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F&C

Estimados asociados:

Después de un tiempo en que nuestra organi-zación pareció estar dormida, hemos decidido darle un nuevo impulso, colocar más energía y retomar el camino planteado por quienes, hace ya casi 20 años, buscaron reunir a los pro-fesionales del área.

Hasta hace un mes el nombre “Ditar” corres-pondía a una sigla que significaba División Técnica de Aire Acondicionado y Refrigeración nacida bajo el alero de la Cámara Chilena de Refrigeración y Climatización A. G.

Lo anterior pronto cambiará ya que en el corto plazo nos esperan grandes desafíos, producto del crecimiento y del tan anhelado proceso de certificación de nuestros técnicos a nivel nacional, lo cual hará necesaria la separación de ambas organizaciones. De esta forma, Ditar centrará sus objetivos en la capacitación. Para ello estamos gestionando la modificación de los Estatutos vigentes con el objetivo de con-vertirnos en una Asociación Gremial, obtener Personalidad Jurídica y comenzar a trabajar en proyectos de mayor envergadura.

Por tal motivo, durante el mes de noviembre, será convocada una Asamblea Constitutiva en la cual deberán ejercer su derecho de socios para el éxito de esta nueva etapa.

Los insto a hacerse parte activa de esta Orga-nización, a crecer juntos y potenciarnos como profesionales.

Eduardo Mora EstradaPresidente DITAR Chile.

Frío & CalorAño 22 · Nº 116 · Septiembre 2012Revista Frío y Calor Órgano Oficial de la Cámara Chilena de Refrigeracion y Climatización A.G. yDITAR Chile.

Caso Real de Ahorro de Costos y Energía con sistema Existente de Refrigeración Industrial de Amoniaco 4 - 15

Refrigeración por Amoníaco 16 - 19

Comportamiento Psicrométrico del Aire en Enfriadores Concepto Teórico y Uso Práctico 20 - 24

Extendiendo los Límites para una Refrigeración más Eficiente 26 - 32

Legionella Pneumophila y Legionelosis 33 - 37

Representante LegalHeinrich - Paul Stauffer

GerentaXandra Melo H.

Comité EditorialFrancisco AvendañoJulio GormazXandra MeloKlaus Grote

ColaboradoresTomás CanéFrancisco MirallesJoaquín Reyes

DirecciónAv. Bustamante 16 · Of. 2-CProvidencia, Santiago-ChileFonos: (56-2) 204 8805 · (56-2) 341 4906Fax: (56-2) 204 7517E-mail: refriyclima@frioycalor.clWeb: www.frioycalor.cl

Diseño y ProducciónDATONLINE E.I.R.L.Fono/Fax: (56-2) 274 37 82 E-mail: datonline.rs@gmail.com

Las opiniones vertidas en los artículos son de exclusiva responsabilidad de sus autores y no representan necesariamente el pensamiento de la Revista Frío y Calor. La publicidad es responsabilidad de los avisadores.

Editoriales

Cámara Chilena deRefrigeración y Climatización A.G.

International Associate División Técnica de Aire Acondicionado

y Refrigeración de Chile

directorios Cámara Chilena de Refrigeracióny Climatización A.G.

Presidente : Heinrich-Paul Stauffer, de Instaplan S.A.

Vicepresidente : Jorge Sandrock H., de Rojas, Sandrock y Cía. Ltda.

Tesorero : José Antonio San Miguel E.,

de Danfoss Industrias Ltda.

Secretario : Alejandro Requesens P.,

de Business to Business Ltda.

Director : Julio Gormaz V., de Gormaz y Zenteno Ltda.

Director : Peter Yufer S., de Rojo y Azul Ing. y Proyectos Ltda.

Director : Francisco Córdova J., de Climacor Ltda.

Director : Alejandro Reyes E., de MC Cormick Chile Ltda.

Past President : Klaus Peter Schmid S.,

de Inra Refrigeración Industrial Ltda.

Ditar - Chile

Presidente : Eduardo Mora E.

Vicepresidente : Klaus Peter Schmid S.

Secretario : Francisco Avendaño R.

Tesorero : Jorge Sandrock H.

Directores : Julio Gormaz V.

Peter Yufer S.

Francisco Dinamarca B.

Francisco Miralles S.

Klaus Grote H.

Eduardo Muñoz N.

Manuel Silva L.

Estimados socios y lectores:

En la anterior editorial anuncié que ChileVa-lora llamará en breve a la primera Convoca-toria de acreditación de Centros de “Eva-

luación y Certificación”.

A pocos días del llamado, hemos formado un grupo de trabajo, compuesto por Johanna Arriagada del Ministerio del Medio Ambiente, Xandra Melo, Klaus Peter Schmid, Jorge San-drock y el suscrito, de parte de la Cámara. Por la complejidad de la Convocatoria y el gran volumen de documentos a presentar, ha sido necesario contratar un asesor externo, el cual lidera el grupo de trabajo mencionado. A la fecha, hay un buen avance y se cumplirá sin contratiempo con la fecha de cierre de la Con-vocatoria el 09.10.2012.

Los nuevos Estatutos de la Cámara, donde se amplió el Giro y se eliminó todo lo relacionado con capacitación, ya fueron aprobados por el Ministerio de Economía, Fomento y Turismo.

En un evento realizado en el Instituto INACAP y organizado por nuestra Cámara y ChileValora, ante un gran público, fueron presentadas las 4 Competencias Laborales de nuestra especiali-dad. Durante el evento, se ha podido sentir el interés de ChileValora por nuestra Cámara, es-perando que califiquemos y se dé pronto inicio a evaluar y certificar a los técnicos del rubro.

El curso de la formación de Evaluadores con-cluyó y todo apunta a que hay un alto porcen-taje de aprobación.

A finales de octubre sabremos el resultado si nuestra Cámara califica o no. No tengo la me-nor duda y estoy convencido que calificare-mos. Conocido el resultado, se informará sin demora a los socios.

Y cambiando a otro tema, ya formamos el co-mité Expo Frío Calor Chile 2014, con el objetivo de duplicar la cantidad de expositores y para trabajar en las mejoras de algunos detalles que no resultaron de manera óptima en la primera versión de la Expo.

Heinrich StaufferPresidente de Cámara

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Las plantas procesadoras de alimentos y bebidas, utilizan grandes cantidades de energía para la transformación y proceso de la ma-teria prima. Tal es el caso de la Industria Avícola, que consume una cifra importante de energía eléctrica para sus sistemas de re-frigeración y así como una substancial cantidad de combustibles fósiles en las calderas para generar agua caliente y vapor. Típica-mente, un sistema de refrigeración existe para poder remover o absorber calor de procesos. Este calor absorbido es rechazado hacia la atmósfera a través de los condensadores o torres de en-friamiento lo que representa un gran desperdicio de energía.

En la medida que:

1. Las agencias ambientales implementen normas más estrictas contra la contaminación.

2. El precio de los combustibles fósiles continúe siendo inesta-ble.

3. Las compañías busquen ser catalogadas como “verdes” o “ambientalmente amistosas”.

4. Las empresas generadoras de energía eléctrica sigan aumen-tado sus precios, las plantas de procesamiento deben ser más rentables sin traducir esto en un amento de precios al consu-midor final, aumentando su eficiencia.

¿Cuál puede ser la solución?

La respuesta yace en recuperar energía de los procesos de la planta, implementar o diseñar un sistema de reciclaje de ener-gía; recuperarla, reutilizarla y sacarle el mayor provecho, pues recordemos que la energía no se crea ni se destruye, sino que se transforma.

Esta ponencia se centra en la reutilización del calor que es recha-zado por el sistema de refrigeración, dándole un segundo uso. La planta puede emplear este calor para procesos de calentamiento, tales como la limpieza o lavado, o C. I. P. (cleaning in place), seca-do, cocina, deshidratación, calentamiento de aire, calentamiento de aceite, precalentamiento del agua de entrada a la caldera, en-tre otras, para así disminuir el consumo de combustible, etc.

Una forma de lograr esto, es a través del uso de bombas de ca-lor industriales, las cuales utilizarían el mismo Amoniaco del sis-tema de refrigeración como fluido de trabajo. La idea es poder reemplazar la función que hace una caldera, la cual es generar vapor (vapor de agua que es igual o mayor a 100 °C o 212 ⁰F) y

Artículo proporcionado por Andrés Acuña. Gerente General INGE FRÍO S.A.www.ingefrio.cl

Caso Real de Ahorro de Costos y Energía con sistema Existente de

Refrigeración Industrial de Amoniaco

pasarlo por una serie de intercambiadores de calor para procesos que sólo requieren temperaturas por debajo de 100 ⁰C. En cam-bio, con un sistema que utilice bombas de calor, se puede llegar directamente a la temperatura deseada sin tener que pasar por temperaturas más altas.

A continuación, presento el caso de un cliente procesador de aves, ubicado en Chile, que tiene una capacidad de proceso de 33,000 aves/hora:

1. Sistema de refrigeración 4,887 T.R. o 17,185 KW de Refrigera-ción.

2. Potencia de consumo total 4,561.6 KW (6,116.8 BHP).

3. Temperatura de evaporación de -42 ⁰C (-43.6 ⁰F) en baja y -10 ⁰C (+14 ⁰F) en media.

4. Temperatura de condensación de +35 ⁰C (95 ⁰F) en verano y de 33 ⁰C (91.4 ⁰F) en invierno.

5. La planta opera a carga total y parcial dependiendo de la épo-ca y temporada.

Al mismo tiempo, tiene un consumo de agua caliente para lavado de equipos y planta, después de un proceso de matanza:

1. Desde 48 m3/hr (212 GPM) hasta 100.8 m3/hr (441 GPM).

2. Temperatura de suministro de agua es de 15 ⁰C (59 ⁰F) en invierno y 18 ⁰C (64.4 ⁰F) en verano.

3. Requerimiento de salida entre 50 ⁰C (122 ⁰F) y 55 ⁰C (131 ⁰F) para agua de limpieza.

La planta utiliza en sus calderas

1. FUEL OIL N° 0.6 (S.G. de 0.848).

2. 13.717 KW/Kg.

3. $ 0.543 dólares/Kg.

4. Costo promedio Fuel Oil N° 6 en Chile para este usuario es $ 0.04 dólares KW/hr.

5. Costo eléctrico promedio en Chile para este usuario es de $ 0.116 dólares KW/hr.

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F&C

Esta planta tiene un sistema de control de sus sistemas por me-dio de PLC’s y la adquisición de datos por medio de un sistema SCADA. Gracias a estos sistemas, se obtuvo la información ne-

cesaria para determinar la cantidad de calor necesario para los procesos que requieren flujo de agua caliente y el perfil de carga o modo de comportamiento.

Si unimos el perfil de consumo de agua al del sistema de refrige-ración, se puede concluir que el desperdicio de uno puede ser la ganancia del otro. Fue entonces que se propuso instalar un siste-ma de tipo Simbiótico o Parásito (Scavenging) de Bomba de Calor Industrial de Amoniaco. Podemos tomar los gases de descarga del sistema de refrigeración y volver a comprimirlos para llegar a la temperatura que se desea obtener en el agua. La siguiente figu-

ra es el esquema básico de la bomba de calor. La planta buscó generar 75 m3/hr (275 GPM) de agua y calentarla desde 15³C ( 59³F) hasta 55³C (131³F). Esta cantidad de agua a estas condicio-nes requería 9,843.97 MBtu/hr que equivale a 2,885kW de calor, el cual debía ser generado por la caldera o por una bomba de calor.

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Se toman los gases del sistema de refrigeración que vienen so-brecalentados y se pasan por un Desuperheater o Eliminador de Sobrecalentamiento que reduce la temperatura del amoniaco an-tes de ser introducidos al compresor de la bomba de calor. Tras la compresión, los gases pasan por el condensador de la bomba de calor y el agua sale a la temperatura que exige el cliente, en nuestro caso a 55³C. El agua condensa al amoniaco a la presión correspondiente de descarga o condensación. Luego del proceso de condensación, se obtiene amoniaco en estado líquido a una presión de 363.66 psig (26.16 bar) o equivalente a 60 ³C de sa-turación.

Como cualquier proceso de bajar temperatura al amoniaco, se pasa por un proceso de Expansión. Primero subenfriamos el líqui-do antes de la expansión para reducir las pérdidas por flash gas o ebullición de expansión pasando por un Subcooler. Luego, expan-dimos el líquido para hacerlo llegar a la condición de condensa-ción requerido por el sistema de refrigeración existente. En este caso se baja de 60³C a 35³C o 33³C (dependiendo de la época). Por ende, la bomba de calor no afecta las condiciones de ope-ración del sistema existente y mantenemos un circuito cerrado.

Como se puede observar, la bomba de calor tiene una serie de intercambiadores de calor (similares a los de un sistema de re-frigeración) que van transformando energías para lograr llevar el agua a su temperatura final. El condensador de la bomba es el responsable de llevar el agua al estado final. Antes de que el agua llegue al condensador, vamos a aprovechar el calor emitido por los diferentes componentes de la bomba de calor y del ciclo de refrigeración. El agua va a ser el fluido responsable de lo siguiente:

1. Disminuir la temperatura del amoniaco en el Desuperheater antes de que entre al compresor.

2. Enfriar el aceite del compresor.

3. Subenfriar el amoniaco antes del proceso de expansión para reducir al máximo el flash gas de expansión.

De esta manera el agua va ganando energía o temperatura y al mismo tiempo remueve o absorbe calor para otros propósitos y todos terminan ganando. Antes de entrar al condensador de la bomba el agua ha ganado suficiente energía para que el conden-sador sólo tenga que terminar de hacer lo que falta de trabajo. Esto permite dimensionar equipos más eficientes, de menor ta-maño, seleccionar compresores de menor consumo de potencia, etc, todo con el propósito de mejorar la eficiencia del sistema y lograr maximizar los ahorros.

El sistema de refrigeración, en condiciones extremas (invierno, turno de lavado o noche) solo usa dos compresores de un total de ocho que posee en la parte de alta etapa (es un sistema de doble etapa). El proceso de condensación opera alrededor de:

1. invierno una temperatura de 33 ⁰C (91.4 ⁰F) de saturación, equivalente a 170.4 PSIg (12.7 bar).

2. verano una temperatura de 35 ⁰C (95 ⁰F) de saturación, equi-valente a 181.4 PSIg. (13.51 bar).

Los gases salen de los compresores a una temperatura promedio de:

1. 78.3 ⁰C (173 ⁰F) en invierno

2. 79.4 ⁰C (175 ⁰F)en verano

Toda esta información fue suministrada gracias a los PLC’s, el sis-tema SCADA, los tableros de los compresores y el seguimiento de operación de los mismos.

El sistema de bomba de calor requería 10,655.33 kg/hr (23,490.60 lbm/hr) de gas amoniaco para calentar el flujo de agua estable-cido. Las fichas técnicas o reporte del fabricante indicaban que dos (2) compresores suministraban un total de 14,052 kg/hr (30,979.5 lbm/hr), lo cual satisfacía el requerimiento de la bomba

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de calor propuesta. Por ende, la bomba de calor podía ser alimen-tada inclusive durante los periodos de condiciones extremas de operación de la planta.

Se estudió el caso en el que los compresores durante condiciones extremas no produjeran suficiente gas para alimentar la bomba de calor. En este escenario, se planteó otras soluciones al cliente, como encender la bomba de calor cuando todos los compresores estén siendo usados y almacenar agua caliente en un tanque para luego ser utilizada en horas de la noche. En el caso de que los compresores no produzcan suficiente gas para la bomba de calor, incluso cuando están encendidos a su máxima potencia, se pue-de complementar el calor necesario con las calderas existentes. La idea es reducir los costos invertidos para calentar agua y no desperdiciar la energía emitida por el sistema de refrigeración.

Como se puede ver, no sólo se requiere el perfil de consumo de agua sino también el perfil de cargas del sistema de refrigeración para poder llegar a un buen análisis de todo lo que se requiere y se necesita.

Podemos cuantificar el rendimiento del sistema a través de un análisis del COP (Coefficient of perfomance) sus siglas en inglés o coeficiente de eficiencia donde es igual a:

COP = Trabajo a hacer = kW de calor

Potencia usada kW de potencia

Se planteó entonces una bomba de calor para dar estas carac-terísticas de flujo, presión y temperatura tanto de gas como de agua, y poder entregar:

1. calor equivalente a 2885 kw al agua.

2. consume una potencia de 254kW (341 BHP) al freno.

Se utilizaría un motor de eficiencia Premium, equivalente a 96% de eficiencia.

COP CALDERA

Si el usuario debe generar 2,885kw de calor para calentar 75 m3/hr desde 15 ⁰C hasta 55 ⁰C, y quemar Fuel Oil N° 6 en la caldera, la cual tiene una eficiencia del 86%; se tiene que:

COP = 2,885 = 0.853.389

Y tiene un COP = 2,885 = 11.36 x 0.96 = 10.9254

2885 kW/hr x $0.040 KW/hr = $115.40/hr ÷ 0.86 = $134.18/hr.

Si se toma que se trabaja los 365 días del año y las 6 horas de lavado (10:00 PM a las 4:00 AM), se tiene un gasto anual de 365 x 6 = 2,190 horas x $134.18/hr = $293.867.44 dólares al año.

La potencia usada seria igual a $134.18/hr ÷ $0.543/Kg = 247.11Kg/hr x 13.717 KW/ Kg = 3,389.59 KW

COP BOMBA DE CALOR SISTEMA SIMBIÓTICO

Si para hacer el mismo trabajo de generar 2885 KW y se debe usar 254kw de potencia eléctrica al freno, se tiene entonces que: 254kW x $0.116kw/hr = $29.47/hr ÷ 0.96 = $30.69/hr

Igualmente, 365 x 6 = 2,190 horas x $30.69/hr = $67,214.75 dó-lares al año.

$293,867.44 - $67-214.75 = $226,652.69 dólares de diferencia o ahorro por año.

RETORNO DE INVERSIÓN

La inversión era de alrededor de USD $750,000 dólares. El retor-no de inversión sería entonces:

$750,000 ÷ $226,652.69 = 3.3 años Promedio.

Nótese que no se han tenido en cuenta otros gastos, como insta-lación, montaje, etc., pero tampoco otros ahorros, como el agua que el condensador evaporativo deja de usar al no tener que con-densar ese gas caliente que antes iba allí, menos agua, menos tratamiento químico, menos uso de los ventiladores o abanicos del condensador evaporativo, etc, entonces los ahorros son tanto directos como indirectos.

OPCIÓN PLANTEADA Y EN OPERACIÓN

Pero viendo el cliente los grandes beneficios del primer sistema, y lleno de entusiasmo de ver que más provechos se podían sa-car; decidió entonces, adquirir un sistema que haga efectos de refrigeración y efectos de calentamiento, todo en un solo equi-po. Este sistema se conoce como combinado o Self Contained (FRÍO+CALOR).

El sistema actual tiene una temperatura de evaporación de -10 ⁰C (+14 ⁰F) en el cabezal principal de succión de la parte de alta. Existen 8 compresores como ya se mencionó, cada uno tiene la capacidad de

1. 608.92 T.R o 2,141.43 KW de refrigeración cada uno.

2. temperatura de evaporación de -10 ⁰C (+14 ⁰F).

3. temperatura de condensación de 35 ⁰C (95 ⁰F).

4. potencia al freno de 570.16 KW (764.6 BHP) cada uno.

Ahora, las necesidades de agua son de

1. 79.1 m3/hr (348 GPM).

2. desde 17.5 °C (63.5 °F).

3. hasta 52 °C (125.6 °F).

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Esto es el equivalente a 10,746.43 MBTU/hr o 3,149.5 KW de energía o calor para calentar ese flujo de agua.

Se optó por una solución que lleva dos compresores, que en su descarga generan la suficiente energía para poder calentar los 79.3 m3/hr.

Se seleccionaron dos compresores cuya:

• Capacidad Frigorífica 1246.35 KW (354.4 T.R.)cada uno, para un total de 2492.71 KW (708.8 T.R.)

• Capacidad Calorífica 1740.36 KW cada uno, para uno total de 3,149.5 KW.

• Diseño Temperatura de Evaporación: -10³C(+14³F)

• Diseño Temperatura de Condensación 58.3 ºC (137 ºF) 349.8 psig *25.13(bar)

Los parámetros de funcionamiento del compresor serían los si-guientes:

Capacity 353.4 TonsPower 667.7 BHPHeat Rejection 5939.8 MBHTorque 1189 ft-ibfSpeed 2950 RPM

Observe que el calor rechazado o heat rejection que es igual a 5939.8 MBH (MBTU/hr) cada uno x 2 = 11,879.60 MBH, que sa-tisface completamente los 10,746 MBH para calentar el agua y nótese que la capacidad frigorífica es de 353.4 T.R x 2 = 706.8 T.R (2,458.68 KW) que satisface los 2,141 KW de refrigeración que son solicitados por el sistema actual del compresor a reemplazar.

Con esta solución, se incorporan dos compresores nuevos al sis-tema existente, pero con la opción que van a hacer funciones de frío y de calor en un solo trabajo. Es la nueva forma de pensar de los compresores de Refrigeración, el ser usados a su máximo.

El sistema se diseñó y se instaló de tal manera que los compreso-res pueden descargar directamente al sistema de bomba de calor o las veces que no se requiera agua caliente, se puede descargar directamente a los condensadores evaporativos.

Los compresores tienen dos enfriadores de aceite, el primero usará el agua de proceso para enfriar el aceite en el circuito de la bomba de calor, y el segundo usará refrigerante amoniaco, por medio de efecto Termosifón, para enfriar el aceite en el circuito de refrigeración, controlado y decidido por un PLC.

De esta manera, el usuario logró simultaneidad y flexibilidad de las unidades para ser usadas de un modo u otro. Nuevamente, ser creativos e inventar otra forma de hacer las cosas.Ahora veamos la eficiencia del sistema:

C. O. P. Lado Frío – Sistema Combinado (reporte compresor des-de -10³C hasta 35³C):

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C. O. P. Lado calor – Sistema Combinado (reporte del compresor desde -10³C hasta 58.3³C):

COP = 2,485.68 = 3.75663.38

Capacity 353.4 TonsPower 667.7 BHPHeat Rejection 5939.8 MBHTorque 1189 ft-IbfSpeed 2950 RPMObserve que no se tomarán las T.R del reporte a -10 ºC (+14 ºF)

hasta 35 ºC (95 ºF), porque son mucho más altas al comparar-las con las generadas cuando el compresor trabaja desde -10 ºC (+14 ºF) hasta 58.3 ºC (137 ºF). Por lo tanto se deben tomar las T.R producidas por el compresor en las condiciones extremas; sin embargo, el reporte sirve para ver cuánta potencia se consume al freno para subir desde -10 ºC (+14 ºF) hasta 35 ºC (95 ºF). Se tiene entonces que:

353.4 T.R o 1,242.84 KW x 2 = 2,485.68 KW de Refrigeración

444.8 BHP o 331.69 KW x 2 = 663.38 KW de Potencia al freno

Capacity 367.8 TonsPower 444.8 BHPHeat Rejection 5545.9 MBHTorque 792 ft-ibfSpeed 2950 RPM

Observe el Heat Rejected o calor rechazado = 5,939.8 MBH. Este es el calor que se necesita sea descargado en el condensador de la bomba de calor. Es lo que interesa para poder evaluar la bom-ba contra la caldera.

5,939.8 MBH x 0.293* = 1,740.36 KW de calor, x 2 compresores = 3,480.72 KW de calor.

*(0.293 es una constante para convertir unidades de MBH a KW)

La potencia al freno para el lado calor se obtiene de la siguiente manera:

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El reporte del compresor muestra que desde -10 ⁰C hasta los 58.3 ⁰C se necesitan 667.7 BHP. Acá se resta el total lado frío menos el total de todo el ciclo; y se obtiene una diferencia de: 667.7 BHP – 444.8 BHP = 222.9 BHP que es la diferencia para subir de 35 ⁰C (95 ºF) a 58.3 ⁰C (137 ⁰F).

222.9 BHP = 166.22 KW. Esto x 2 compresores = 332.43 KW (445.76 BHP) total de potencia consumida.

Igualmente, 313 x 24 = 7,512 horas x $40.17/hr = $301,757.04 dólares al año.

$1,100,432.09 - $301.757.04 = $798,675.04 dólares de diferencia o ahorro por año.

La inversión estaba alrededor de los USD $980,000 dólares.

El retorno de inversión será entonces $980,000 ÷ $798,675.04 = 1.3 años.

Como se puede observar, entre más tiempo esté encendida la bomba de calor, más altos los ahorros y más rápido el retorno de inversión.

CONCLUSIONES:

Todo este tipo de soluciones tipo COMBINADA o SIMBIÓTICAS son recomendadas para plantas que deseen expandir su siste-ma de refrigeración o instalar uno nuevo; y que a la vez puedan contemplar el calentar agua usando el mismo. Dependiendo de los consumos y necesidades de agua, un sistema de refrigeración puede asumir el calentar agua y aliviar esta carga de la caldera lo que se refleja en un aumento de la eficiencia y una reducción significativa de costos de la planta e inclusive efectos benéficos en el medio ambiente. En lo que respecta a los balances de masa, energía y flujos; la bomba de calor siempre supera a las calderas, ya que la primera utiliza todas las energías posibles o renovables del sistema, mien-tras que la segunda, por más que aprovechen los condensados en sistemas de recuperación, y otras formas de recuperar energía, como el Rendering o procesos de Cocción de Harinas, sus COP’s siempre están del orden de 0.8 a 0.85, comparado contra COP’s de 7.0 a 15 de una bomba de calor. Recordemos que entre más alto el COP más eficiente es el sistema.

Es obvio que el tiempo de retorno de inversión, así como ahorros; son resultados que quiere el usuario, pero no existe un paquete hecho en la industria que pronostique ahorros en forma instan-tánea y si lo existe, no se ajustará en forma verdadera con las ne-cesidades reales del cliente. Se debe hacer este tipo de sistemas o paquetes a la medida y necesidades del usuario, de otro modo, se cae en el error de comprar por comprar y no ver los verdaderos ahorros y beneficios.

COP = 3,480.72 = 10.47332.42

Y COP COMBINADO (FRÍO Y CALOR) =2,485.68 + 3,480.72 = 5.99 663.38 + 332.43

COP = 3,149.5 = 0.85 en la caldera 332.423,7005

COP de la CALDERA

El cliente generaba 3,149.5kw de calor para poder calentar 79.1 m3/hr (348 GPM) desde 17.5 °C (63.5 °F) hasta 52 °C (125.6 °F), quemando Fuel Oil N° 6 en la caldera, la cual tiene una eficiencia del 86%.

Se tiene que: 3,149.5 kW/hr x $0.040kw/hr = $125.90/hr ÷ 0.86 = $146.49/hr.

Como se desea disponer permanente de agua caliente, entonces se tiene un gasto anual de (6 días a la semana) 313 días x 24 horas = 7,512 horas x $146.49/hr = $1,100,432.88 dólares al año.

El COP seria igual a $146.49/hr ÷ $0.543/Kg = 269.78Kg/hr x 13.717 KW/ Kg = 3,700.57 KW

RETORNO DE INVERSIÓN

Si para hacer el mismo trabajo de generar los mismos 3,149.5kW se usaron 332.43kw de potencia, entonces:

332.43kW x $0.116kW/hr = $38.56/hr ÷ 0.96 = $40.17/hr

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Articulo

Como consecuencia, trae como desventaja que se requieran de estudios profundos y largos; la urgencia de resolver las verdade-ras necesidades del usuario y luchar contra la impaciencia por ver una oferta, y no analizar con profundidad los ahorros y retornos en forma seria. La idea es maximizar la eficiencia de la bomba y lograr encontrar el paquete y equipos que sean la solución mági-ca, y no al revés; comprar equipos ya dimensionados por catálogo y esperar soluciones mágicas.

El tamaño de ahorros y el tiempo de retorno de inversión van a depender que tipo de combustible se use, los costos tanto de este combustible como los de la energía eléctrica y de las nece-sidades de agua o medio que se piense calentar. Esto significa que muchos usuarios no deben buscar que la bomba satisfaga totalmente toda la carga o el 100% de demanda de agua caliente a menos que estén totalmente seguros de cuáles son sus verda-deros consumos de agua y el comportamiento del proceso. Es más práctico diseñar e instalar un sistema para el 70% o 75% de demanda y complementar los faltantes con la caldera o algún sus-tituto, ya que la más alta eficiencia y retorno rápido de la bomba es tenerla encendida la mayor parte del tiempo y a su máxima capacidad. De no hacerlo, el ahorro será menos cuantioso y el tiempo de retorno de inversión será mucho más largo, desani-mando o engañando al usuario y creando falsas expectativas en una tecnología nueva.

El reto es cambiar la forma de pensar y buscar siempre hacer las cosas de otra manera para hacer los sistemas más eficientes; la costumbre y miedo de probar cosas nuevas, nos hace caer en la monotonía y pensar que lo estamos haciendo bien.

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Refrigeración por Amoníaco

Autor:Ing. Joel Rubio Márquezjrubiomqz@gmail.com

Clasificado por ASHRAE bajo la nomenclatura R-717, dentro del grupo de refrigerantes naturales, el amoníaco no destruye la capa de ozono y por sus propiedades tiene la ventaja de producir temperaturas de hasta -70°C.

El amoníaco tiene un coeficiente de transferencia de calor mayor que el R-22, por sus propiedades termodinámicas y de transporte

La refrigeración es un proceso conocido de mucho tiempo atrás. En el siglo XII los chinos utilizaban mezclas de salitre con el fin de enfriar agua; en los siglos XVI y XVII, investigadores y autores como Boyle, Faraday (con sus experimentos sobre la vaporización del amoníaco) hacen los primeros intentos prácticos de produc-ción de frío.

En 1834, Perkins desarrolla su patente de máquina frigorífica de compresión de éter y en 1835 Thilorier fabrica nieve carbónica por expansión; Tellier construyó la primera máquina de com-presión con fines comerciales, Pictet desarrolla una máquina de compresión de anhídrido sulfuroso.

El Amoníaco fue el primer refrigerante utilizado en plantas de re-frigeración por medio de compresión mecánica en 1876 por Carl von Linde. Desde entonces, se ha venido utilizando en grandes plantas de refrigeración como son lecherías, cervecerías, rastros y otros lugares con grandes demandas de enfriamiento.

Al día de hoy, el amoníaco permanece como el refrigerante más utilizado en sistemas de refrigeración industrial para procesar y conservar la mayoría de los alimentos y bebidas. El amoníaco ha estado en el liderazgo de los avances de la tecnología en refrige-ración, siendo parte esencial del procesamiento, almacenamien-to y logística de distribución de los alimentos.

Clasificado por ASHRAE con R-717, dentro del grupo de refrige-rantes naturales, no destruye la capa de ozono y no contribuye al efecto invernadero asociado al calentamiento global. De hecho el amoníaco, es un compuesto encontrado en la naturaleza común-mente. Es esencial en el ciclo del nitrógeno de la tierra y su libe-ración a la atmósfera es inmediatamente reciclada. Esto lo hace consistente con los acuerdos internacionales respecto a la reduc-ción del calentamiento global y destrucción de la capa de ozono.

Una adecuada evaluación del impacto ambiental de los refrige-rantes y los sistemas de refrigeración requiere la consideración tanto de su impacto directo como indirecto en el calentamiento global. Directamente los sistemas de refrigeración contribuyen al calentamiento global, a través del efecto invernadero causado por las fugas de gases refrigerantes. Indirectamente contribuyen al calentamiento global por la producción de emisiones de dióxi-do de carbón como resultado de la conversión de combustibles

fósiles en la energía requerida para operar los sistemas de refri-geración.

El “impacto total equivalente de calentamiento” o TEWI, es defi-nido como la suma de estas contribuciones directas e indirectas. El valor TEWI del amoníaco es muy bajo, ya que por sí mismo no contribuye al calentamiento global. Debido a sus característi-cas termodinámicas favorables, los sistemas de refrigeración con amoníaco emplean menos energía que los otros refrigerantes comunes. Como resultado, hay un beneficio indirecto al calen-tamiento global debido a las menores emisiones de CO2 de las plantas generadoras de electricidad.

Propiedades del Amoníaco

• Temperatura de autoignición: 690°C (1274° F)• Límite Inferior de Inflamabilidad (LII): 16%• Límite Superior de Inflamabilidad (LSI): 25%

El Amoníaco es un combustible moderado, y considerado por expertos dentro del sector químico industrial relativamente como no combustible. La energía de combustión del amoníaco es menor que su energía de auto-ignición, esto significa que el amoníaco no puede mantenerse encendido por sí mismo sin una fuente externa de ignición, aunque la misma fuente haya iniciado el fuego.

El Amoníaco en altas concentraciones es extremadamente tóxi-co, pero su fuerte olor es una excelente alarma. La concentración de amoníaco donde su olor no puede ser soportado (alrededor del 0.03% en volumen), no es dañino, siempre y cuando se esté expuesto a él sólo por un periodo de tiempo limitado (aún des-pués de más de una hora, no hay efectos negativos notorios en la salud de las personas).

El costo del amoníaco es mucho menor que cualquier refrigeran-te sintético, de manera general cuesta de un 10 a un 20% me-nos en instalación. Termodinámicamente, el amoníaco es de 3 a 10% más eficiente que los otros refrigerantes; como resultado, un sistema de refrigeración de amoníaco tiene menor consumo eléctrico.

El costo del amoníaco por sí mismo es significativamente menor que el de los otros refrigerantes, y se requiere de una menor can-tidad para la misma aplicación que otros refrigerantes y al ser una sustancia natural, no tiene una fecha límite en que se pueda

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Articulo

producir o usar, a diferencia de otros refrigerantes sintéticos cuyo uso o producción está limitada a una cierta cantidad de años.

Tabla 1: Propiedades Termodinámicas (-8°C)

PROPIEDAD AMONÍACO R-22

Calor específico (KJ/Kg °C) 4.65 1.15

Conductividad térmica (W/m °C) 0.55 0.10

Viscosidad (cP) 0.20 0.25

Tabla 2: Coeficiente de Transferencia de Calor (W/m2 °C)

PROPIEDAD AMONÍACO R-22

Condensando en el exterior de los tubos 3500-7000 1000-2000

Condensando en el interior de los tubos 2500-6000 1000-1800

Evaporando en el exterior de los tubos (Circulación con bomba) 600-6000 300-3500

Evaporando en el interior de los tubos (Circulación con bomba) 1000-6000 450-1800

Tabla 3: Coeficiente de funcionamiento o de efecto frigorífico* COP TEÓRICO (+30/-15° C)

COP =Capacidad de enfriamiento = kW

Consumo de energía kW

Amoníaco R-22 3.37 3.18

*La cantidad de refrigeración obtenida de una máquina dividida entre la cantidad de energía que se requiere aportar para conseguir esta re-frigeración (ASHRAE, 1993) El amoníaco tiene un coeficiente de transferencia de calor mayor que el R-22, principalmente por sus propiedades termodinámicas y de transporte. Los valores para estas propiedades en relación con el R-22 son las siguientes:

• Calor específico de líquido y vapor: 4 a 1• Calor latente en la vaporización: 6 a 1• Conductividad líquida termal: 5.5 a 1• Viscosidad: 0.8 a 1• Densidad líquida: 0.5 a 1

La tasa de flujo de la masa para una capacidad de refrigeración dada de amoníaco es de 1/7 menos que el R-22, lo que tiene un efecto significante sobre el tamaño de las tuberías y sobre la cir-culación del líquido.

Esto significa que sólo 1/7 del líquido necesita ser bombeado para una capacidad de refrigeración dada, resultado de esto, es una bomba de menor tamaño que utiliza menos potencia, y en tube-rías de menor tamaño.

Plantas de Refrigeración con Amoníaco

Las plantas de refrigeración por compresión (ver figura 1) constan de un evaporador, en el que se evapora el refrigerante (amonía-co) produciendo frío; un sistema de compresión para transportar

el vapor a baja presión del evaporador al condensador a alta pre-sión; y el condensador en el que condensa el refrigerante disipan-do el calor generalmente mediante torres de refrigeración.

Figura 1. Refrigeración por compresión Las plantas de refrigeración por absorción (ver figura 2) preci-san de un fluido refrigerante y un fluido absorbente. Los pares de fluidos refrigerante/absorbente más usados son el par agua/bromuro de litio y el par amoníaco/agua. En las plantas que usan el primer par, el refrigerante es el agua por lo que estas plantas se usan para aplicaciones a temperaturas por encima de 0°C, uti-lizándose principalmente para la climatización.

Figura 2. Refrigeración por absorción Las plantas de refrigeración con amoníaco/agua lo usan como re-frigerante y tienen el campo de aplicación desde 0°C hasta -70°C.

En plantas de refrigeración por absorción el compresor mecánico es sustituido por un compresor químico o térmico. El vapor de baja presión procedente del evaporador, en vez de ser compri-mido por un compresor mecánico, es absorbido por una solución diluida de amoníaco y agua en el absorbedor. La solución cuya concentración ha aumentado es bombeada al desorbedor, donde será calentada hasta su ebullición.

Siendo el amoníaco el componente más volátil en el desorbedor se produce vapor de amoníaco, que condensa en el condensa-dor cerrando así el ciclo de refrigeración. El calor producido en el condensador y en el absorbedor suele ser disipado mediante torres de refrigeración, mientras que el calor aportado en el des-

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orbedor es calor residual procedente, por ejemplo de una planta de cogeneración.

El amoníaco como refrigerante tiene la gran ventaja de poder pro-ducir refrigeración a temperaturas de hasta -70°C. Para alcanzar estas temperaturas hacen falta sistemas de compresión de varias etapas, por lo que dichas plantas son relativamente complejas. Así la operación en continuo de dichas plantas es una problemá-tica, pues prácticamente no existen aceites compatibles con el amoníaco, que tengan cualidades lubricantes a la temperatura de los compresores y una baja viscosidad a -60°C.

El aceite que suele acumularse en evaporadores únicamente puede decantarse si se eleva temporalmente la temperatura. Todo ello encarece las plantas de compresión y hace necesario un mantenimiento muy riguroso para poder garantizar la fiabili-dad necesaria. Especialmente a estas temperaturas las plantas de refrigeración por absorción tienen grandes ventajas comparadas con las de refrigeración por compresión. Por una parte pueden alcanzar temperaturas de hasta -70°C en una simple etapa y por otra parte no precisan aceites lubricantes por lo que pueden ope-rar en continuo sin necesidad de paradas.

Tradicionalmente siempre se han empleado plantas de refrige-ración por absorción con amoniaco en los sectores industriales en los que se precisa refrigeración a bajas temperaturas y en los que la disponibilidad de refrigeración continua es de gran impor-tancia; en estos sectores generalmente puede aplicarse la trige-neración.

En las plantas de trigeneración el calor producido por los siste-mas de cogeneración se usa para cubrir los consumos de calor y para propulsar una planta de refrigeración por absorción y así cubrir también la demanda de frío.

Estas plantas, al combinar el suministro de calor y de frío, tie-nen una gran flexibilidad, consiguiéndose una óptima utilización del calor generado en la cogeneración. En general las demandas de refrigeración a bajas temperaturas suelen ser relativamente constantes y suelen tener una gran inercia térmica.

La planta de refrigeración por absorción puede regularse de tal forma que consuma todos los excedentes de calor (generalmente vapor) dando prioridad al consumo directo de vapor, consiguién-dose así un elevado aprovechamiento del calor producido en la cogeneración.

Es un compuesto esencial en el ciclo del nitrógeno de la tierra, y su liberación a la atmósfera es inmediatamente reciclada.

Fuentes:

•Industrial Refrigeration with Ammonia for the Food Industry, York International S.A. de C.V. Abril-Mayo, 2005.

•Hoja de Seguridad de Amoníaco, INFRA S.A. de C.V., Julio de 2008

•www.xs4all.nl/~colibris/Spanisch%20documents/Energeti-caOct03.pdf

• http://www.mundohvacr.com.mx/mundo/2009/03/refrigera-cion-con-amoniaco/

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Comportamiento Psicrométrico del Aire en Enfriadores

Concepto Teórico y Uso Práctico

Artículo Proporcionado por Danilo Arias Higuera, darias@intercal.clwww.intercal.cl

INTRODUCCIÓN

Una forma de evaluar la capacidad de un enfriador dentro de una cámara de refrigeración, es analizar el comportamiento psicro-métrico a través de él, de ahí que sea necesario analizar las pro-piedades de esta mezcla gaseosa, cuya característica principal es, quizá, su composición variable a través de uno de sus componen-tes: el vapor de agua.

La ciencia que plantea las fórmulas y teorías se llama psicrometría y es mediante la cual se establecen las propiedades de la mezcla aire seco-vapor de agua.

(Tabla 1) American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditio-ning Engineers (ASRHAE)

El buen uso de este concepto permite plantear de manera simple, el buen manejo psicrométrico de una cámara; vale decir un buen equilibrio entre los equipos seleccionados, su condición de traba-jo y los objetivos de (T°/ HR).

Cuando se realiza un análisis psicrométrico de enfriadores, lo más importante es conocer o mejor dicho reconocer las condi-ciones de trabajo que deberán mantenerse al interior del recinto, ya que, en definitiva es el producto quien determina todas estas condiciones, no es lo mismo enfriar frutas que enfriar productos cárnicos. Hay mucha literatura que indica cuales son las condicio-nes ideales de mantenimiento para diferentes productos como temperatura, humedad relativa, punto de congelación, etc., cen-trando la atención en dos condiciones fundamentales que son temperatura y la humedad relativa, estas más otro parámetro

que es la temperatura de evaporación, se ven relacionadas me-diante la siguiente gráfica, la cual marca la importancia de man-tener un trabajo del sistema sobre la curva, ya que, condiciones fuera de esta generan ineficiencias del sistema perjudiciales para el producto.

(Fig. 1) Relación entre la humedad relativa y el salto térmico Te, para evaporadores aire forzadoEnciclopedia de la Climatización, Refrigeración (Juan Antonio Ramírez), Edición Mayo 1996

TEORÍA DEL GAS IDEAL

Un gas ideal es un gas teórico compuesto de un conjunto de partí-culas puntuales con desplazamiento aleatorio que no interactúan entre sí.

Y que además debe cumplir la ecuación de estado:

P * v = R' * T

P : Presiónv : Volumen específico de gasR’ : Constante específica del gasT : Temperatura absoluta

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La constante específica del gas se obtiene

R' = R/M

R : Constante universal de los gases. M : El peso molecular.

En el SI, R = 8,3172 kJ/kmol K. (cte.) si consideramos un volumen de aire y suponemos que el aire seco y el vapor de agua conteni-do en él tienen un comportamiento de gas ideal, se desprenden las siguientes constantes.

R'a = 0,28715 kJ/kgºK. Constante específica Aire seco

R'w= 0,46167 kJ/kgºK Constante específica del agua en estado gaseoso (vapor)

¿EL AIRE HÚMEDO ES UN GAS IDEAL?

Para responder a esta pregunta de forma sencilla podemos afir-mar que lo será en la medida que cualquiera de sus componentes principales cumpla la ecuación general de gas ideal.

(P * v) / (R´ * T) = Z = 1 (Factor de compresibilidad)

En la medida que un gas se aleje de este valor diremos que no se comporta como gas ideal

(Tabla 2) Factor de compresibilidad Z para el vapor de agua saturado -30°C a +50°C.

(Tabla 2) Factor de compresibilidad Z para el aire seco -30°C a +50°C.

FÓRMULAS PRÁCTICAS

Sin duda la cantidad de fórmulas que genera esta teoría son va-riadas y de gran cantidad, como por ejemplo: Presiones Totales y parciales, Cantidad de masas, Humedades, Entalpias, Calor, etc., estas últimas son las más importantes al momento de analizar el funcionamiento de un evaporador.

PROCESO PSICROMÉTRICO DE ENFRIAMIENTO Y DESHUMIDIFICACIÓN

Mediante la carta psicrométrica, se puede definir el comporta-miento del aire a través del evaporador.

(Fig.2) Esquema psicrométrico de un evaporador de aire forzado

(Fig.3) Relación entre HR y salto térmico Te

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(Fig. 4) Proceso psicrométrico de enfriamiento y deshumidificación

EJEMPLO NUMÉRICO

Una de las maneras más simples de entender toda esta teoría y procesos es mediante un ejemplo, para ello se establece el si-guiente ejercicio.

Selección del equipo para 27.000 Kcal/hr con cámara a 0°C, esta tabla muestra las diferentes superficies de transferencia de calor para diferentes Te con sus respectivas humedades relativas se-gún (Fig.1) y caudales de aire. El análisis se centra en la selección 1 y la selección 7, siendo esta última un punto fuera de la curva (Fig.1).

La siguientes tablas corresponden al análisis psicrométrico de las selecciones 1, 6 y 7 se ha incluido la N° 6, para mostrar que si bien esta cumple con la capacidad establecida en el ejercicio su humedad relativa es baja (70%), según (Fig.1), haciendo que este enfriador sirva para otra aplicación como por ejemplo una sala

de proceso donde la humedad relativa toma poca relevancia con respecto al producto que podría estar de paso.

Análisis Selección 1

Análisis Selección 6

Análisis Selección 7

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A continuación se muestran las comparaciones entre las dos se-lecciones objetivos, las cuales dejan en claro que trabajar con Te grandes, para el mismo objetivo, implica una ineficiencia desde el punto de vista energético produciendo mayor calor la-tente, el cual es totalmente indeseable en este tipo de opera-ción, produciendo además un aumento en la producción de agua condensada, la cual a una temperatura de evaporación de -10°C la formación de hielo será cada vez mayor restando eficiencia al paso de calor y provocando que el enfriador se bloquee con ma-yor rapidez, esto arrastra a tener mayor cantidad de deshielos o deshielos de mayor duración, y debemos recordar que los deshie-los son energía que se aporta a la cámara y también son gastos desde el punto de vista consumo energético. También se puede apreciar una disminución del FCS (factor de calor sensible) vale decir se utiliza más energía (potencia al eje 38,3 KW) y se produce menos energía eficaz (calor sensible 19.395 Kcal/hr).

Es importante recordar que de calores involucrados en un análisis psicrométrico el de mayor importancia es el calor sensible (aso-ciado al cambio de temperatura) y es el que permite mantener el producto bajo una óptima calidad de almacenaje. El calor laten-te si bien es inherente a un proceso de enfriamiento cuando se alcanza el punto de rocio, este debe ser lo más pequeño posible para así no secar mucho el aire y tener una humedad relativa baja en relación a la necesaria para el producto, ya que, lleva a tener un aire con gran capacidad Higroscópica que a la larga termina deshidratando el producto.

CONCLUSIONES

• Trabajar en una posición inadecuada desde el punto de vista psicrométrico (fuera de la curva) implica.

• Ineficiencia del proceso psicrométrico (mayor calor latente, menor calor sensible).

• Aumento en la producción de agua condensada y formación de hielo.

• Disminución del COP.• Disminución de la eficiencia en los evaporadores.• Aumento en los ciclos de deshielo, y/o mayor duración de

estos.

¿CÓMO TRABAJAR DE MANERA EFICIENTE?

• Seleccionar un enfriador teniendo siempre en cuenta la rela-ción entre el Te y la HR.

• Para HR sobre el 85% Te menores a 6 K.• Para HR bajo el 75% Te mayores a 8 K.• SIEMPRE SOBRE LA CURVA.

Comparación de puntos 1 y 7

Cantidad de agua y formación de hielo

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Extendiendo los Límitespara una Refrigeración más Eficiente

Artículo desarrollado por Tom Crone, Gerente de la división Design Services Network and Integrated Products Business de Emerson Climate Technologies.

www.emersonclimate.com/espanol

La arquitectura de refrigeración distribuida resurge como una so-lución eficiente para los sistemas de refrigeración comercial.

El sistema de refrigeración comercial, por su magnitud y diseño relativamente complejos, siempre se identifica como la causa principal del alto consumo de energía en supermercados y co-mercios minoristas.

Muchas soluciones han sido ofrecidas para enfrentarse al reto de mejorar el rendimiento en las tiendas de hoy. Lo que vamos a investigar en este artículo no es un concepto nuevo, sino uno que está recuperando su popularidad. La refrigeración distribuida (Fig. 1 y 2) ha estado presente por más de cincuenta años en el mercado y ha resurgido recientemente como alternativa de dise-ño del sistema.

En teoría, instalar sistemas múltiples de refrigeración por toda la tienda puede reducir costos de construcción, instalación y ener-gía, mientras ofrece un nivel de flexibilidad mayor que los pe-sados sistemas convencionales de centrales de compresores en paralelo.

Gracias al flujo constante de avances en tecnología de los com-ponentes y en la integración de los sistemas, la idea de dividir la carga de refrigeración en secciones más pequeñas y manejables, se considera ahora como una solución nueva y viable para opti-mizar el rendimiento de una tienda.

Fig. 1 Sistema Centralizado

Fig. 2 Sistema Distribuido

Vamos a ver con más profundidad la refrigeración distribuida en cuatro niveles:

• Los beneficios de la arquitectura de refrigeración distribuida.

• La capacidad de integrar los componentes del sistema para ob-tener un mayor rendimiento.

• El impacto de un equipo más confiable en el rendimiento de un sistema.

• Cómo se verá un sistema de refrigeración distribuida en el futu-ro y cómo beneficiará a los operadores de tiendas.

Ventajas de un Sistema Distribuido

La tendencia de la industria de los supermercados actuales, hace que las tiendas vean de forma diferente el impacto que el diseño del equipo tiene sobre las ventas. Las tiendas quieren distinguir-se ofreciendo áreas especializadas como cafés, comida gourmet para llevar, bares sushi y otros servicios generalmente dependien-tes de la refrigeración. Esta diversidad requiere flexibilidad en la ubicación y distribución de aplicaciones de baja y media tempe-ratura. Por sus mismos principios de diseño, la arquitectura de refrigeración distribuida concuerda más con la nueva orientación que el negocio de los supermercados está tomando.

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Cuando hablamos de rendimiento, hay dos beneficios inmedia-tamente asociados con los sistemas distribuidos: la optimización de la presión de succión y la reducción de la caída de presión en la línea de succión. En primer término, la arquitectura distribuida ofrece una mayor facilidad para seleccionar la presión de succión más adecuada. Los casos de operación con varias temperaturas de evaporación en sistemas paralelos pesados, resultan muchas veces en una falta de rendimiento del sistema. El enfoque tradi-cional ha sido, hasta ahora, dividir el colector o cabezal de succión en tantos circuitos como diferentes temperaturas de evaporación se encuentren e instalar válvulas reguladoras de la presión de evaporación en cada circuito. Desde el punto de vista del compre-sor hay una mayor pérdida de carga en la línea de succión cuando el refrigerante se expande a través de dicha válvula reguladora. Estas caídas de presión fueron vistas como razonables para un sis-tema de compresores en paralelo que ofrece altos niveles de ren-dimiento. En una situación ideal, un sistema distribuido puede ser optimizado para evitar la instalación de las válvulas reguladoras de presión de evaporación y anular la re-expansión del refrigeran-te en las líneas de succión.

También, la refrigeración distribuida es más eficiente que el di-seño tradicional de sistemas paralelos pesados, ya que las líneas más cortas entre el equipo y los exhibidores refrigerados, resultan en una menor caída de presión en las líneas de succión. Menos metros de tubería de menor diámetro pueden generar ahorros múltiples para el operador de una tienda, que pueden llegar a re-presentar hasta un 40% del costo de materiales y un 50% menos de carga de refrigerante.

Además, menos soldaduras reducen la posibilidad de fugas de re-frigerante. Así como la arquitectura distribuida ofrece ventajas de rendimiento, hay algunos componentes claves dentro del sistema que, cuando están bien seleccionados e instalados, pueden pro-porcionar ahorros de energía adicionales para el supermercado.

Tecnologías que Incrementan el Rendimiento

Dentro de un sistema de refrigeración distribuida, hay dos compo-nentes que tienen un impacto mayor sobre el rendimiento de la instalación: los compresores y los motores. Los nuevos desarrollos tecnológicos en estos últimos años han llevado a la introducción de compresores y motores de alto rendimiento. Vamos a hablar del papel que desempeña cada uno en mejorar el rendimiento del sistema. La mayoría de los sistemas de refrigeración comercial de compresores en paralelo están constituidos por compresores semi-herméticos gracias a su gran tamaño e historia comprobada de operación a alto rendimiento. Debido a los avances en obtener mayor rendimiento en los compresores Scroll de refrigeración, es-tos están demostrando ser la elección perfecta para los requisitos de rendimiento y confiabilidad de los sistemas de refrigeración.

Debido en parte a estos avances, incluyendo la evolución y el ren-dimiento comprobado de las plataformas Scroll y Scroll Digital, los

sistemas de refrigeración distribuida han llegado a ser una pro-puesta más que interesante tanto en el diseño como en la modifi-cación de supermercados. La tecnología introducida por Emerson Climate Technologies en su plataforma de compresores Scroll, puede ofrecer de un 10% a un 15% de mejora del rendimiento so-bre la tecnología actual (basado en un análisis energético anual). El análisis energético consiste en tomar los datos climáticos de una ciudad, una región o un país y dividir el registro histórico de temperaturas de un período de tiempo específico, normalmente se toma un año, en “paquetes” discretos de temperaturas (Fig. 3). Por ejemplo, en Rio de Janeiro – Brasil, en el curso de un año dado, para 8760 hrs totales, habría en total 3.940 horas en las que la temperatura varía entre los 70°F y los 75°F. Luego se calcula o se comprueba el rendimiento del sistema funcionando durante el total de las horas asignadas a cada temperatura ambiente. Los resultados se integran para obtener un valor anual de la capaci-dad frigorífica y del consumo de energía. La relación entre estos valores es el factor estacional de rendimiento. El incremento del factor estacional de rendimiento es un gran incentivo para la utili-zación del Scroll en aplicaciones de media temperatura, con bajas temperaturas de condensación.

Fig. 3 Temperatura de Condensación / Ambiente en °F (DT 10°F)

Adicionalmente, Emerson ha rediseñado parte de su línea de compresores Scroll para aumentar la capacidad frigorífica por medio de la inyección de vapor mejorada (EVI por su denominación en inglés: En-hanced Vapor Injection). Los compresores Scroll con inyección de vapor (EVI), funcionan de ma-nera similar a los compresores de dos etapas con enfriamiento de la etapa intermedia. Se consigue una capacidad adicional por efecto del suben-friamiento del líquido con un menor consumo de energía. Los compresores Scroll con inyección de vapor

mejorada obtienen el mismo efecto de subenfriamiento que ele-va la capacidad del sistema, con un mayor rendimiento, al mismo tiempo que se reduce la temperatura de descarga del compresor (Fig.4).

Fig. 4

La tecnología Scroll digital ofrece un nivel adicional de ahorro energético dentro de sistemas de refrigeración distribuida. Este compresor es el único diseño Scroll con una capacidad inheren-

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te de regular su capacidad frigorífica del 10% al 100%, manteniendo una velocidad de rotación constante (Fig. 5). El Scroll Di-gital provee un diseño mucho más sencillo porque modula la capacidad controlando la conformidad axial de las espirales, en vez de usar tecnologías más costosas. Modular la capacidad, le permite al compre-sor ajustarse a los requerimientos de carga brindando un control más preciso de tem-peratura con menos arranques y paradas.

Fig. 5

Puesto que el flujo de masa – o capacidad frigorífica - puede ser modulado como respuesta a la demanda, este compresor es ideal para los supermercados, donde las cargas térmicas de los exhibi-dores refrigerados están cambiando constantemente. La amplia línea de diseños Scroll de hoy ofrece una flexibilidad máxima para el diseñador de un sistema distribuido. Cualquier combinación de compresores Scroll de plataforma digital o de inyección de vapor mejorada puede ser integrada en el sistema, dependiendo de la carga frigorífica y de los requerimientos de temperatura (Fig. 6)

Fig.6

Variadores de Velocidad

Los motores de los ventiladores del condensador representan otra oportunidad para lograr beneficios de rendimiento en un sistema de refrigeración. Los variadores de velocidad pueden au-mentar considerablemente el rendimiento, ya que los motores de ventilador consumen una gran cantidad de energía dentro del sistema de refrigeración.

Se puede eliminar entre una tercera y hasta dos terceras partes de la energía consumida por los motores del condensador por medio de la aplica-ción de variadores de velocidad.

Los variadores de velocidad regulan la velocidad de los ventiladores del condensador regulando el flujo de aire y así la capacidad del condensador. La reducción de la potencia en los ventiladores puede

ser drástica, como está indicado en el diagrama, basada en los re-sultados de una prueba realizada en un supermercado moderno de 63000 pies cuadrados, sobre las estrategias de control de ve-locidad de los ventiladores del condensador mediante el control de la temperatura diferencial de condensación (Fig 7).

Fig.7

Para un requerimiento del 60% de la capacidad del condensador, el control de velocidad variable requiere alrededor del 20% de la potencia total de ventiladores del condensador, mientras que el ciclado presostático de los ventiladores requiere casi un 60% de la misma. Esto puede ser una fuente principal de ahorro de ener-gía en el supermercado típico de hoy.

Los variadores de velocidad simplifican el control de los venti-ladores y por ende el control de capacidad del condensador y hacen más fácil implementar la estrategia de control de venti-ladores por temperatura diferencial de condensación. Cambiar la estrategia de control de los ventiladores del condensador de un sistema de refrigeración, desde un control de la presión de condensación a un control de la temperatura diferencial (donde la temperatura diferencial es la diferencia entre la temperatura ambiente y la temperatura de saturación del refrigerante en el proceso de condensación) puede reducir drásticamente el con-sumo energético de los ventiladores y aumentar el rendimiento energético del sistema de refrigeración. Esta estrategia ahorra energía permitiendo a los ventiladores del condensador apagarse o disminuir su caudal cuando las cargas térmicas del condensador son bajas.(cuando las tiendas están cerradas, o cuando se está llevando a cabo un descongelamiento por gas caliente o cuando se activa la recuperación de calor) aunque las temperaturas am-bientales sean altas.

Obteniendo un Real Ahorro de Energía El ahorro que se puede obtener por medio del control del dife-rencial de temperatura (DT) del condensador en un supermerca-do determinado depende:

• del diferencial de temperatura (DT) real del condensador (la diferencia de temperatura de diseño menos la pérdida de efectividad por la acumulación de polvo y degradación de la superficie).

• de la temperatura ambiental media (el ahorro será mayor cuanto más cálido sea el clima si lo comparamos con un siste-ma de control presostático convencional).

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• de la relación entre la potencia de los motores del conden-sador en proporción a la capacidad de emisión de calor del mismo.

• de la mínima presión admisible para el lado de alta

El uso de una estrategia de control de la temperatura diferencial (DT) para los ventiladores del condensador, automáticamente minimiza la potencia total consumida sumando la de los com-presores y la de los ventiladores del condensador. No hay otra estrategia que pueda lograrlo para todas las condiciones de carga frigorífica y para todas las condiciones ambientales exteriores. Sin embargo, para asegurar que se mantenga la confiabilidad del sistema, la estrategia de control por temperatura diferencial se cambia automáticamente por un control presostático tradicional, si las presiones de condensación del sistema se acercaran a los límites de diseño durante períodos de temperatura ambiental ex-tremadamente fríos o calientes.

Mientras que el control por DT de los ventiladores del conden-sador es la mejor y única manera de reducir el consumo total de energía de una unidad condensadora de refrigeración a nive-les mínimos, esta estrategia de control no se puede llevar a cabo perfectamente utilizando los algoritmos de control disponibles actualmente en los controladores electrónicos existentes. Esto es debido al hecho que el punto óptimo para el DT, está afectado por algunas variables incontrolables del sistema, como la capaci-dad y/o condición del condensador y la carga frigorífica instantá-nea del sistema.

Cuando estas variables cambian, también lo hace el valor óptimo del DT. Para los sistemas de refrigeración de supermercados con potencias de ventilador relativamente altas y un bajo rendimien-to de los condensadores – el estándar corriente de la industria – este cambio del punto de trabajo óptimo en el DT puede llegar a ser de 5°F a 6°F. Los ingenieros de sistemas de control y de refrige-ración, que están desarrollando los nuevos sistemas distribuidos de hoy, han respondido recientemente a este reto desarrollando un nuevo algoritmo de control por diferencial de temperatura flo-tante, que funciona de manera similar a los algoritmos de presión de succión flotante existentes. Este control único de la capacidad del condensador, eliminará complicaciones en la calibración de la instalación, en incertidumbre del técnico de servicio y en las pérdidas de energía asociados con la aplicación de la estrategia de control por diferencial de temperatura del pasado.

Integrando los Componentes del sistema

Un simple componente, ya sea un compresor o un motor de alta eficiencia o un controlador electrónico ultra pre-ciso, puede llegar a tener un gran impacto en un sistema de refrigeración. Si consideramos el efecto acumulativo que puede producir la inte-gración de estos componentes dentro de un sis-tema ya diseñado para optimizar la presión de succión y reducir las caídas de presión en las lí-neas, podemos ver el valor que tiene un sistema de refrigeración distribuida cuando de ahorrar energía se trata.

Los datos recogidos en instalaciones reales nos dicen que hay una gran diferencia en el costo de la energía entre un sistema conven-cional de compresores en paralelo y un sistema de refrigeración distribuida. Cuando se aúnan la última tecnología en compreso-res Scroll, ventiladores con control de velocidad variable y control electrónico, en un sistema de refrigeración distribuida que apli-que la estrategia de presión de succión flotante y de baja presión de condensación, el costo de la energía eléctrica puede reducirse hasta en un 20%.

Aún puede lograrse un nivel de ahorro superior cuando el criterio de optimización de la demanda se expande a toda la tienda, des-de los compresores hasta la iluminación, a través de un sistema de control integrado de las instalaciones.

La confiabilidad es la consideración más importante en cualquier instalación de refrigeración. Además de asegurar que todos los sistemas estén activos y funcionando, hay circunstancias donde los componentes en un equipamiento confiable también estable-cen el rumbo del mejoramiento de la eficiencia.

En los sistemas de refrigeración distribuida esto ocurre de dos formas: en primer término, cuando los componentes de un sis-tema operan confiablemente, conducen a mayores ahorros de energía y menores costos de mantenimiento y en segundo tér-mino cuando toda la instalación trabaja de forma más confiable, se logra un estado de optimización del consumo de energía que brinda un prolongado retorno de la inversión a través del tiempo. Hay numerosos ejemplos donde un componente confiable tiene también incidencia sobre un desempeño eficiente de la instala-ción. El diseño simple del compresor Scroll lo hace intrínsicamen-te más confiable, ya que cuenta solo con tres partes móviles. Me-nos partes móviles implican menor riesgo de fallas, la supresión de movimientos alternativos brinda menos vibraciones y dado que no hay pistones para comprimir el gas, no hay pérdida de rendimiento volumétrico debido a la re-expansión del mismo. El compresor Scroll carece de válvulas por lo que no hay posibilidad de falla de cierre de las mismas.

Los compresores Digital Scroll son otro excelente ejemplo donde la confiabilidad impacta directamente sobre la eficiencia. La mo-dulación digital de la capacidad minimiza los ciclos de arranque-parada, lo que trae aparejados beneficios tanto desde el punto de vista del ahorro de energía como de la vida útil del compresor. Todos estos ejemplos se traducen en una reducción directa de costos para la tienda, especialmente cuando la reducción de cos-tos de mantenimiento se logran a través de menores índices de falla.

Aplicando tecnologías de ahorro de energía

Pueden lograrse ganancias más significativas cuando un sistema distribuido opera a su máxima confiabilidad. Como fue destacado anteriormente, los sistemas distribuidos utilizan menos tubería lo que reduce el riesgo de fugas.

Un nivel de carga correcto, reduce el tiempo de funcionamiento y por lo tanto el consumo de energía. Un nivel de carga correcto también asegura el correcto enfriamiento del motor del compre-sor mediante el gas de retorno, manteniendo la confiabilidad del sistema. Finalmente un nivel correcto de carga asegura la mejor conservación de los productos reduciendo el descarte o desper-dicio.

Aplicando más tecnologías energéticamente eficientes a sistemas de refrigeración nuevos o existentes, pueden generar un ahorro de energía de modo relativamente sencillo. Pero el mantener esas ganancias es difícil. Algunos puntos de fricción incluyen:

• Anular los mandos de velocidad variable.• Variación en la programación de descongelamientos. • Subir o bajar el punto de trabajo establecido para la presión

de operación.• Fallas del equipo o problemas con las condiciones de trabajo

del mismo.• Condensadores con bajo rendimiento.• Fallas del sistema de control que provoquen un funcionamien-

to ineficiente.

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Una de las mejores maneras de obtener un ahorro de energía y mantener el rendimiento del sistema, es a través del monito-reo permanente del equipo. La primera línea de protección es la verificación de la calibración de los puntos de trabajo mediante una rutina automática de verificación a detectar, corregir y evi-tar el desajuste de esos puntos debido al reajuste o recalibración realizado por personal de servicio técnico mal informado o mal entrenado.

Si bien los estudios realizados han demostrado que la verificación periódica ayuda a conservar los ahorros, esta no es la solución total. La eficiencia del sistema y el ahorro de energía pueden perderse debido a la superposición de órdenes dadas por el sis-tema de control o a la operación en modo manual del sistema aún cuando se mantengan la programación correcta. Fallas en los equipos o ciertas condiciones ambientales pueden provocar pér-didas adicionales. En estos casos, un monitoreo de mantenimien-to basado en las condiciones del sistema, es una de las mejores maneras de eliminar el desperdicio de energía.

El algoritmo del monitoreo basado en las condiciones del siste-ma fue desarrollado para identificar los problemas que tengan un potencial para erosionar el ahorro de energía, y en consecuencia, emitir mensajes de advertencia y disparar alarmas para alertar al operador del supermercado. También puede reenviar la notifica-ción si el sistema no detecta que el trabajo de reparación se haya efectuado.

Esto requiere la instalación de sensores adicionales para permi-tir la detección remota de condiciones de trabajo incorrectas de los equipos que sean los mayores consumidores de energía de la instalación, debido a roturas, falta de mantenimiento, falla del sistema de control u operación manual del sistema. Los senso-res están enclavados en el sistema de refrigeración distribuida, quedando preparados para detectar condiciones no deseadas y poder así emitir una advertencia temprana desde el momento mismo de su instalación.

Ultra alta eficiencia en el horizonte

Entonces, ¿cuál es la visión para el sistema de refrigeración distri-

buida del mañana? Cuando todos los componentes de un sistema de refrigeración de arquitectura distribuida estén totalmente in-tegrados, la administración de energía se realizará a su más alto nivel.

El máximo objetivo es construir un marco inteligente donde todo, desde los componentes individuales del sistema de refrigeración al más amplio sistema de calefacción, ventilación y aire acondi-cionado, pasando por la iluminación estén conectados, monito-reados y manejados desde un punto centralizado (Fig 8).

Los propietarios y los operadores de tiendas podrán entonces ver: qué locales de su cadena están funcionando a su máxima eficiencia y cuáles están necesitando de alguna tarea de mante-nimiento, mejora de los equipos, o renovaciones para mejorar la eficiencia de toda la tienda. La arquitectura de control de administración de sistemas de tiendas, harán de esta visión una realidad, proveyendo una inte-gración sin solución de continuidad de todos los sistemas de un supermercado. Este grado de conectividad automatiza la comu-nicación entre unidades, balanceando cargas, monitoreando el consumo de potencia y mucho más.

Considere el siguiente panorama: En una tienda inteligente, se puede detectar que la iluminación del local está operando a su máxima intensidad, o se pueden evitar picos de consumo mo-dificando levemente la presión de evaporación del sistema de refrigeración, sacando algún sistema de servicio o adelantando su descongelamiento, o disminuir la iluminación de algún sector, de forma de balancear el consumo de energía en un período en particular. Este grado de manejo de la energía sólo puede ocurrir cuando todos los sistemas están comunicados entre sí en tiempo real y durante las 24 horas del día.

La optimización de la eficiencia en sistemas frigoríficos se logra a través de: la integración de componentes más confiables, lo más avanzado en controladores electrónicos, y servicios de monitoreo inteligentes. Cuando estas piezas se unen en la creación de nue-vos sistemas distribuidos, los operadores de tiendas se beneficia-rán al obtener un menor consumo de energía, menores costos operativos y por ende un negocio mucho más rentable.

Fig. 8

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Para los profesionales del rubro de climatización de nuestro país, si bien siempre han tenido conocimiento de la existencia de la bacteria Legionella, tradicionalmente solo se han tomado precauciones en los diseños de agua caliente sanitaria, donde normalmente se acumula agua a 60ºC, inhibiendo a la bacteria y contrarrestando su propagación.

Artículo elaborado por María Teresa Ulloa Flores, MsCs.Ph(c), Laboratorio de Patógenos Respiratorios. Programa Microbiología-Micología, ICBM. Facultad de Medicina,

Universidad de Chile. Joaquín Reyes Ruz, Cintec S.A.

Legionella Pneumophila y Legionelosis

RELEVANCIA EN SALUD PÚBLICA

• La frecuente presentación en forma de brote.• Su alta letalidad en personas de edad avanzada y/o con

enfermedades respiratorias o que comprometan su siste-ma inmunitario.

• El fuerte impacto económico en el sector del turismo.• La posibilidad de prevención mediante el control de las

instalaciones que utilizan agua

Dado que la Legionella no se diagnostica sistemáticamente en nuestro país, los casos, probablemente, deben haber sido diag-nosticados simplemente como neumonía, sin el establecimiento del agente etiológico específico. Luego la bacteria Legionella, ante los ingenieros y diseñadores del rubro climatización, apare-cía como un problema de países del hemisferio norte. En los últimos años se ha comenzado a investigar la presencia de Legionella tanto ambiental como clínica en el laboratorio de respiratorios del Programa de Microbiología- Micología del ICBM. Facultad de Medicina, Universidad de Chile y existe información cierta, que permite confirmar que nuestro país no está ajeno a la presencia de Legionella pneumophila. Luego, los profesionales del rubro de la climatización y de instalaciones sanitarios, deben estudiar esta amenaza, para poder tomar medidas de mitigación y protección en el diseño y operación de instalaciones, que pre-sentan riesgos de proliferación de la bacteria, que puede conducir a brotes, con impacto en la salud pública y en las actividades nor-males de los involucrados en torno al brote.

¿Qué es la Legionella pneumophila?

Es una bacteria presente en forma libre y natural en lagos y re-presas de agua dulce, en hábitat natural, encontrándose como

parásito de amebas o formando parte del biofilm. Desde su há-bitat en el agua natural, pasa a las fuentes como estanques de aguas detenidas o con poco movimiento, donde se desarrolla, más aun si encuentra temperaturas adecuadas para su prolife-ración, desde las cuales puede transmitirse al hombre por medio de algún método aerosol, que permite que micro-gotas de agua contaminadas con Legionella pneumophila, sean inhaladas por el hombre, ingresando a su sistema respiratorio. El proceso ante-rior, se desarrolla sin restricciones porque una de las característi-cas observadas de la Legionella pneumophila, es su resistencia al tratamiento de cloro, habitual en las redes del agua potable.

Se han descrito 64 serogrupos de Legionella pneumophila, pero el serogrupo1: SG1, da cuenta del 90% de las infecciones en el hombre.

¿Cómo se contagia?

El contagio se produce por la inhalación de micro- aerosoles de

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agua que contienen bacterias. El tamaño de micro-gota medio de 3 a 5 micrones, presenta las mejores condiciones de contagio, ya que se mantienen fácilmente en suspensión en el aire y son aptas para inhalar fácilmente alcanzando los alveolos pulmonares. Las aplicaciones de instalaciones de climatización con aerosol (atomi-zación de agua) se presenta en: • En duchas de agua fría y caliente, aunque el mayor riesgo se

presenta con agua caliente• Agua fría y caliente de lavaderos, lavamanos y lavaplatos. • Descarga de aire mezclado con micro-gotas de agua, desde

torres de enfriamiento, condensadores enfriados por agua, enfriadores evaporativos, lavadores de aire, etc.

• Humectadores de aire, con agua atomizada o spray (no aplica en humectadores donde el vapor de agua se vaporiza por me-dio de agua hervida o sobrecalentada).

• Aplicaciones de aguas ornamentales, piscina, spa (jacuzzi, hot-tub, etc).

¿Cuáles son las manifestaciones clínicas?

Se reconocen dos formas clínico- epidemiológicas de la infec-ción por Legionella: La fiebre de Pontiac (forma no neumónica), la cual es clínicamen-te similar a la influenza, (flu-like) no está asociada a neumonía, es auto-limitada, generalmente los pacientes se restablecen espon-táneamente entre 3-5 días, sin tratamiento. La literatura señala que podría ser una reacción al antígeno inhalado y no a la acción de las bacterias propiamente tal.

Neumonías por Legionella pneumophila se caracterizan por un período de incubación de 2 a 10 días, y algunos síntomas más frecuentes que presentan los pacientes son: vómitos, diarrea, dolor abdominal, compromiso de conciencia, cefalea, fiebre alta, tos no productiva, escalofríos, hemoptisis en 1/3 de los pacien-tes, falla renal, frecuente hiponatremia e hipofosfatemia, mial-gia, anorexia. La radiografía de tórax frecuentemente incluye la imagen típica de neumonía con un rápido progreso a infiltrado inflamatorio, con compromiso básicamente en los lóbulos basa-les y derrame pleural, en un 25% de los pacientes se observan abscesos .

Epidemiológicamente los casos de Legionelosis se caracterizan porque:Se presenta con mayor frecuencia en hombres que en mujeres.

Se presentan con mayor prevalencia en los meses cálidos

• Las personas más susceptibles son:

- Personas mayores de 50 años.

- Fumadores (tabaquismo).

- Con deficiencia inmunológica.

- Enfermos de diabetes, cáncer y enfermedades pulmonares.

Condiciones de Propagación e Inhibición

La Legionella pneumophila modifica sus condiciones de amplifi-cación asociadas a la temperatura del agua en la que se encuen-tra:

• Con agua a menos de 20ºC, se encuentra viva, pero en estado aletargado, razón por lo cual en nuestro país, en su hábitat natural, dadas las temperaturas del agua en fuentes natura-les y en las redes de agua potable fría, representa bajo riesgo.

• Con agua entre 35 a 45ºC, es el rango óptimo para su proli-feración, que coincide con temperaturas de agua de duchas, lavado en general, juegos ornamentales, y descarga de aire de torres de enfriamiento y enfriadores evaporativos.

• Con agua a 50ºC, el 90% de las bacterias muere, luego de estar expuesta por dos horas continuas.

• Con agua a 65ºC, el 90% de las bacterias muere en 3 minutos.

• Con temperaturas sobre 70ºC, el 100% de las bacterias mue-re rápidamente.

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De los datos anteriores, se puede comprobar que en nuestro medio, la única medida utilizada tradicionalmente en diseños de climatización y agua sanitaria caliente, a saber, acumular agua ca-liente sanitaria a 60ºC, ha sido una medida que aparece efectiva, aunque en el otro extremo, en las descargas de aire (aerosol) de torres de enfriamiento tradicionalmente en nuestro medio, no se ha realizado ninguna acción de mitigación o inhibición.

También se confirma que agua detenida en estanques acumula-dores, (agua fría o caliente) y bateas de torre de enfriamiento y otros equipos de rechazo de calor, cuentan con condiciones ópti-mas para la proliferación de la bacteria Legionella pneumophila.

¿Por qué prestar atención a la Legionelosis?

Estudios microbiológicos realizados en nuestro laboratorio de Patógenos respiratorios de la Facultad de Medicina, Universidad de Chile en los últimos 5 años, hemos podido confirmar que la Legionella pneumophila está presente en nuestro país, y con re-sultados concretos que se resumen en:

• Se han identificado y aislado cepas de Legionella pneumophila, desde muestras de agua de circuitos de instalaciones de torres de enfriamiento, en Santiago. En un primer estudio realizado en 48 torres de enfriamiento en Santiago, se confirmó que en 4 de ellas 8, 3 %, había presencia de Legionella pneumophila, serogrupo 1 (SG1) con índices de 13.300/8.000/7.000 y 3.500 UFC/lt, donde valores sobre 10.000 UFC/lt son considerados de muy alto riesgo. Por otro lado, el agua de todas las torres de enfriamiento mostraron concentraciones de cloro bajo 0,3 ppm, y las recomendaciones para el control de Legionella es mantener concentraciones de cloro en rango de 1 a 2 ppm. (Reglamentación española y ASHRAE). También se determinó, de misma muestra, en términos cualitativos, que la presencia de sedimentos y bio-film en las bateas de la Torres de Enfria-miento, es una condición habitual, lo que es grave ya que se presenta la óptima condición para desarrollo y proliferación de la bacteria.

• Un segundo estudio sobre Legionella pneumophila ambiental realizado en nuestro laboratorio, entre el 2009-2011 compren-dió el análisis de 810 muestras de agua de diversos equipos, reveló la presencia de Legionella pneumophila en diversos equipos: Termo 17,6%; torres de enfriamiento 13,9% y con-densadores evaporativos 12,2%.

•En una población de un área definida de la Región Metropolita-na, mediante el análisis de 400 muestras de sangre de adultos, previo consentimiento informado, se evidenció que un 56,6% (224 muestras), presentaron anticuerpos anti Legionella pneu-mophila. La presencia de anticuerpos implica una exposición al agente en algún momento de su vida. Actualmente se están analizando estos resultados para establecer una asociación en-tre la presencia de niveles de anticuerpos (título) para Legio-nella pneumophila en esta población y potenciales fuentes de exposición al riesgo en el área investigada. Este estudio corres-ponde a la tesis de grado de Magister año 2011-2012, de la Sra. Virginia Fuentealba V. bajo la tutoría de María Teresa Ulloa, Ms Cs y como cotutora la Dra. Verónica Iglesias.

Ante la evidencia que la Legionella peumophila no es solo un pro-blema del Hemisferio Norte, sino, que también es una amenaza

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localmente, surge la necesidad de abordar la protección, la miti-gación e inhibición de la acción de la Legionella, ya que adquiere relevancia en la salud pública, teniendo presente que:

• Se presenta frecuentemente como casos esporádicos, pero existe la probabilidad de generar brotes (brote: evidencia epi-demiológica de que existe una fuente común de infección, con o sin evidencia microbiológica).

• Presenta alta letalidad en personas con factores de riesgo: edad avanzada; tabaquismo, con enfermedades respiratorias; con bajo nivel de inmunidad.

• Produce alarma social y altos costos económicos (por ejemplo en turismo), al presentarse brotes, que normalmente requie-ren tiempo para realizar diagnóstico y además determinar la fuente, pero, además en el intertanto se mantiene proliferan-do el brote.

Casos de brotes de Legionelosis destacados:

El primer brote diagnosticado corresponde a brote epidémico en la Convención Anual de la Legión Americana (de allí su nombre Legionella, o enfermedad del Legionario), realizado en Julio del 1976 (Verano) en Filadelfia, donde asistieron 4.000 legionarios, con 221 casos de neumonía diagnosticados, que causaron 34 muertes (15,3%). Solo en Enero del 1977, se logró identificar el agente causante común, la Legionella pneumophila, pero la fuen-te de propagación de la bacteria no fue identificada en ese mo-mento.

El brote más grande fue registrado en Murcia, España en Julio del 2001, con 800 casos diagnosticados y una mortalidad del 1%. La tipificación de las cepas, indico que la fuente fue aerosol impulsa-do por torres de enfriamiento.

Un último caso, se referencia porque la fuente se identificó y se ubicaba a varios kilómetros de distancia, de los casos diagnostica-dos, donde el penacho del aerosol era conducido por los vientos. El penacho con aerosol provenía de un lavador de aire con flujo de solo 60.000 m3/H, generando 56 casos y 10 personas falle-cidas (17,8%). Este brote se produjo en la ciudad de Sarpsborg, Noruega, en el verano (Junio) de 2005.

Acciones a seguir:

• Tomar conciencia de los riesgos, más aún que en nuestro país, no existen las condiciones óptimas para realizar diagnóstico, especialmente frente a situaciones de investigación y manejo de un brote.

• Informar y generar conciencia en los usuarios con instalacio-nes con riesgo, de modo, que adopten medidas y manteni-miento preventivo para prevenir y mitigar riesgos.

• Se recomienda incorporar en los proyectos y en los planes de mantención preventiva de toda instalación riesgosa, alguna

Otro caso de interés es el producido en feria “Flowers Show” en Holanda en el año 1999, con 318 casos diagnosticados y 32 muer-tes, cuya fuente de propagación fueron, probablemente, bañeras de hidromasaje contaminadas.

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norma Europea/ASHRAE, que permita prevenir, mitigar y dis-minuir los riesgos.

Algunas referencias son:

* Norma UNE-100.030: 2005; Guía para la prevención y control de la proliferación y diseminación de la Legionella en Instalaciones.

* Standard 12-2000 de ASHRAE, minimización del riesgo de Le-gionelosis asociados a instalacio-nes de agua en edificios.

* Real Decreto 865/2003. Criterios higiénicos – Sanitarios para la prevención y control de la Legio-nelosis.

Aplicaciones inadecuadas

En los últimos años, en el afán de lograr objetivos de maximizar eficiencia ener-gética, con menor inversión, se han ela-borado proyectos de agua caliente sani-taria, utilizando como fuente de calor, bombas de calor, aire-agua, de diseño estándar, que pueden levantar tempe-ratura del agua primaria a un máximo de 50ºC (solo en ciertas condiciones), luego, la máxima temperatura a lograr en el lado del agua caliente sanitaria será 45ºC, no solo insuficiente para controlar la proliferación de la Legione-lla, sino que justamente se ubica en el rango de temperatura óptimo para su proliferación. Al respecto, es adecuado diseñar bombas de calor, de alta tem-peratura, que permiten temperaturas de agua primaria en rangos de 65/70ºC, que permite acumular agua sanitaria a 60ºC. Una situación similar ocurre cuan-do se diseñan calderas del tipo conden-sación, que para obtener su máxima eficiencia, se operan con temperaturas

de agua primaria de 60ºC. Una salida a estos casos es diseñar un sistema complementario que permita que periódicamente la instalación de agua sanitaria completa (incluidas sus redes de ca-ñerías completas) opere con agua a 60ºC o más, tal como lo reco-miendan las normas arriba referenciadas.

Legionelosis está ampliamente reconocida en países desarro-llados. En Chile, actualmente existen las condiciones socio-eco-nómicas, culturales y ambientales que favorecen su desarrollo. Solo un estudio sistemático, que permita evidenciar la presencia ambiental y clínica de Legionella, permitirá develar una realidad, pero en el intertanto, con mayor razón nos obliga a tomar accio-nes para mejorar nuestros diseños y operación de instalaciones del rubro.