Los detalles relacionados con un sistema sencillo de etapa única de refrigeración, otro el cual emplea un separador economizador, más el de aplicación de un intercambiador economizador se detallan en el Capítulo 15 del “Gas Conditioning and Processing”  Volumen 2 [1].

En el Previo del Mes (TOTM) [2] para Enero del 2008, fue comparado el rendimiento de un sistema de refrigeración sencillo con uno alterno empleando un economizador de equilibrio instantáneo. Específicamente se evaluó el ahorro en el sistema de compresión, el impacto de la caída de presión de succión en línea, más la caída de presión entre etapas, sobre los requerimientos de compresión y carga térmica del condensador.

Un Segundo tipo de configuración es el de un intercambiador economizador mostrado en la Figura 1, el cual es el mismo detallado en la Figura 15.9 de la referencia [1]. El vapor frio del evaporador (Chiller) se emplea para sub-enfriar el refrigerante saturado. Esta decisión sirve para disminuir la masa del refrigerante en circulación, así como la potencia de compresión requerida. En este PDM evaluaremos cuantitativamente el rendimiento de un caso en estudio acorde con un sistema de refrigeración sencillo, y otro empleando un intercambiador economizador.

Figura 1. Diagrama de flujo de proceso para un sistema de refrigeración con intercambiador economizador [1]

El diagrama de flujo para proceso del sistema sencillo mas el que emplea el intercambiador de calor (IC) economizador se detalla en la Figura 2. Nótese que se han empleado previsiones para incluir las caídas de presión en distintos segmentos de los trenes.

Consideremos la extracción de 1.0×107 kJ/h lo cual es igual a  2778 kW (9.479 MMbtu/hr) de un gas de proceso a -35°C (-31°F), despojando este calor al ambiente mediante un condensador el cual emplea una temperatura de 35°C (95°F). Asumiendo un caída de presión de 5 kPa (0.7 psi) en el evaporador (chiller) y 5 kPa en la línea de succión, la presión efectiva de succión del compresor es de 132.4 kPa (19.1 lpca). La caída de presión en el condensador mas la de la línea de descarga entre el compresor y el condensador fueron asumidas en 50 kPa (7.3 lpc); de manera que la presión de descarga de la unidad es de 1270 kPaa (184.2 lpca). La temperatura de descarga del compresor es de  50°C (122°F). A estas condiciones la carga térmica del condensador es de 4434 kW (15.13 MMbtu/hr). Se emplea el propano puro como fluido térmico. En este estudio todas las simulaciones se efectuaron aplicando el  programa de solución computacional “software” UNISIM.

Figura 2. Diagrama de Flujo de Proceso para un sistema de refrigeración sencillo con uno empleando un intercambiador economizador

Para lograr el estudio del impacto de un Intercambiador de Calor, hemos considerado los siguientes escenarios:

1.     La temperatura del liquid condensado a  35°C (95°F) fue enfriado arrancando desde 33 hasta 24 °C (91.4 to 75.2°F) con salto térmico de -1°C (-1.8°F).

2.     El paso 1 fue repetido tres veces asumiendo unas caída de presión de   20,  25, y  30 kPa ( 2.9, 3.63,  o 4.4 lpc) en ambos laterales del intercambiador economizador.

3.     Para los cuatro casos citados se calcularon las siguientes variables:

a.     La potencia total de compresión requerida
b.     La temperatura de succión del compresor
c.     La temperatura de descarga de la unidad de compresión
d.     Caudal circulante del refrigerante (propano)
e.     Carga térmica del condensador
f.      Temperatura de entrada del evaporador (Chiller)

Las Figuras 3,4, y 5 presentan la potencia de compresión, carga térmica del condensador,  más la del intercambiador requerida como función de la temperatura de sub-enfriamiento del propano (a la descarga del intercambiado economizador), respectivamente. Las Figuras 3, y 4 indican que mientras la temperatura sub-enfriada del propano disminuye, igual se ven reducidas la potencia de compresión, más la carga térmica del condensador. Sin embargo, mientras se aumenta la caída de presión en el lateral del vapor frio (presión mínima), igual se ven aumentados la potencia de compresión más la carga térmica del condensador. Ésta caída de presión aumenta significativamente la citad potencia del compresor. La Figura 5 indica que mientras el propano es sub – enfriado a menor temperatura, la carga térmica del intercambiador se ve aumentada independiente de la citada caída de presión en éste.

Figura 3. Potencia de Compresión como función de la temperatura sub-enfriada del refrigerante, y caída de presión en el intercambiado economizador

Figura 4. Carga térmica como función de la temperatura sub- enfriada del refrigerante, y la caída de presión en el intercambiador economizador

Figura 5. Carga térmica del intercambiador como función de la temperatura sub-enfriada del refrigerante y caída de presión en el intercambiador economizador

La masa de circulación del refrigerante, temperatura de succión del compresor, más la de descarga como función de la temperatura sub-enfriada del propano y la caída de presión en el intercambiador economizador se ven expuestas en la Figuras 6, 7, y 8 respectivamente. La Figura 6 indica que mientras disminuye la temperatura del propano sub-enfriado, el caudal másico de circulación de éste disminuye independiente de las caídas de presión en el intercambiador. Las Figura 7, y 8 muestran que las temperaturas tanto de succión, así como de descarga del compresor aumentan con disminución de ésta temperatura sub-enfriada. Sin embargo, el impacto de la caída de presión en el intercambiador sobre la temperatura de descarga se ve más pronunciado.

Al contrario de un Sistema de refrigeración con unidad de separación economizadora, en el cual se ve reducida la potencia de compresión [2], empleando el intercambiado economizador se ve aumentada ésta potencia. Con relación a ésta potencia de compresión, dos factores contrarrestan la reducción en masa circulante. El primero es la caída de presión en el intercambiador. Ésta, en el lateral de baja presión aumento significativamente la potencia de compresión, como la presión de succión fue cercana a la atmosférica. En segunda instancia, el vapor admitido al compresor, es ahora sobre-calentado. Aun cuando esto reduce la instancia de arrastre de líquido a la compresión, resultó en mayor potencia debido a una temperatura elevada de succión.

Para informarse adicionalmente sobre este tema, sugermios su asistencia a nuestras sesiones G40 (Process/Facility Fundamentals), G4 (Gas Conditioning and Processing), G5 (Gas Conditioning and Processing-Special), and PF81 (CO2 Surface Facilities), PF4 (Oil Production and Processing Facilities).

John M. Campbell Consulting (JMCC) ofrece su experiencia sobre este tema más otros de su interés. Para mayor información les invitamos su visita a nuestra dirección en la red al:   www.jmcampbellconsulting.com, o nos envían correo electrónico al consulting@jmcampbell.com.

By: Dr. Mahmood Moshfeghian

Traducido el Español por: Dr. Frank E. Ashford

Figura 6. Caudal másico de circulación como función de la temperatura sub-enfriada del refrigerante y la caída de presión en el intercambiador economizador

Figura 7. Temperatura de succión del Compresor como función de la temperatura sub-enfriada de refrigerante, y caída de presión en el intercambiador economizador

Figura 8. Temperatura de descarga del compresor como función de la temperatura sub-enfriada del refrigerante y caída de presión en el intercambiador economizador

Reference:

  1. Campbell, J.M., “Gas conditioning and Processing, Vol 2: The Equipment Modules”, 9th Edition, Edited by R.A. Hubbard K.S. McGregor, John M. Campbell & Company, Norman, USA, 2014.
  2. Moshfeghian, M., “Refrigeration with Flash Economizer vs Simple Refrigeration System,” http://www.jmcampbell.com/tip-of-the-month/2008/01/refrigeration-with-flash-economizer-vs-simple-refrigeration-system/ , 2008
  3. UniSim Design, Version 410 Build 17061, Honeywell International, Inc., Calgary, Canada, 2013.