El CO₂ al abandonar los fermentadores pasa por unas columnas lavadoras con agua a 25 °C, posteriormente se envía al gasómetro donde se almacena, para pasar a la columna de lavado con permanganato de potasio con concentración 4,4 g/L. Para que las gotas de la solución de permanganato no pasen con el gas hacia el compresor reciprocante, en la parte superior de la salida del lavador de gas se coloca un separador de gotas, el que retiene las gotas arrastradas.

El CO₂ lavado se comprime en dos etapas de compresión. En la primera etapa el CO₂ (g) entra a una temperatura de 25 °C y una presión de 0,15 MPa y sale a 125 °C y 0,49 MPa. El CO₂ comprimido se enfría a presión constante, en el enfriador de la primera etapa desde 125 °C hasta 46 °C, eliminándose el incremento de energía del gas obtenido durante la compresión, por medio de agua de enfriamiento a 29 ºC. Las gotas de agua arrastradas con el CO₂ condensan, por lo que después de ser enfriado el gas a la salida de la primera etapa, pasa por un separador de gotas, y el agua separada se envía a la zanja, a través de los purgadores de agua de condensación que hay después de cada etapa.

En la segunda etapa el CO₂ entra a 46 ºC y 0,49 MPa comprimiéndose hasta una presión final de 1,6 MPa y 140 ºC, enfriándose en el enfriador de la segunda etapa desde 140 ºC hasta 30 °C. El gas continúa húmedo y comprimido hacia los secadores de sílica gel. Seguidamente el CO₂ pasa por los dos purificadores de carbón activado conectados en serie. Posteriormente se filtra para retener las posibles impurezas arrastradas.

El CO₂ ya lavado, comprimido, secado, purificado y filtrado pasa hacia el proceso de licuación, utilizando como medio de enfriamiento amoníaco líquido. La licuación del CO₂ se realiza en un intercambiador de tubos y coraza. El CO₂circula por el interior de los tubos y el amoníaco por la coraza del intercambiador. El CO₂ ya licuado a una presión de 1,6 MPa y a una temperatura de -28,55 ºC sale del intercambiador y se envía hacia los tanques de almacenamiento. Dichos tanques cuando están vacíos a la presión atmosférica, antes de adicionarles el CO₂ ya licuado, se llenan con CO₂ gaseoso. Es por este motivo que encima de cada tanque hay una válvula con una tubería de entrada de CO2 proveniente del filtro cerámico, por lo que se llena primero con CO₂ (g) a 1,6 MPa y después se empieza a llenar con CO₂ (l) a 1,6 MPa y, a medida que se va llenando el tanque, va desplazando el CO₂(g), el cual se envía hacia la tubería de entrada del licuefactor.

El vapor saturado de amoníaco que sale del colector del tope del intercambiador se envía a un compresor de dos etapas con enfriador intermedio que usa agua de enfriamiento a 29 ºC A la salida de la segunda etapa de compresión, pasa por el condensador de tubos y coraza (donde el gas pasa por la coraza y el agua de enfriamiento por los tubos del intercambiador), hasta licuarse. El amoniaco líquido se almacena en el colector de líquido ubicado debajo del condensador.

Los datos que se presentan fueron recolectados de la instrumentación del sistema de control de la planta y se seleccionaron los valores más frecuentes de operación.

En este trabajo se realizó el análisis del área de recuperación y purificación de CO₂ de una destilería cubana. Para la simulación del proceso se empleó el simulador Aspen Hysys v10.0 y se crearon dos listas de componentes. En la Tabla 1se presentan los componentes seleccionados.

Tabla 1. Tabla 1. Componentes seleccionados para la simulación.

Componente	Fórmula química
Lista de componentes 1
Etanol	C2H6O
Agua	H2O
Dióxido de carbono	CO2
Permanganato de potasio	KMnO4
Lista de componentes 2
Amoniaco	NH3

Fuente: elaboración propia.

Para la estimación de las propiedades, en el caso de la lista de componentes 1, se seleccionó el paquete de propiedades NRTL para el equilibrio entre el agua y las sustancias orgánicas a bajas presiones en la fase líquida e Ideal para la fase vapor; y para la lista de componentes 2 se usó el modelo de Antoine [20], aplicable para sistemas a bajas presiones y considerando que el comportamiento de la fase líquida es ideal [15].

Para la construcción del modelo de simulación se emplearon 11 módulos: Heat exchanger, Tee, Mixer, Pump, Air cooler, Set, Tank, Component splitter, Valve, Compressor y Absorber. El módulo Tank se utilizó para simular la disolución de permanganato de potasio en agua. La columna lavadora con agua y con permanganato de potasio se representó con el módulo Absorber, suministrando como dato la caída de presión (ΔP = 0 kPa).

El módulo Heat exchanger se utilizó para simular el enfriamiento del CO₂. El módulo Tee permitió simular las divisiones de flujo de agua hacia los enfriadores y condensadores. El módulo Mixer se empleó para la simulación de los puntos de mezcla del agua caliente proveniente de los enfriadores y condensadores. El módulo Pump simula los equipos de bombeo con una eficiencia adiabática de 75 %.

El módulo Air cooler (torre de enfriamiento) simula el proceso de enfriamiento del agua; se consideró que no hay caída de presión (ΔP = 0 kPa). El módulo Set permite simular la relación entre los flujos de dos corrientes en un primer caso entre el agua de lavado y el CO₂ (multiplicador: 1,5) y en otro entre el KMnO₄ y el agua de lavado (multiplicador: 225). Los valores del multiplicador se establecieron en correspondencia con los parámetros de operación en la planta. El módulo Component splitter se utilizó para simular la eliminación de la humedad que arrastra el CO_2. El módulo Valve se utilizó para simular las válvulas reductoras de presión suministrando como dato (ΔP = 1310 kPa). El módulo Compressor se empleó para aspirar el gas al pasar por las columnas de lavado. Los compresores de CO₂ y NH₃ son compresores reciprocantes. El modelo de simulación obtenido se presenta en la Figura 1.

Figura 1. Figura 1. Modelo de simulación del proceso de recuperación y purificación de CO2. Fuente: elaboración propia.

En la Tabla 2 se presentan los datos de las corrientes para la simulación.

Tabla 2. Tabla 2. Datos de las corrientes.

Corriente	Presión (kPa)	Temperatura (°C)	Fracción de vapor	Flujo (kg/h)	Composición
CO2fermentación	101,3	34	-	918	Agua 1,95 % Etanol 1,02 % CO2: 97,03 %
Agua de lavado	101,3	25	-	-	Agua 100 %
Agua	101,3	25	-	450	Agua 100 %
KMnO4	101,3	30	-	-	KMnO4: 100 %
CO2 comp 1	400	125	-	-	-
Agua salida 1		34	-	-	-
CO2 comp 2		25	-	-	-
CO2 comp	1 600	125	-	-	-
CO2 comprimido	-	25	-	-	-
CO2 seco	1 600	35	-	-	-
Agua salida 2		34	-	-	-
CO2 licuado	1 600	-	0	-	-
NH3		-	-	-	NH3: 100 %
NH3-1	90	-	1	-	-
NH3-2	350	60	-	-	-
NH3-3	-	-	1	-	-
NH3-4	1 400	166	-	-	-
NH3-5	-	-	0	-	-
Agua salida 3	-	34	-	-	-
Agua fría	101,3	29	-	-	Agua 100 %
Agua salida 4	-	42	-	-	-

Fuente: elaboración propia.

La validación del modelo de simulación obtenido se realizó a partir de la comparación de los resultados del simulador Aspen Hysys v10.0 con los datos reales del proceso y con la bibliografía consultada en correspondencia con cada modelo. Se calculó el error relativo para conocer en qué medida difieren los resultados.

A partir de la evaluación de las condiciones actuales de operación de la planta, el riesgo que representa la manipulación del NH₃ y el interés de analizar si es posible incrementar la eficiencia energética del ciclo de refrigeración, que puede reducir el consumo de energía en el proceso, se realiza el rediseño del ciclo de refrigeración donde se evaluaron cinco alternativas tecnológicas, con refrigerantes aprobados por el Protocolo de Montreal relativo a las sustancias que agotan la capa de ozono, para garantizar el menor porcentaje de pérdidas de calor y condiciones óptimas de operación del compresor:

- Alternativa 1. Sustitución del refrigerante R-717 (NH₃) por el 404a. El R-404a es una mezcla ternaria compuesta por 44 % (p/p) de pentafluoroetano (R-125), 52 % (p/p) de trifluoroetano (R-143a) y 4 % (p/p) de tetrafluoroetano (R-134a).

- Alternativa 2. Sustitución del refrigerante NH₃ por R-290 (C₃H8).

- Alternativa 3. Sustitución del refrigerante NH₃ por R-152a (C₂H₄F₂).

- Alternativa 4. Sustitución del refrigerante NH₃ por R-600a (C4H₁₀).

- Alternativa 5. Sustitución del refrigerante NH₃ por R-417a.

El R-417a es una mezcla ternaria compuesta por 46,6 % (p/p) de pentafluoroetano (R-125), 50 % (p/p) de tetrafluoroetano (R-134a) y 3,4 % (p/p) de butano (R-600a).

Las condiciones para el rediseño del ciclo de refrigeración son las siguientes:

- Variar la presión de succión del compresor para que la diferencia de temperatura entre el refrigerante y la temperatura del CO₂ en el evaporador se encontrara entre 3 - 5 °C.

- Variar la presión intermedia del compresor para que se cumpla que la razón de compresión de las etapas 1 y 2 sean iguales e igual a la razón de compresión óptima.

- Buscar la temperatura de descarga para cada etapa, que garantice una eficiencia en el compresor entre 78 - 80 % [21].

En la Tabla 3 se presentan los datos empleados para la simulación de las alternativas.

Tabla 3. Tabla 3. Valores utilizados para la simulación de las alternativas.

Alternativas	Corriente	Presión (kPa)	Temperatura (°C)	Fracción de vapor
1	R-404a -1	180	-	1
	R-404a -2	502	36	-
2	R-290-1	145	-	1
	R-290-2	451	39	-
3	R-152a-1	70	-	-
	R-152a-2	313	40	1
4	R-600a-1	25	-	-
	R-600a-2	187	40	1
5	R-417a-1	110	-	-
	R-417a-2	392	38	1

Fuente: elaboración propia.

Para la caracterización de las condiciones energéticas de funcionamiento de un ciclo de refrigeración, se usaron los indicadores energéticos de funcionamiento. Para la evaluación del ciclo de refrigeración del caso base y de las alternativas 1-5 se consideraron los siguientes indicadores operacionales:

Capacidad de refrigeración: Para la determinación de este indicador se siguió el procedimiento de cálculo planteado por [20]. La evolución del calor sensible se determinó por (1)

Donde mrefrigerante es el flujo del refrigerante (kg/s) y ΔH es la variación de entalpía (kJ/kg). El trabajo de compresión se determina a partir de la suma del trabajo de compresión de los ciclos de refrigeración por (2), en este caso se trabajó para dos ciclos.

(2)

Donde W_f, W_f1,y W_f2 es el trabajo de compresión total, etapa 1 y etapa 2, respectivamente. El trabajo del motor se determinó por (3).

Donde Wmotor es el trabajo del motor, nmec es el rendimiento mecánico, nelet es el rendimiento eléctrico y ntrans es el rendimiento de transmisión. El rendimiento mecánico debe estar entre 0,85 - 0,96, el rendimiento eléctrico entre 0,8 - 0,9 y el rendimiento de transmisión entre 0,95 - 1 [21]. Para el cálculo del rendimiento del ciclo se consideran valores de dichos rendimientos. Se fijó un valor de rendimiento mecánico de 0,91, de rendimiento de transmisión de 0,98 y de rendimiento eléctrico de 0,85. El calor rechazado en el condensador se calculó por (4).

La productividad volumétrica se determinó por (5).

Donde γ es la productividad volumétrica (kJ/m3), h_salida es la entalpía a la salida del evaporador (kJ/kg), h_entrada es la entalpía a la entrada del evaporador (kJ/kg) y V_esp es el volumen específico a la salida del evaporador (en la succión) (m³/kg). El coeficiente de funcionamiento (COP) se calculó mediante (6).

Donde q es el efecto refrigerante (kJ/kg]), Wc es el trabajo de compresión (kJ/kg), Q es la capacidad de refrigeración (kW) y P_r es la potencia real demandada por compresor (kW). El coeficiente de funcionamiento de Carnot se estimó por (7).

Donde COP_Carnot es el coeficiente de funcionamiento del ciclo de Carnot, T_evap es la temperatura de evaporación a la presión del evaporador (K) y T_cond es la temperatura de condensación a la presión del condenador (K). El rendimiento relativo se determinó por (8).

Donde CO_Preal es el coeficiente de funcionamiento del ciclo de refrigeración real y COP_Carnot es el coeficiente de funcionamiento del ciclo de Carnot.

En la Tabla 4 se presentan los resultados de la simulación del proceso de recuperación y purificación de CO₂ y su validación.

Tabla 4. Tabla 4. Comparación de los resultados de la simulación.

Parámetro	Planta real	Aspen Hysys	Error relativo (%)
Flujo másico de gas de fermentación en la columna de lavado (kg/h)	918,36	918,00	0,04
Fracción másica del CO2 a la entrada del compresor (adim.)	0,9910	0,9913	0,03
Flujo de gas a la entrada del compresor de CO2(kg/h)	900,0	895,4	0,51
Temperatura del CO2 a la entrada del compresor (°C)	25,00	25,15	0,60
Consumo de potencia del compresor de CO2 (kW)	40,00	43,12	7,80
Temperatura del NH3 a la entrada del evaporador (°C)	-35,00	-35,32	0,91
Flujo másico de NH3 en el evaporador (kg/h)	289,93	295,70	1,99

Fuente: elaboración propia

A partir de esta comparación se concluye que el modelo de simulación obtenido queda validado con un error relativo menor al 2 % para la mayoría de los parámetros analizados, excepto para la variable “consumo de potencia del compresor de CO₂” que el error relativo es de 7,8 %, lo cual es aceptable a escala industrial (< 10 %) según se plantea en [22]. Estos resultados son superiores a los obtenidos por Pérez y colaboradores [20] donde el modelo de simulación obtenido fue validado con un error relativo inferior al 15 %.

Se aprecia que para un flujo de 918 kg/h de CO₂ a la entrada de la columna se logra recuperar un 99,13 %, lo que demuestra que las impurezas que puedan acompañar al CO₂ lavado son mínimas. Esto es favorable ya que, el consumo del permanganato necesario para eliminar estas impurezas en la segunda columna es menor.

El flujo másico de amoníaco obtenido (295,7 kg/h) se corresponde con el criterio establecido de utilizar un flujo de NH₃ menor de 1 000 kg/h según el manual tecnológico de la planta.

La refrigeración eficiente y respetuosa consiste en eliminar el empleo de refrigerantes poco sostenibles y no amigables con el medio ambiente. En la Tabla 5 se muestra un resumen comparativo de los refrigerantes empleados en las alternativas estudiadas según bondades ambientales para determinar el más eficiente ecológicamente [21].

Tabla 5. Tabla 5. Comparación de los refrigerantes según su clasificación.

Parámetros	Alternativa 1 R-404a	Alternativa 2 R-290	Alternativa 3 R-152a	Alternativa 4 R-600a	Alternativa 5 R-417a
Toxicidad e inflamabilidad	A1 (baja toxicidad y no inflamable)	A3 (no tóxico, pero altamente inflamable)	A2 (baja toxicidad e inflamabilidad media)	A3 (no tóxico, pero altamente inflamable)	A1 (baja toxicidad y no inflamable)
Potencial de destrucción de ozono (ODP)	0	0	0	0	0
Potencial de calentamiento atmosférico (GWP)	3 922	3	124	3	0

Fuente: elaboración propia.

El análisis anterior indica que no existe un refrigerante óptimo sin ningún inconveniente. El potencial de calentamiento global (GWP) del R-404a de 3 922 es superior al nivel de 2 500 impuesto por el Reglamento Europeo 517/2014 sobre gases fluorados (F-Gas) [23] para equipos de refrigeración estacionarios para temperaturas superiores a -50 °C, a pesar de esto, no daña la capa de ozono, es de baja toxicidad y no es inflamable.

Entre los hidrofluorocarbonos (HFC) el uso del R-152a parece ser una opción prometedora debido a que es respetuoso con la capa de ozono y posee bajo potencial de calentamiento atmosférico (GWP) que es inferior a 150, solo se deben enfrentar los problemas de inflamabilidad para establecerlo. Sin embargo, es importante señalar que pertenece a la categoría A2 y es menos inflamable que el R-290 y el R-600a, que también son refrigerantes prometedores y usados. Por lo que el uso del R-152a debe realizarse con personal experimentado y con las normas de seguridad adecuadas.

El orden de más a menos eficiente según lo observado es el siguiente: R-417a, R-404a, R-152a, R-290 y R-600a. En este sentido para la selección del mejor refrigerante se deben tener en cuanta en paralelo los enfoques medioambientales y técnicos.

En la Tabla 6 se presentan los resultados obtenidos de la simulación de las alternativas propuestas. En el caso de las alternativas 1-5 a partir del rediseño del ciclo de refrigeración, buscando obtener mayor rendimiento.

Las modificaciones planteadas en las alternativas evaluadas no generan cambios en cuanto al consumo de potencia en el compresor de CO₂. La comparación entre las alternativas, desde el punto de vista termodinámico, requiere del análisis de varios factores, por cuanto se han modificado los parámetros de operación de cada uno de los ciclos con respecto a los del caso base, o sea, se han rediseñado los ciclos.

Tabla 6 Tabla 6 Resultados del rediseño del ciclo de refrigeración.

Parámetros	Unidades	Caso base (R-717)	Alternativa 1 (R-404a)	Alternativa 2 (R-290)	Alternativa 3 (R-152a)	Alternativa 4 (R-600a)	Alternativa 5 (R-417A)
Consumo de potencia del compresor de CO2	kW	20,75	20,75	20,75	20,75	20,75	20,75
Temperatura de entrada del refrigerante en el evaporador	°C	-33,52	-33,98	-33,59	-33,37	-32,41	-32,04
Temperatura del refrigerante a la salida del evaporador	°C	-30	-3	-10	-28	-24	-7
Flujo másico del refrigerante en el evaporador	kg/h	294,9	2 649	1 140	1 420	1 183	2 503
Presión del refrigerante a la salida del evaporador	kPa	100	180	145	70	25	110
Presión intermedia del compresor	kPa	374	502	451	313	187	392
Temperatura de descarga del refrigerante en la etapa 1 de compresión	°C	82	36	39	40	40	38
Temperatura de descarga del refrigerante en la etapa 2 de compresión	°C	168	87	88	112	109	86
Humedad a la salida de la válvula reductora	adim.	0,75	0,48	0,58	0,64	0,61	0,52

Fuente: elaboración propia.

Como se aprecia, las alternativas 1-5 tienen diferencias en la presión de entrada del refrigerante en el evaporador. Esto está motivado por haberse fijado la diferencia de temperatura entre el fluido refrigerante y el fluido enfriado en el mínimo recomendado para mantener las pérdidas exergéticas lo más bajas posibles. Al quedar fija la temperatura del refrigerante, la presión de trabajo en el evaporador corresponde a la presión de saturación a dicha temperatura, valor diferente para cada fluido refrigerante. Por otra parte, para fluidos refrigerantes clasificados como secos, se requiere sobrecalentar el vapor que sale del evaporador a los efectos de garantizar que el compresor maneje vapores sobrecalentados y no mezclas húmedas. Cuánto recalentar dependerá del fluido en cuestión, estableciéndose como criterio en este rediseño que el compresor trabajase con un rendimiento relativo interno de 0,8, valor que coincide con lo reportado en [24]. Por otra parte, la refrigeración depende de la masa de refrigerante y de la variación de entalpía entre el vapor sobrecalentado que se obtiene a la salida del evaporador y la mezcla húmeda que entra al evaporador. Esta diferencia tendrá dos componentes, el calor latente correspondiente a la diferencia entre vapor saturado y mezcla húmeda, y el calor sensible entre vapor sobrecalentado y vapor saturado. Mientras mayor sea la humedad de la mezcla húmeda mayor será la contribución del calor de latente (valor correspondiente para cuando la humedad sea 1 o sea el líquido saturado).

Estas diferencias entre calidad de la mezcla húmeda a la entrada del evaporador, calor latente de vaporización, temperatura de sobrecalentamiento del vapor a la salida del evaporador explican las diferencias entre los flujos másicos de refrigerante requeridos para lograr simulares capacidades de refrigeración.

A continuación, teniendo en cuenta diversos criterios [25]-[27], se comparan los refrigerantes para decidir el mejor de ellos desde el punto de vista técnico.

- Se requiere que el calor latente sea alto para que el consumo de refrigerante sea menor. El orden de mejor a peor sería R-600a, R-290, R-152a, NH₃, R-417a y R-404a.

- El volumen específico del vapor se requiere que sea pequeño para que el tamaño del compresor sea menor. El orden sería: R-404a, R-417a, R-290, R-152a, NH3 y R-600a.

- Las presiones en el evaporador no deben ser elevadas y superiores a la atmosférica. El orden sería R-404a, R-290, R-417a, NH3, R-152a y R-600a.

- En cuanto al COP se busca que sea el mayor. El orden sería NH3, R-290, R-417a, R-404a, R-152a y R- 600a.

- El trabajo del compresor en el caso base es menor que en las alternativas estudiadas, lo que implica mayor gasto de electricidad en el compresor. El orden de los refrigerantes según gasto de electricidad, de mayor a menor gasto es el siguiente: R-600a, R-152a, R-404a, R-417a, R-290 y NH₃.

En la Tabla 7 se muestran los resultados de los indicadores energéticos fundamentales del ciclo de refrigeración, evaluados para el caso base y las alternativas estudiadas. En cuanto al calor rechazado en el condensador, las condiciones más favorables son el caso base (NH3) y la alternativa 2 (R-290), pues es menor la cantidad de energía que hay que extraer por unidad de volumen de refrigerante, y por tanto se necesita menor cantidad de agua de la torre de enfriamiento, generando así dos fuentes de ahorro, consumo de agua de enfriamiento y por concepto de consumo de electricidad.

Tabla 7. Tabla 7. Indicadores operacionales para el sistema de refrigeración.

Indicador	Caso base (R-717)	Alternativa 1 (R-404a)	Alternativa 2 (R-290)	Alternativa 3 (R-152a)	Alternativa 4 (R-600a)	Alternativa 5 (R-417a)
Energía en el condensador (kW)	120,59	136,13	133	138,06	151,49	134,19
Energía en el evaporador (kW)	86,87	86,83	86,77	86,78	87,08	86,91
Calor latente en el evaporador (kJ/kg)	311,3	192	414,8	336,7	415,5	204,7
Volumen específico del vapor a la entrada del compresor (m3/kg)	1,1278	0,1871	0,3422	0,4409	1,4255	0,1885
Consumo de potencia en el compresor (kW)	45,14	49,84	48,40	53,52	67,41	49,29
Potencia del motor (kW)	59,55	65,75	63,85	70,60	88,93	65,02
Pcond/Pevap	14	9,44	9,66	20	56	12,73
Capacidad de refrigeración (t)	24,72	24,71	24,69	24,69	24,78	24,73
Productividad volumétrica (kJ/m3)	3 099,21	344,84	800,74	449,05	185,90	663,29
Coeficiente de funcionamiento real (adim)	1,92	1,74	1,79	1,62	1,29	1,76
Coeficiente de funcionamiento Carnot (adim)	3,42	3,42	3,44	3,46	3,52	3,54
Rendimiento relativo (%)	56,31	50,97	52,08	46,91	36,71	49,76

Fuente: elaboración propia.

El análisis del rendimiento relativo permite comparar cuán alejado está el ciclo real de la posibilidad de que opere entre los límites de temperaturas de saturación para las presiones de trabajo como se plantea para el ciclo inverso de Carnot. Por tanto, mientras más bajo respecto al Carnot sea el rendimiento relativo, más alejado está el sistema del comportamiento del ciclo de mayor eficiencia. En este sentido pudieran evaluarse otras alternativas para incrementar el rendimiento del ciclo como se plantea en [28], [29], destacándose un incremento del COP de hasta un 4 %, igualmente en [25] se evalúan diferentes condiciones de operación para el caso del refrigerante R-404a con valores de hasta 5,5 %.

Al comparar las cinco alternativas estudiadas, según el rendimiento relativo, se observa una diferencia menor al 20 %. Si se compara el caso base con las alternativas, se puede ver cómo el rendimiento relativo del caso base es superior en un 5,34 % para la alternativa 1, en un 4,23 % para la alternativa 2, en 9,40 % para la 3, en un 19,60 % de la 4, para la 5 en un 6,55 %. Esto se debe a que las alternativas realizadas implican un aumento de la potencia consumida en los compresores y como consecuencia el coeficiente de funcionamiento disminuye. Por lo que es este sentido y en comparación con los refrigerantes evaluados, el NH₃ es el más apropiado para el proceso.

Resultados similares se presentan en [26] donde se realiza un análisis comparativo de refrigerantes tanto desde el punto de vista ecológica como energético, en este caso se plantea que tantoel R-290 como el NH₃ se consideran favorables, destacándose el NH₃.

En el caso de [27] se destaca el NH₃ como refrigerante de cuarta generación e inocuo al medio ambiente, pero con valores de presión en el condensador y volumen especifico en vapor elevados, lo que coincide con los resultados que se presentan.

Como en las alternativas evaluadas varían la masa de refrigerante, el consumo de potencia y el flujo de agua de enfriamiento; se realizó una valoración económica a partir del índice beneficio/costo, teniendo en cuenta el costo del refrigerante, electricidad y agua; considerando los precios reportados en la planta para servicios auxiliares y en [30] para los refrigerantes. Los costos por concepto de compra de electricidad representan los mayores valores respecto al costo total, siendo superiores al 95 % en todos los casos. A partir de los elementos considerados en el análisis, se determina que las alternativas estudiadas no presentan ningún ahorro para la planta, resultando la alternativa 3 la de mayores pérdidas con un incremento del costo total de un 48 % y una reducción de la relación beneficio/costo de 0,32.

En el desarrollo del caso de estudio para las dos etapas de compresión del sistema de refrigeración del proceso, se analizó la influencia que tiene la temperatura de succión sobre la eficiencia y el trabajo del compresor en la primera etapa y la de descarga en la segunda etapa con respecto a la eficiencia, el trabajo del compresor y el calor cedido en el condensador. Se determinó, en la etapa 1, una relación directa entre la temperatura de succión y la eficiencia del compresor (7-20 % de disminución), e inversa con respecto al trabajo (4-6 kW). En la etapa 2, con el aumento de la temperatura de descarga aumenta el trabajo de compresión (5-7 kW) para dicha etapa y el calor cedido en el condensador (0,2 kJ/h aproximadamente), mientras que la eficiencia del compresor disminuye (14-20 %).