, 1.26, 1.27 y 1.28

se evalúan los indicadores de funcionamiento para la etapa de alta presión, de baja presión

y para el sistema cuyos resultados se muestran en la tabla 3.10. Los resultados para los

restantes días monitoreados se muestran en el Anexo 17.

Se obtuvieron bajos coeficientes de funcionamiento en ambas etapas, pero la etapa de alta

presión está operando de manera menos eficiente que la de baja presión. Esto indica que en

dicha etapa se está utilizando una mayor cantidad de energía que la mínima requerida para

producir el frío necesario. Se puede observar como en la zona de baja presión existe un

Page 85: Mae Stria 1391

78

trabajo de compresión menor que en la zona de alta presión, sin embargo los calores

extraídos son similares en las dos zonas de trabajo. El coeficiente de funcionamiento del

sistema tiene un valor alejado del coeficiente de funcionamiento de Carnot.

Tabla 3.10: Indicadores de funcionamiento del ciclo de refrigeración. Fábrica Coppelia.

Indicador Zona Alta Zona Baja Sistema Q absorbido (NH3) (kW) 189,87 167,05 356,91

Q cedido (NH3) (kW) 694,90 - 694,90 Trabajo neto(kW) 176,85 95,82 272,67

COP real 1,07 1,74 1,31 COP Carnot 5,16 3,11 3,11

Rendimiento Relativo (%) 20,81 56,11 42,13 El sistema en estudio trabaja con un rendimiento relativo del 42,13 %, esto indica que solo

es capaz de alcanzar el 42,13 % de la bondad de funcionamiento para esas condiciones de

operación del ciclo de Carnot, el cual trabaja al índice máximo de bondad.

3.2.5 Determinación de las pérdidas de capacidad de trabajo.

Primeramente se evalúan las exergías del flujo de entrada y salida del refrigerante a cada

uno de los componentes del ciclo por medio de la expresión 1.29. Las exergías del calor

para el condensador y los evaporadores se estimaron por la expresión 1.30. Los trabajos

en cada uno de los compresores ya se conocen y por tanto se determinan las pérdidas de

capacidad de trabajo mediante la ecuación 1.31 para la vía tradicional. Los resultados

obtenidos se muestran en la tabla 3.11 en la que los números de los equipos se

corresponden con los señalados en el Anexo 4.

Para el desarrollo del método por la vía que considera la composición de las corrientes

alimenticias involucradas se emplean las mismas exergías de flujo de entrada y salida del

refrigerante en cada componente del ciclo. Seguidamente por la expresión 2.22 se

determinó la capacidad térmica de la grasa a la temperatura media de la mezcla dentro de

la congeladora y a la temperatura media del helado dentro de la nevera de Endurecimiento

y de la nevera de Conservación obteniéndose 1,98, 1,95 y 1,91 kJ/kg°C respectivamente.

Por las expresiones 2.20 y 2.21 se estimó la variación de entalpía y entropía de la mezcla

dentro de la congeladora y del helado dentro de las neveras, las cuales resultaron ser de

15,87 kJ/kg y de 0,0581 kJ/kg°C para la mezcla, de 44,49 kJ/kg y 0,1751 kJ/kg°C para el

helado en la nevera de Endurecimiento y de 13,35 kJ/kg y 0,0646 kJ/kg°C para el helado en

la nevera de Conservación.

Page 86: Mae Stria 1391

79

La variación de exergía para cada componente de la mezcla o del helado, la del producto

como un todo y las exergías de flujo del calor se determinan de igual forma que para el

Complejo Lácteo.

Finalmente se evalúa la pérdida de capacidad de trabajo por la expresión 1.31. Los

resultados obtenidos se muestran también en la tabla 3.11 y corresponden con los datos

de la vía que considera las exergías por componente de los productos alimentarios.

Tabla 3.11: Resultados obtenidos de los balances de exergía. Fábrica Coppelia.

Pérdida de capacidad de trabajo (kW)

Equipos Vía Tradicional Vía exergías por componente

Condensador Evaporativo 49,44 22,93

TK Recibidor lineal 0,00 0,00

Banco de hielo 11,27 11,78

Nevera Mat. Primas 0,31 34,34

Nevera Sabores 1,61 7,07

TK maduración 0,22 0,30

Válvula Expansión en 6 3,97 3,97

Válvula Expansión en 7 0,27 0,27

Válvula Expansión en 9 0,05 0,05 Pre-enfriador 1 36,05 36,05 Pre-enfriador 2 36,05 36,05

TK Recirculación 2,54 2,54

Bombas de NH3 0,00 0,00

Congeladoras 16,12 24,90

Nevera Endurecimiento 5,28 6,31

Nevera Conservación 8,84 11,89

Compresor Alta 20,61 20,61

Compresores Baja 11,86 11,86

Compresores Buste Baja 26,27 26,27

Compresores Buste Alta 10,20 10,20

Inter-cooler personalizados 17,01 17,01

Válvula Expansión en 38 1,31 1,31

Válvula Expansión en 16 1,31 1,31

TOTAL (SISTEMA) 260,57 287,00 Como puede observarse el desarrollo del método exergético del cálculo de las pérdidas de

capacidad de trabajo considerando las exergías de los componentes de las corrientes de

productos alimentarios también da resultados confiables cuando se aplica en la Fábrica

Coppelia ya que existe solamente un 10,14 % de error relativo en el cálculo de la pérdida

Page 87: Mae Stria 1391

80

de capacidad de trabajo del sistema entre los resultados obtenidos por ambas vías. Los

equipos con mayores pérdidas de capacidad de trabajo son los pre-enfriadores. Los

resultados para los restantes días aparecen en el Anexo 18 para la vía tradicional y en el

Anexo 19 para la vía que considera las exergías de los componentes de los productos

alimentarios, incluyendo el tanto por ciento de error para el cálculo de la pérdida de

capacidad de trabajo.

3.2.6 Evaluación de la alternativa para el incremento de la eficiencia energética y

exergética del sistema de refrigeración.

La alternativa propuesta para el incremento de la eficiencia energética en la Fábrica

Coppelia es la misma que se simuló para el Complejo Lácteo, es decir una disminución de

5°C en la temperatura de condensación. Las modificaciones en el diagrama presión contra

entalpía y en las propiedades termodinámicas del refrigerante para las nuevas condiciones

de trabajo se pueden observar en el Anexo 20. Los indicadores de funcionamiento del ciclo

de refrigeración para estas nuevas condiciones de trabajo se muestran en la tabla 3.12.

Tabla 3.12: Resultados obtenidos del cálculo de los indicadores de funcionamiento del ciclo

de refrigeración para el caso base y la Alternativa.

Indicador Caso Base Alternativa Q abs (NH3) (kW) Alta 189,87 189,86 Q abs (NH3) (kW) Baja 167,05 167,04

Q ced (NH3) (kW) condensador 694,90 694,90 W (kW) Alta 176,85 151,77 W (kW) Baja 95,82 101,19

W (kW) sistema 272,67 252,96 COP real Alta 1,07 1,25 COP real Baja 1,74 1,65 COP sistema 1,31 1,41

COP Carnot Alta 5,16 5,16 COP Carnot Baja 3,11 3,11

COP Carnot sistema 3,11 3,11 Rendimiento Relativo Baja (%) 56,11 21,82 Rendimiento Relativo Alta (%) 20,81 49,60

Rendimiento Relativo Sistema (%) 42,13 42,39 Como puede verse no cambian numéricamente los calores absorbidos en las dos zonas de

trabajo ni el calor cedido en el condensador. El trabajo de compresión en la zona de alta

presión disminuye respecto al del caso base sin embargo en la zona de baja presión

aumenta. A pesar de esto el trabajo del sistema disminuyó en 20 kW. Con los coeficientes

de funcionamiento sucede lo mismo, es decir se incrementa el de la etapa de alta presión y

disminuye el de la etapa de baja presión lográndose un incremento en el del sistema

Page 88: Mae Stria 1391

81

observándose una ligera mejoría en el funcionamiento del mismo. El rendimiento relativo de

la etapa de alta presión aumentó y el de la etapa de baja presión disminuyó no

evidenciándose el efecto de estos cambios en el del sistema pues la variación respecto al

caso base es imperceptible.

Los resultados obtenidos de los balances de exergía para la alternativa propuesta se

muestran en la tabla 3.13.

Tabla 3.13: Resultados obtenidos de los balances de exergía para la alternativa de mejora

por la vía que considera las exergías por componente de los productos alimenticios.

Equipos Pérdida de capacidad

de trabajo (kW) Condensador Evaporativo 5,06

TK Recibidor lineal 0,00

Banco de hielo 12,58

Nevera Mat. Primas 34,35

Nevera Sabores 7,11

TK maduración 0,31

Válvula Expansión en 6 2,64

Válvula Expansión en 7 0,17

Válvula Expansión en 9 0,03

Pre-enfriador 1 35,84 Pre-enfriador 2 35,84

TK Recirculación 2,53

Bombas de NH3 0,00

Congeladoras 24,90

Nevera Endurecimiento 6,30

Nevera Conservación 11,88

Compresor Alta 32,16

Compresores Baja 11,85

Compresores Buste Baja 26,26

Compresores Buste Alta 15,93

Inter-cooler personalizados 17,01

Válvula Expansión en 38 1,34

Válvula Expansión en 16 1,34

TOTAL (SISTEMA) 285,43 Como puede verse la alternativa provocó una ligera disminución en la pérdida de capacidad

de trabajo en el ciclo de refrigeración respecto a la existente para el caso base, por tanto

aumenta la eficiencia exergética.

Page 89: Mae Stria 1391

82

CONCLUSIONES

1. Mediante el procedimiento general propuesto es posible determinar la eficiencia en la

remoción de calor mediante indicadores energéticos y exergéticos integrando los

procesos correspondientes del sistema de refrigeración y los de la elaboración de

helado.

2. El ciclo de refrigeración del Complejo Lácteo trabaja con un coeficiente de

funcionamiento de 1,75 y un rendimiento relativo del 58,35 %. El ciclo de

refrigeración de la Fábrica Coppelia trabaja con un coeficiente de funcionamiento de

1,31 y un rendimiento relativo del 43 % lo cual evidencia que hay una baja eficiencia

energética y potencialidades de mejoras fundamentalmente en este que trabaja de

manera menos eficiente.

3. Debido a las irreversibilidades del sistema la pérdida de capacidad de trabajo en el

ciclo del Complejo Lácteo es de 185,6 kW y en el de la Fábrica Coppelia es de 287

kW, lo que indica que es posible mejorar la eficiencia energética fundamentalmente

en el tanque de recirculación de baja en el Complejo Lácteo y en los pre-enfriadores

en la Fábrica de Helados Coppelia.

4. El método empleado para la estimación de las exergías de flujo de las corrientes de

productos alimenticios (mezcla de helado, helado semicongelado y helado

poscongelado) permite determinar la pérdida de capacidad de trabajo introduciendo

un error inferior al 10,14% en relación con el resultado obtenido por el método

tradicional y tiene la ventaja de considerar la composición de los productos

alimentarios involucrados.

5. Es posible incrementar la eficiencia energética de las plantas de refrigeración si se

disminuye la temperatura de condensación, pues se mejoran los indicadores de

funcionamiento y en particular se disminuye el trabajo de compresión de los

sistemas lo que conlleva a un menor consumo eléctrico.

Page 90: Mae Stria 1391

83

RECOMENDACIONES

1. Evaluar acciones encaminadas a lograr la disminución de los calores que deben ser

removidos por ser absorbidos del medio ambiente, como por ejemplo, en el

Complejo Lácteo de La Habana la instalación del aislante en aquellos tramos de

tuberías que lo han perdido y la evaluación de la efectividad del instalado

actualmente en tuberías y neveras.

2. Evaluar la factibilidad técnica y económica de la alternativa propuesta en ambas

industrias.

3. Aplicar el procedimiento en otras plantas de productos lácteos y sistematizar su uso

en el Complejo Lácteo de la Habana y en la Fábrica Coppelia.

4. Establecer otras alternativas de mejoras y evaluar su factibilidad termodinámica,

técnica y económica.

Page 91: Mae Stria 1391

84

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Page 94: Mae Stria 1391

AnexosAnexosAnexosAnexos

Page 95: Mae Stria 1391

Anexo 1: Diagrama del proceso de elaboración de helado en el Complejo Lácteo de La Habana.

Page 96: Mae Stria 1391

Anexo 2: Diagrama del proceso de elaboración de helado en la Fábrica Coppelia.

Page 97: Mae Stria 1391

Anexo 3: Diagrama de la planta de refrigeración del Complejo Lácteo de La Habana.

Page 98: Mae Stria 1391

Anexo 4: Diagrama de la planta de refrigeración en la fábrica de helado Coppelia.

Page 99: Mae Stria 1391

Anexo 5: Comportamiento de las producciones realizadas en los días monitoreados en ambas instalaciones.

Días

FÁBRICA COPPELIA COMPLEJO LÁCTEO

# mezclas Sabor de la mezcla Tipo de helado

Volumen mezcla (L)

# mezclas Sabor de la

mezcla Tipo de helado

Volumen mezcla (L)

1 19 Vainilla Varadero 20140 2 Rizado Chocolate Varadero 16000

2 12 Rizado Chocolate Varadero 12720 2 Rizado Chocolate Varadero 16000

3 7 Piña Glasé Coppelia 7420 2 Rizado Chocolate Varadero 16000

4 8 Fresa bombón Varadero 8480 2 Rizado Chocolate Varadero 16000

5 12 Rizado guayaba Varadero 12720 2 Vainilla Varadero 16000

6 12 Piña Glasé Coppelia 12720 2 Rizado guayaba Varadero 16000

7 8 Vainilla Chi Coppelia 8480 2 Rizado guayaba Varadero 16000

8 7 Vainilla Chi Coppelia 7420 2 Vainilla Varadero 16000

9 7 Vainilla Chi Coppelia 7420 2 Vainilla Varadero 16000

10 2 Mantecado Coppelia 2120 2 Rizado guayaba Varadero 16000

11 11 Rizado Chocolate Varadero 11660 2 Mantecado Varadero 16000

12 8 Rizado guayaba Varadero 8480 3 Mantecado Varadero 24000

13 2 Mantecado Coppelia 2120 2 Fresa Varadero 16000

14 8 Rizado Chocolate Varadero 8480 3 Fresa Varadero 24000

15 2 Mantecado Coppelia 2120 2 Fresa Varadero 16000

Page 100: Mae Stria 1391

Anexo 6: Calor extraído en cada etapa del proceso de elaboración de helados en el Complejo Lácteo de La Habana.

Pasteurizando Mezcla Pasteurizando Leche

Sección de Enfriamiento Sección de Enfriamiento Tanques Maduración Congeladoras Nevera Tuberías Agua Tuberías NH3

Corridas

Temperatura

entrada

Mezcla (˚C)

Q cedido

(Mezcla)

(kW)

Temperatura

entrada Leche

(˚C)

Q cedido

(Leche)

(kW)

Q

enfriar

equipo

(kW)

Q

absorbido

ambiente

(kW

Q cedido

(mezcla) (kW)

Q Térmica

Total Cámara

(kW)

Q total

absorbido

(kW)

Q total

absorbido

(kW)

1 49 221,30 - - 0,30 6,67 58,23 68,14 4,02 5,02

2 49 221,30 22 106,57 0,30 6,67 59,69 67,23 4,02 5,02

3 49 221,30 26 129,51 0,30 6,67 59,69 67,22 4,02 5,02

4 49 221,30 25 123,39 0,30 6,67 59,69 67,22 4,02 5,63

5 45 201,63 - - 0,30 6,67 58,23 68,48 3,02 4,49

6 46 201,63 - - 0,30 6,67 60,35 68,55 5,04 5,83

7 49 221,30 26 129,51 0,30 6,67 59,69 68,69 4,02 5,05

8 49 221,30 25 123,39 0,30 6,67 59,69 67,23 4,02 5,02

9 45 201,63 - - 0,28 6,28 59,69 67,09 3,02 4,49

10 48 211,46 - - 0,28 6,67 61,81 66,27 2,01 3,43

11 48 211,46 - - 0,30 6,67 61,81 66,49 4,02 5,02

12 51 331,95 - - 0,42 6,67 63,94 84,98 4,02 5,06

13 49 221,30 - - 0,28 6,67 59,69 64,78 4,02 5,15

14 49 319,85 - - 0,45 6,67 63,94 84,77 4,02 5,02

Page 101: Mae Stria 1391

Anexo 7: Cronograma de remoción de calores en el proceso de elaboración de helados en el Complejo Lácteo de La Habana.

Page 102: Mae Stria 1391

Anexo 8: Representación del ciclo de refrigeración del Complejo Lácteo en un

diagrama Presión contra Entalpía y propiedades del refrigerante en cada uno de los

puntos de trabajo.

Corriente Estado Físico-Técnico Presión

(kPa) Temperatura

(°C) Entalpía (kJ/kg)

Entropía (kJ/kg°C)

1 vapor sobrecalentado 1357 119 1721,29 5,87

2 líquido saturado 1357 35 362,36 1,55

3 líquido saturado 1357 35 362,36 1,55

4 líquido saturado 1357 35 362,36 1,55

5 mezcla húmeda 291,3 -10 362,36 1,62

6 vapor saturado 291,3 -10 1449,13 5,75

7 mezcla húmeda 291,3 -10 362,36 1,62

8 vapor saturado 291,3 -10 1449,13 5,75

9 líquido saturado 291,3 -10 154,31 0,83

10 vapor saturado 0,644 -42 1404,23 6,27

11 vapor sobrecalentado 2,913 63 1621,35 6,32

12 mezcla húmeda 64,4 -42 154,31 0,87

13 mezcla húmeda 64,4 -42 154,31 0,87

14 mezcla húmeda 64,4 -42 154,31 0,87

15 vapor saturado 64,4 -42 1404,23 6,27

16 vapor saturado 64,4 -42 1404,23 6,27

17 vapor saturado 64,4 -42 1404,23 6,27

Page 103: Mae Stria 1391

Anexo 9: Resultados de los balances energéticos en el ciclo de refrigeración del Complejo Lácteo.

Corridas

Flujo refrigerante (kg/s) W alta (kJ/s)

W baja (kJ/s)

Qabs alta (kJ/s)

Qabs baja

(kJ/s)

Q ced condensador

(kJ/s)

W sistema

(kJ/s)

Coeficiente de funcionamiento del

ciclo real

Rendimiento Relativo (%)

congeladora nevera banco hielo

condensador 3 y 7 12 y 17 11 Baja Alta Sistema Baja Alta Sistema

1 0,0481 0,0574 0,2137 0,5113 0,2975 0,1055 0,2204 139,15 47,86 232,29 131,87 694,80 187,01 1,67 2,76 1,95 91,85 28,58 64,91

2 0,0493 0,0566 0,2137 0,5113 0,2975 0,1059 0,2204 139,15 47,86 232,29 132,39 694,80 187,01 1,67 2,77 1,95 92,21 28,58 65,00

3 0,0493 0,0566 0,2137 0,5113 0,2975 0,1059 0,2204 139,15 47,86 232,29 132,38 694,80 187,01 1,67 2,77 1,95 92,2 28,58 65,00

4 0,0493 0,0566 0,2137 0,5113 0,2975 0,1059 0,2204 139,15 47,86 232,29 132,39 694,80 187,01 1,67 2,77 1,95 92,21 28,58 65,00

5 0,0477 0,0573 0,1947 0,5113 0,3166 0,1050 0,2345 139,15 50,92 211,62 131,27 694,80 190,07 1,52 2,58 1,80 85,94 26,04 60,14

6 0,0504 0,0580 0,1966 0,6135 0,4170 0,1084 0,3089 166,98 67,06 213,65 135,53 833,76 234,04 1,28 2,02 1,49 67,37 21,91 49,73

7 0,0493 0,0578 0,2137 0,5624 0,3487 0,1071 0,2583 153,07 56,08 232,29 133,85 764,28 209,15 1,52 2,39 1,75 79,56 25,99 58,35

8 0,0493 0,0566 0,2137 0,5113 0,2975 0,1059 0,2204 139,15 47,86 232,29 132,38 694,80 187,01 1,67 2,77 1,95 92,2 28,58 65,00

9 0,0487 0,0562 0,1943 0,5624 0,3681 0,1049 0,2727 153,07 59,20 211,21 131,08 764,28 212,27 1,38 2,21 1,61 73,81 23,63 53,75

10 0,0493 0,0566 0,2137 0,5113 0,2975 0,1059 0,2204 139,15 47,86 232,29 132,39 694,80 187,01 1,67 2,77 1,95 92,21 28,58 65,00

11 0,0509 0,0560 0,2047 0,5113 0,3066 0,1070 0,2271 139,15 49,31 222,45 133,72 694,80 188,46 1,60 2,71 1,89 90,39 27,37 62,99

12 0,0775 0,0708 0,3157 0,7131 0,3974 0,1483 0,2944 194,08 63,92 343,05 185,41 764,28 258,00 1,77 2,90 2,05 96,68 30,27 68,28

13 0,0493 0,0547 0,2137 0,5113 0,2976 0,1040 0,2204 139,15 47,86 232,26 129,93 694,80 187,01 1,67 2,71 1,94 90,5 28,58 64,56

14 0,0775 0,0707 0,3046 0,7100 0,4054 0,1482 0,3003 193,23 65,21 330,99 185,20 764,28 258,44 1,71 2,84 2,00 94,67 29,33 66,58

Page 104: Mae Stria 1391

Anexo 10: Pérdidas de capacidad de trabajo calculadas por la vía tradicional para cada equipo del sistema de refrigeración

del Complejo Lácteo de La Habana.

ΔL (kW)

Corridas Nevera Congeladoras Condensador Tanque líquido

Válvula expansión 1

Tanque recibidor

intermedio

Tanque recirculación

baja

Bomba de NH3

Banco de Hielo

Compresor Alta

Compresor Baja

Válvula expansión

2

Total del Sistema

1 18,02 12,89 26,74 0,00 7,26 52,920 60,53 0,00 10,65 20,29 16,17 3,07 228,54

2 17,95 12,47 49,82 0,00 7,03 5,99 61,09 0,00 13,28 21,35 4,04 4,30 197,37

3 17,95 12,47 49,82 0,00 7,03 5,99 61,09 0,00 13,28 21,35 4,04 4,30 197,37

4 17,95 12,47 49,82 0,00 7,03 5,99 61,09 0,00 13,28 21,35 4,04 4,30 197,37

5 18,00 13,00 26,00 0,00 8,01 52,01 60,21 0,00 12,25 21,45 15,45 3,51 229,89

6 17,76 11,87 27,24 0,00 5,05 2,10 61,09 0,00 11,00 39,37 2,27 3,11 180,86

7 17,95 12,47 49,82 0,00 7,03 5,99 61,09 0,00 13,28 21,35 4,04 4,30 197,37

8 17,95 12,48 49,82 0,00 7,03 5,99 61,10 0,00 13,29 21,36 4,04 4,31 197,37

9 17,76 11,87 27,24 0,00 5,05 2,10 61,09 0,00 11,00 39,37 2,27 3,11 180,86

10 17,95 12,47 49,82 0,00 7,03 5,99 61,09 0,00 13,28 21,35 4,04 4,30 197,37

11 16,59 11,21 28,00 0,00 5,25 6,71 60,21 0,00 11,00 22,32 4,04 4,21 169,54

12 22,82 23,12 28,22 0,00 6,47 44,32 45,73 0,00 30,35 83,47 4,71 5,03 294,24

13 16,59 11,21 28,00 0,00 5,25 6,71 60,21 0,00 11,00 22,32 4,04 4,21 169,54

14 22,82 23,12 27,22 0,00 6,47 43,32 45,73 0,00 30,35 83,47 4,71 5,03 292,24

Page 105: Mae Stria 1391

Anexo 11: Pérdidas de capacidad de trabajo calculadas por la vía que considera las exergías por componentes para cada

equipo del sistema de refrigeración del Complejo Lácteo.

ΔL (kW)

Corridas Nevera Congeladoras Condensador Tanque líquido

Válvula expansión

1

Tanque recibidor

intermedio

Tanque recirculación

baja

Bomba de NH3

Banco de Hielo

Compresor Alta

Compresor Baja

Válvula expansión

2

Total del Sistema

Error Relativo

(%)

1 18,02 12,89 26,74 0,00 7,26 52,920 60,53 0,00 10,65 20,29 16,17 3,07 228,54 0,00

2 21,53 15,23 31,09 0,00 7,03 5,99 61,09 0,00 13,96 21,35 4,04 4,30 185,67 5,94

3 21,53 15,23 31,09 0,00 7,03 5,99 61,09 0,00 13,96 21,35 4,04 4,30 185,67 5,94

4 21,53 15,23 31,09 0,00 7,03 5,99 61,09 0,00 13,96 21,35 4,04 4,30 185,67 5,94

5 17,00 13,00 26,00 0,00 7,01 52,01 60,01 0,00 12,05 21,45 13,45 3,51 225,49 1,91

6 21,34 12,64 8,51 0,00 5,05 2,10 61,10 0,00 11,68 39,37 2,26 3,1 167,15 7,58

7 21,53 15,23 31,09 0,00 7,03 5,99 61,09 0,00 13,96 21,35 4,04 4,30 185,67 5,94

8 21,54 15,24 31,09 0,00 7,03 5,99 61,09 0,00 13,96 21,35 4,04 4,30 185,67 5,94

9 21,34 12,64 8,51 0,00 5,05 2,10 61,10 0,00 11,68 39,37 2,26 3,1 167,15 7,58

10 21,53 15,23 31,09 0,00 7,03 5,99 61,09 0,00 13,96 21,35 4,04 4,30 185,67 5,94

11 16,91 12,31 28,21 0,00 5,25 6,71 61,23 0,00 11,55 21,33 4,07 4,56 172,13 1,53

12 26,4 25,87 9,49 0,00 6,47 44,32 45,73 0,00 31,03 86,47 4,07 5,04 284,89 3,18

13 16,91 12,31 28,21 0,00 5,25 6,71 61,23 0,00 11,55 21,33 4,07 4,56 172,13 1,53

14 22,82 23,12 27,22 0,00 7,47 44,32 45,73 0,00 30,35 83,47 4,71 5,03 294,24 0,68

Page 106: Mae Stria 1391

Anexo 12: Representación de las condiciones de trabajo de la Alternativa propuesta

respecto a las condiciones del caso base para el ciclo de refrigeración del Complejo

Lácteo y las propiedades del refrigerante para las nuevas condiciones.

Corriente Estado Físico-Técnico Presión

(kPa) Temperatura

(K) y (ºC) Entalpía (kJ/kg)

Entropía (kJ/kg K)

1 vapor sobrecalentado 1 166 3 80 1626,82 5,69

2 líquido saturado 1 166,3 30 339,40 1,48

3 líquido saturado 1 166,3 30 339,40 1,48

4 líquido saturado 1 166,3 30 339,40 1,48

5 mezcla húmeda 291,3 -10 339,42 1,53

6 vapor saturado 291,3 -10 1449,13 5,75

7 mezcla húmeda 291,3 -10 339,42 1,53

8 vapor saturado 291,3 -10 1449,13 5,75

9 líquido saturado 291,3 -10 154,31 0,83

10 vapor saturado 64,4 -42 1404,23 6,28

11 vapor sobrecalentado 291,3 63 1621,35 6,33

12 mezcla húmeda 64,4 -42 154,31 0,83

13 mezcla húmeda 64,4 -42 154,31 0,83

14 mezcla húmeda 64,4 -42 154,31 0,83

15 vapor saturado 64,4 -42 1404,23 6,28

16 vapor saturado 64,4 -42 1404,23 6,28

17 vapor saturado 64,4 -42 1404,23 6,28

Page 107: Mae Stria 1391

Anexo 13: Calor extraído en cada etapa del proceso de elaboración de helados en la Fábrica Coppelia.

Pasteurizando

Mezcla

Enfriador 3 Tanques Maduración Congeladoras Nevera

Endurecimiento

Nevera

Conservación

Nevera

Sabores

Nevera

Materias

Primas

Tuberías

Agua

Tuberías

NH3

Corridas Q cedido

(Mezcla) (kW)

Q enfriar

equipo

(kW)

Q

absorbido

ambiente

(kW)

Q cedido

(mezcla) (kW)

Q Térmica Total

Cámara (kW)

Q Térmica

Total Cámara

(kW)

Q Térmica

Total Cámara

(kW)

Q Térmica

Total Cámara

(kW)

Q total

absorbido

(kW)

Q total

absorbido

(kW)

1 172,91 0,45 3,55 80,77 42,79 47,55 7,43 5,27 1,48 3,45

2 158,26 0,21 1,39 80,61 27,44 46,09 5,07 2,56 1,10 2,00

3 158,26 0,19 1,38 83,68 34,91 47,55 6,52 2,59 1,10 1,99

4 160,62 0,27 1,78 88,33 36,63 47,55 5,71 2,59 1,10 2,00

5 172,91 0,45 3,55 80,77 42,79 47,55 7,43 5,27 1,48 3,45

6 172,91 0,45 3,55 80,77 42,79 47,55 7,43 5,27 1,48 3,45

7 158,26 0,26 1,73 83,68 36,37 47,55 7,39 3,29 1,10 1,93

8 158,77 0,20 1,76 83,78 34,76 47,55 5,56 2,59 1,10 1,95

9 172,45 0,28 1,82 83,78 34,76 47,55 7,07 2,59 0,73 2,00

10 172,45 0,22 2,24 77,73 27,46 47,55 7,03 2,59 0,36 1,89

11 172,91 0,45 3,54 80,77 42,79 47,55 7,43 5,31 1,45 1,95

12 167,87 0,27 2,03 91,51 37,23 47,55 7,42 2,47 1,10 1,86

13 158,26 0,22 1,62 83,69 27,46 47,82 7,41 2,45 1,10 1,92

14 167,87 0,25 1,74 88,31 37,23 48,92 7,30 2,39 1,10 1,91

Page 108: Mae Stria 1391

Anexo 14: Cronograma de remoción de calores en el proceso de elaboración de helados en la Fábrica Coppelia.

Page 109: Mae Stria 1391

Anexo 15: Representación del ciclo de refrigeración de la Fábrica Coppelia en un

diagrama Presión contra Entalpía y propiedades del refrigerante en cada uno de los

puntos de trabajo (obtenidas del programa Coolpack).

Puntos del diagrama

Estado Físico-Técnico Presión

(kPa) Temperatura

(°C) Entalpía (kJ/kg)

Entropía (kJ/kgK)

A vapor sobrecalentado 1398 156 1811,40 6,08

B liquido saturado 1350 35 363,14 1,55

C mezcla húmeda 237 -15 363,14 1,64

D vapor saturado 233 -15 1442,82 5,82

E liquido subenfriado 1350 1 204,38 1,02

F mezcla húmeda 72 -40 204,38 1,08

G liquido saturado 72 -40 20,33 0,29

H vapor saturado 70 -40 1405,94 6,24

I vapor sobrecalentado 241 140 1800,00 6,90

Page 110: Mae Stria 1391

Anexo 16: Resultados de los balances energéticos en el ciclo de refrigeración de la Fábrica Coppelia. Flujos de refrigerante.

Corridas

Flujo de refrigerante (kg/s)

Banco hielo

Nevera Materias Primas

Nevera Sabores

Tanques Maduración

Congeladoras Nevera

Endurecimiento Nevera

Conservación Condensador

1 0,1602 0,0051 0,0069 0,0037 0,0583 0,0299 0,0324 0,4798

2 0,1608 0,0030 0,0062 0,0040 0,0638 0,0302 0,0312 0,3163

3 0,1466 0,0026 0,0060 0,0015 0,0604 0,0242 0,0324 0,3833

4 0,1488 0,0026 0,0053 0,0019 0,0638 0,0254 0,0324 0,2988

5 0,1602 0,0051 0,0069 0,0037 0,0583 0,0299 0,0324 0,4798

6 0,1602 0,0051 0,0069 0,0037 0,0583 0,0299 0,0324 0,4798

7 0,1557 0,0033 0,0068 0,0018 0,0604 0,0252 0,0324 0,4645

8 0,1471 0,0026 0,0052 0,0018 0,0605 0,0241 0,0324 0,3563

9 0,1644 0,0026 0,0066 0,0019 0,0605 0,0241 0,0324 0,3161

10 0,1644 0,0026 0,0065 0,0023 0,0561 0,0188 0,0324 0,4038

11 0,1602 0,0051 0,0069 0,0037 0,0583 0,0299 0,0324 0,4798

12 0,1555 0,0030 0,0069 0,0021 0,0660 0,0258 0,0324 0,3974

13 0,1466 0,0029 0,0069 0,0017 0,0604 0,0188 0,0326 0,3971

14 0,1555 0,0029 0,0068 0,0018 0,0637 0,0258 0,0334 0,4069

Page 111: Mae Stria 1391

Anexo 17: Resultados de los balances energéticos en el ciclo de refrigeración de la Fábrica Coppelia. Indicadores.

Corridas W NETO

ALTA (kW)

W NETO BAJA (kW)

COP real ALTA

COP real BAJA

Rendimiento Relativo ALTA (%)

Rendimiento Relativo BAJA (%)

W sistema (kW)

COP real

sistema

Rendimiento Relativo

Sistema (%)

Q absorbido sistema

(kW)

Q cedido condensador

(kW)

1 176,85 95,82 1,07 1,74 20,81 56,11 272,67 1,31 42,13 356,91 694,9

2 120,03 53,69 1,40 2,80 27,08 89,97 173,72 1,83 58,89 317,81 458,02

3 141,26 71,41 1,20 2,27 23,21 73,06 212,67 1,56 50,14 331,29 555,05

4 110,12 44,19 1,56 3,81 30,14 72,70 154,31 2,08 70,86 339,69 432,71

5 176,85 95,82 1,07 1,74 20,81 56,11 272,67 1,31 42,13 356,91 694,9

6 176,85 95,82 1,07 1,74 20,81 56,11 272,67 1,31 42,13 356,91 694,9

7 171,22 93,59 1,06 1,75 20,49 56,25 264,81 1,30 41,88 344,57 672,79

8 131,34 62,95 1,29 2,57 24,96 82,85 194,29 1,70 54,86 331,16 516,08

9 116,51 44,33 1,63 3,65 31,51 80,65 160,84 2,19 70,34 351,49 457,80

10 148,84 71,89 1,28 2,07 24,71 66,57 220,73 1,53 49,36 338,47 584,85

11 176,85 95,82 1,07 1,74 20,81 56,11 272,67 1,31 42,13 356,91 694,9

12 146,49 72,51 1,23 2,38 23,92 76,45 219,00 1,61 51,88 353,01 575,61

13 146,36 75,35 1,17 2,06 22,60 66,17 221,71 1,47 47,27 325,58 575,11

14 149,98 75,64 1,20 2,25 23,30 72,51 225,62 1,55 50,03 350,67 589,31

Page 112: Mae Stria 1391

Anexo 18: Pérdidas de capacidad de trabajo calculadas por la vía tradicional para cada equipo del sistema de refrigeración

de la Fábrica Coppelia.

PÉRDIDA DE CAPACIDAD DE TRABAJO (ΔL) (kW)

Equipos 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14

Condensador Evaporativo 49,44 55,48 48,27 55,15 49,44 49,44 55,15 50,27 49,44 48,27 49,44 56,45 56,45 56,45

TK Recibidor lineal 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00

Banco de hielo 11,27 14,66 11,27 12,90 11,27 11,27 12,90 12,87 11,27 11,27 11,27 13,71 13,71 13,71

Nevera Mat. Primas 0,31 0,35 0,26 0,38 0,31 0,31 0,38 0,31 0,31 0,26 0,31 0,70 0,70 0,70

Nevera Sabores 1,61 1,04 1,45 1,59 1,61 1,61 1,59 2,11 1,61 1,45 1,61 1,61 1,61 1,61

TK maduración 0,22 0,67 0,19 0,24 0,22 0,22 0,24 0,24 0,22 0,19 0,22 0,58 0,58 0,58

Válvula Expansión en 6 3,97 4,48 3,97 4,22 3,97 3,97 4,22 4,21 3,97 3,97 3,97 3,34 4,34 4,34

Válvula Expansión en 7 0,27 0,18 0,23 0,27 0,27 0,27 0,27 0,34 0,27 0,23 0,27 0,33 0,33 0,33

Válvula Expansión en 9 0,05 0,11 0,04 0,05 0,05 0,05 0,05 0,05 0,05 0,04 0,05 0,10 0,10 0,10

Pre-enfriadores 72,09 72,87 72,11 72,16 72,09 72,09 72,16 73,17 72,09 72,11 72,09 72,70 72,70 72,70

TK Recirculación 2,54 9,25 4,64 5,04 2,54 2,54 5,04 7,02 2,54 4,64 2,54 6,09 6,09 6,09

Bombas de NH3 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00

Congeladoras 16,12 18,47 16,12 16,12 16,12 16,12 16,12 17,46 16,12 16,12 16,12 15,28 15,28 15,28

Nevera Endurecimiento 5,28 9,72 7,46 7,86 5,28 5,28 7,86 8,10 5,28 7,46 5,28 9,76 9,76 9,76

Nevera Conservación 8,84 8,76 8,76 8,76 8,84 8,84 8,76 9,16 8,84 8,76 8,84 8,76 8,76 8,76

Compresor Alta 20,61 23,88 20,08 7,68 20,61 20,61 7,68 21,30 20,61 20,08 20,61 24,27 24,27 24,27

Compresores Baja 11,86 14,52 11,26 7,84 11,86 11,86 7,84 11,91 11,86 11,26 11,86 15,12 15,12 15,12

Compresores Buste Baja 26,27 32,10 24,92 17,37 26,27 26,27 17,37 33,86 26,27 24,92 26,27 33,44 33,44 33,44

Compresores Buste Alta 10,20 12,50 9,70 1,58 10,20 10,20 1,58 21,44 10,20 9,70 10,20 13,03 13,03 13,03

Inter-cooler personalizados 17,01 11,37 18,37 10,83 17,01 17,01 10,83 24,40 17,01 18,37 17,01 10,09 10,09 10,09

Válvula Expansión en 38 1,31 2,25 1,75 2,29 1,31 1,31 2,29 1,31 1,31 1,75 1,31 2,34 2,34 2,34

Válvula Expansión en 16 1,31 2,25 1,75 2,29 1,31 1,31 2,29 1,31 1,31 1,75 1,31 2,34 2,34 2,34

TOTAL (SISTEMA) 260,57 294,92 262,60 231,47 260,57 260,57 231,47 300,86 260,57 262,60 260,57 290,04 291,04 291,04

Page 113: Mae Stria 1391

Anexo 19: Pérdidas de capacidad de trabajo calculadas por la vía que considera las exergías por componentes para cada

equipo del sistema de refrigeración de la Fábrica Coppelia.

PÉRDIDA DE CAPACIDAD DE TRABAJO (ΔL) (kW)

Equipos 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14

Condensador Evaporativo 22,93 24,69 20,21 24,49 22,93 22,93 24,49 21,45 20,93 20,21 22,93 25,29 25,29 25,29

TK Recibidor lineal 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00

Banco de hielo 11,78 15,17 11,78 13,41 11,78 11,78 13,41 13,37 11,78 11,78 11,78 14,22 14,22 14,22

Nevera Mat. Primas 34,34 36,37 36,28 36,41 34,34 34,34 36,41 36,34 36,34 36,28 34,34 36,73 36,73 36,73

Nevera Sabores 7,07 6,50 6,91 7,06 7,07 7,07 7,06 7,58 7,07 6,91 7,07 7,07 7,07 7,07

TK maduración 0,30 0,75 0,27 0,32 0,30 0,30 0,32 0,32 0,30 0,27 0,30 0,66 0,66 0,66

Válvula Expansión en 6 3,97 4,48 3,97 4,22 3,97 3,97 4,22 4,21 3,97 3,97 3,97 3,34 4,34 4,34

Válvula Expansión en 7 0,27 0,18 0,23 0,27 0,27 0,27 0,27 0,34 0,27 0,23 0,27 0,33 0,33 0,33

Válvula Expansión en 9 0,05 0,11 0,04 0,05 0,05 0,05 0,05 0,05 0,05 0,04 0,05 0,10 0,10 0,10

Pre-enfriadores 72,09 72,87 72,11 72,16 72,09 72,09 72,16 73,17 72,09 72,11 72,09 72,70 72,70 72,70

TK Recirculación 2,54 9,25 4,64 5,04 2,54 2,54 5,04 7,02 2,54 4,64 2,54 6,09 6,09 6,09

Bombas de NH3 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00

Congeladoras 24,90 27,24 24,90 24,90 24,90 24,90 24,90 26,23 24,90 24,90 24,90 24,05 24,05 24,05

Nevera Endurecimiento 6,31 10,76 8,49 8,90 6,31 6,31 8,90 9,14 6,31 8,49 6,31 10,80 10,80 10,80

Nevera Conservación 11,89 11,81 11,81 11,81 11,89 11,89 11,81 12,21 11,89 11,81 11,89 11,81 11,81 11,81

Compresor Alta 20,61 23,88 20,08 7,68 20,61 20,61 7,68 21,30 20,61 20,08 20,61 24,27 24,27 24,27

Compresores Baja 11,86 14,52 11,26 7,84 11,86 11,86 7,84 11,91 11,86 11,26 11,86 15,12 15,12 15,12

Compresores Buste Baja 26,27 32,10 24,92 17,37 26,27 26,27 17,37 33,86 26,27 24,92 26,27 33,44 33,44 33,44

Compresores Buste Alta 10,20 12,50 9,70 1,58 10,20 10,20 1,58 21,44 10,20 9,70 10,20 13,03 13,03 13,03

Inter-cooler personalizados 17,01 11,37 18,37 10,83 17,01 17,01 10,83 24,40 17,01 18,37 17,01 10,09 10,09 10,09

Válvula Expansión en 38 1,31 2,25 1,75 2,29 1,31 1,31 2,29 1,31 1,31 1,75 1,31 2,34 2,34 2,34

Válvula Expansión en 16 1,31 2,25 1,75 2,29 1,31 1,31 2,29 1,31 1,31 1,75 1,31 2,34 2,34 2,34

TOTAL (SISTEMA) 287,00 319,06 289,47 255,74 287,00 287,00 255,74 326,97 287,00 289,47 287,00 313,82 314,82 314,82

% Error relativo 10,14 8,19 10,23 10,49 10,14 10,14 10,49 8,68 10,14 10,23 10,14 8,20 8,17 8,17

Page 114: Mae Stria 1391

Anexo 20: Representación de las condiciones de trabajo de la Alternativa propuesta

respecto a las condiciones del caso base para el ciclo de refrigeración del Complejo

Lácteo y las propiedades del refrigerante para las nuevas condiciones.

Puntos del diagrama

Estado Físico-Técnico Presión

(kPa) Temperatura

(°C) Entalpía (kJ/kg)

Entropía (kJ/kgK)

A vapor sobrecalentado 1175 128 1750,40 6,02

B liquido saturado 1175 30 342,11 1,49

C mezcla húmeda 235 -15 342,11 1,55

D vapor saturado 233 -15 1442,82 5,82

E liquido subenfriado 1175 1 206,14 1,02

F mezcla húmeda 72 -40 204,38 1,08

G liquido saturado 72 -40 20,33 0,29

H vapor saturado 70 -40 1405,94 6,24

I vapor sobrecalentado 241 140 1800,00 6,90