ESTUDIO DE RECUPERACIÓN DE CALOR
PARA LOS MOTORES DE COMBUSTIÓN INTERNA
DE FERROVIARIA ANDINA
HEAT RECOVERY STUDY FOR INTERNAL
COMBUSTION ENGINES AT FERROVIARIA ANDINA
Sami Diab Abu Ghosh Borja
Universidad Mayor de San Andrés, Bolivia
Jaime Eduardo Sánchez Guzmán
Universidad Mayor de San Andrés, Bolivia
pág. 8099
DOI: https://doi.org/10.37811/cl_rcm.v10i2.23802
Estudio de Recuperación de Calor para los Motores de Combustión
Interna de Ferroviaria Andina
Sami Diab Abu Ghosh Borja1
samiabughoshborja@gmail.com
https://orcid.org/0009-0003-2684-4586
Instituto de Investigaciones Mecánicas y
Electromecánica – IIME
Universidad Mayor de San Andrés
La Paz – Bolivia
Jaime Eduardo Sánchez Guzmán
jedsanguz@gmail.com
https://orcid.org/0009-0000-6204-3610
Instituto de Investigaciones Mecánicas y
Electromecánica – IIME
Universidad Mayor de San Andrés
La Paz – Bolivia
RESUMEN
Este estudio tuvo por objeto determinar el mejor sistema de aprovechamiento de calor desperdiciado
para motores ferroviarios, con potencias máximas en el eje de 1 500 kW. Se cuantificó el calor total de
desperdicio, del motor de una locomotora serie 1000 de la empresa Ferroviaria Andina S.A., en sus
diversas corrientes sumidero. La medición de variables se realizó una sola vez. Los gases de escape son
la corriente de mayor capacidad energética y temperatura, con potencias entre 1 600 y 2 300 kW,
determinadas luego de estimar los valores de potencia en el eje para distintos notch de la locomotora.
Con un ciclo Rankine puede recuperarse parte del calor desperdiciado, y generar hasta 400,9 kW de
potencia eléctrica utilizando el notch 5, evitando usar el 6, 7 y 8. Luego, esta potencia puede reinyectarse
en la locomotora. El sistema debe instalarse en un vagón extra de la máquina. Con un ciclo de operación
de la locomotora de cinco días a la semana y durante las cuatro semanas del mes, el ROI de implementar
este sistema es del 20,69%, es decir, la inversión será recuperada en aproximadamente tres años y
medio, luego de los cuales la empresa percibirá una ganancia neta anual de aproximadamente
Bs. 800 000.
Palabras clave: recuperación de calor, calor de desperdicio, locomotora, ciclo rankine
1 Autor principal
Correspondencia: samiabughoshborja@gmail.com
DOI: https://doi.org/10.37811/cl_rcm.v10i2.23802
Estudio de Recuperación de Calor para los Motores de Combustión
Interna de Ferroviaria Andina
Sami Diab Abu Ghosh Borja1
samiabughoshborja@gmail.com
https://orcid.org/0009-0003-2684-4586
Instituto de Investigaciones Mecánicas y
Electromecánica – IIME
Universidad Mayor de San Andrés
La Paz – Bolivia
Jaime Eduardo Sánchez Guzmán
jedsanguz@gmail.com
https://orcid.org/0009-0000-6204-3610
Instituto de Investigaciones Mecánicas y
Electromecánica – IIME
Universidad Mayor de San Andrés
La Paz – Bolivia
RESUMEN
Este estudio tuvo por objeto determinar el mejor sistema de aprovechamiento de calor desperdiciado
para motores ferroviarios, con potencias máximas en el eje de 1 500 kW. Se cuantificó el calor total de
desperdicio, del motor de una locomotora serie 1000 de la empresa Ferroviaria Andina S.A., en sus
diversas corrientes sumidero. La medición de variables se realizó una sola vez. Los gases de escape son
la corriente de mayor capacidad energética y temperatura, con potencias entre 1 600 y 2 300 kW,
determinadas luego de estimar los valores de potencia en el eje para distintos notch de la locomotora.
Con un ciclo Rankine puede recuperarse parte del calor desperdiciado, y generar hasta 400,9 kW de
potencia eléctrica utilizando el notch 5, evitando usar el 6, 7 y 8. Luego, esta potencia puede reinyectarse
en la locomotora. El sistema debe instalarse en un vagón extra de la máquina. Con un ciclo de operación
de la locomotora de cinco días a la semana y durante las cuatro semanas del mes, el ROI de implementar
este sistema es del 20,69%, es decir, la inversión será recuperada en aproximadamente tres años y
medio, luego de los cuales la empresa percibirá una ganancia neta anual de aproximadamente
Bs. 800 000.
Palabras clave: recuperación de calor, calor de desperdicio, locomotora, ciclo rankine
1 Autor principal
Correspondencia: samiabughoshborja@gmail.com
pág. 8100
Heat Recovery Study for Internal Combustion Engines at Ferroviaria
Andina
ABSTRACT
This study aimed to determine the optimal waste heat utilization system for railway engines with
maximum shaft power of 1 500 kW. The total waste heat of a Series 1000 locomotive engine belonging
to Ferroviaria Andina S.A. was quantified in its various sink streams. Variable measurements were
performed only once. Exhaust gases represent the stream with the greatest energy capacity and
temperature, with power outputs between 1 600 and 2 300 kW, determined after estimating shaft power
values for different locomotive notches. A Rankine cycle can recover some of the wasted heat and
generate up to 400,9 kW of electrical power using notch 5, avoiding the use of notches 6, 7, and 8. This
power can then be reinjected into the locomotive. The system must be installed in an extra car of the
train. With a locomotive operating cycle of five days a week, four weeks a month, the ROI of
implementing this system is 20,69%, meaning the investment will be recovered in approximately three
and a half years, after which the company will receive an annual net profit of approximately
Bs. 800 000.
Keywords: heat recovery, waste heat, locomotive, rankine cycle
Artículo recibido 20 marzo 2026
Aceptado para publicación: 15 abril 2026
Heat Recovery Study for Internal Combustion Engines at Ferroviaria
Andina
ABSTRACT
This study aimed to determine the optimal waste heat utilization system for railway engines with
maximum shaft power of 1 500 kW. The total waste heat of a Series 1000 locomotive engine belonging
to Ferroviaria Andina S.A. was quantified in its various sink streams. Variable measurements were
performed only once. Exhaust gases represent the stream with the greatest energy capacity and
temperature, with power outputs between 1 600 and 2 300 kW, determined after estimating shaft power
values for different locomotive notches. A Rankine cycle can recover some of the wasted heat and
generate up to 400,9 kW of electrical power using notch 5, avoiding the use of notches 6, 7, and 8. This
power can then be reinjected into the locomotive. The system must be installed in an extra car of the
train. With a locomotive operating cycle of five days a week, four weeks a month, the ROI of
implementing this system is 20,69%, meaning the investment will be recovered in approximately three
and a half years, after which the company will receive an annual net profit of approximately
Bs. 800 000.
Keywords: heat recovery, waste heat, locomotive, rankine cycle
Artículo recibido 20 marzo 2026
Aceptado para publicación: 15 abril 2026
pág. 8101
INTRODUCCIÓN
La planificación energética mundial requiere de desarrollos tecnológicos continuos en el
aprovechamiento de la energía para alcanzar mejores eficiencias. Esto es especialmente aplicable para
el contexto boliviano, que en los últimos años se ha caracterizado por crisis energética, declinación de
la producción hidrocarburífera nacional, y fuga de divisas por importación de combustibles.
La demanda mundial de petróleo y gas natural es actualmente del 55% del consumo energético primario
mundial (CAPP, 2025), y agencias internacionales como la IEA (International Energy Agency)
proyectan un aumento constante de esta demanda al menos por las siguientes dos décadas (CAPP, 2025),
de modo que se hace preciso alcanzar un mayor control de emisiones contaminantes y disminución de
la huella de carbono de las fuentes de energía que usamos.
Motores diésel de grandes capacidades se utilizan para la propulsión de locomotoras. Estas máquinas
no trabajan a su capacidad plena, ya que gran parte de la energía del combustible es desperdiciada y
transferida a la atmósfera en forma de calor. Según datos de Ferguson (1986), el balance energético de
motores diésel indica que alrededor del 45% de la energía del combustible se desperdicia en los gases
de escape, y del 10 al 15% a través del refrigerante. En motores de gasolina alrededor del 30% se
desperdicia a través de los gases de escape, y un 28% por el líquido refrigerante (Wettststädt & Dubbel,
1975). Este calor subproducto puede recuperarse y reinyectarse como potencia eléctrica en la máquina,
para abastecer otras demandas energéticas o mejorar la potencia actual, con lo que se mejora la
eficiencia del equipo, se reduce el consumo de combustible, y se consiguen menores relaciones de
emisiones contaminantes a energía útil generada.
La tecnología de recuperación de calor de desperdicio, WHR (Waste Heat Recovery), consiste en dar
un uso funcional al calor que normalmente sería transferido al ambiente (Jääskeläinen, DieselNet,
2019). Según Jääskeläinen (2019), la utilidad de una fuente de calor para propósitos de WHR, depende
de tres factores: i) su temperatura, ii) la cantidad de calor disponible, III) y la cantidad de calor que
puede recuperarse. Según estos factores, uno de los candidatos potenciales para WHR entre las
corrientes de calor subproducto de motores de combustión interna, es la corriente de gases de escape
(Jääskeläinen, DieselNet, 2019).
INTRODUCCIÓN
La planificación energética mundial requiere de desarrollos tecnológicos continuos en el
aprovechamiento de la energía para alcanzar mejores eficiencias. Esto es especialmente aplicable para
el contexto boliviano, que en los últimos años se ha caracterizado por crisis energética, declinación de
la producción hidrocarburífera nacional, y fuga de divisas por importación de combustibles.
La demanda mundial de petróleo y gas natural es actualmente del 55% del consumo energético primario
mundial (CAPP, 2025), y agencias internacionales como la IEA (International Energy Agency)
proyectan un aumento constante de esta demanda al menos por las siguientes dos décadas (CAPP, 2025),
de modo que se hace preciso alcanzar un mayor control de emisiones contaminantes y disminución de
la huella de carbono de las fuentes de energía que usamos.
Motores diésel de grandes capacidades se utilizan para la propulsión de locomotoras. Estas máquinas
no trabajan a su capacidad plena, ya que gran parte de la energía del combustible es desperdiciada y
transferida a la atmósfera en forma de calor. Según datos de Ferguson (1986), el balance energético de
motores diésel indica que alrededor del 45% de la energía del combustible se desperdicia en los gases
de escape, y del 10 al 15% a través del refrigerante. En motores de gasolina alrededor del 30% se
desperdicia a través de los gases de escape, y un 28% por el líquido refrigerante (Wettststädt & Dubbel,
1975). Este calor subproducto puede recuperarse y reinyectarse como potencia eléctrica en la máquina,
para abastecer otras demandas energéticas o mejorar la potencia actual, con lo que se mejora la
eficiencia del equipo, se reduce el consumo de combustible, y se consiguen menores relaciones de
emisiones contaminantes a energía útil generada.
La tecnología de recuperación de calor de desperdicio, WHR (Waste Heat Recovery), consiste en dar
un uso funcional al calor que normalmente sería transferido al ambiente (Jääskeläinen, DieselNet,
2019). Según Jääskeläinen (2019), la utilidad de una fuente de calor para propósitos de WHR, depende
de tres factores: i) su temperatura, ii) la cantidad de calor disponible, III) y la cantidad de calor que
puede recuperarse. Según estos factores, uno de los candidatos potenciales para WHR entre las
corrientes de calor subproducto de motores de combustión interna, es la corriente de gases de escape
(Jääskeläinen, DieselNet, 2019).
pág. 8102
En Bolivia, la recuperación de calor de desperdicio está principalmente enfocada a las plantas de
cogeneración (Sin Filtro Bolivia, 2018), y no se presta atención a los motores térmicos industriales con
potencias del orden de megawatts (Fields, 2016). En el caso de motores ferroviarios, podemos pensar
que es posible recuperar cantidades útiles de calor del proceso de combustión, a partir de los gases de
escape y del sistema de refrigeración. El objetivo de este estudio fue determinar el mejor sistema de
aprovechamiento del calor desperdiciado en estos motores, para locomotoras que operan en la altura
por encima de los 4 000 m.s.n.m. Los sistemas de calor y potencia combinados, llamados de
cogeneración o CHP (Combined Heat and Power), generan al mismo tiempo electricidad y calor útil de
una misma fuente de energía. Usualmente, los CHP aprovechan la energía de los gases de escape de la
unidad de combustión. Estos sistemas pueden configurarse de dos formas, como ciclo superior o
inferior. En el primero, el combustible es quemado en unidades primarias (motor de combustión interna,
turbina de gas o combustión, microturbina, celdas de combustible, etc.) para generación de electricidad
(Fields, 2016), y después el calor es aprovechado para demandas energéticas adicionales. En el ciclo
inferior, el combustible es quemado para abastecer calor útil a un proceso industrial, como un horno, y
el calor rechazado del proceso es recuperado para generación de potencia eléctrica (Fields, 2016). Esta
última configuración también recibe el nombre de WHP (Waste Heat to Power).
Figura 1. Ciclo superior de turbina de gas con CHP.
Fuente: (Mcdaniel & Zohuri, 2018).
La principal virtud de los sistemas WHP es que utilizan el calor de procesos térmicos existentes que de
otro modo sería desaprovechado, para producir electricidad o potencia mecánica, a diferencia de
procesos tradicionales que requieren un consumo energético adicional para este fin. Debido a esto, la
tecnología WHP es considerada cero emisiones (Heat is Power, s.f.).
En Bolivia, la recuperación de calor de desperdicio está principalmente enfocada a las plantas de
cogeneración (Sin Filtro Bolivia, 2018), y no se presta atención a los motores térmicos industriales con
potencias del orden de megawatts (Fields, 2016). En el caso de motores ferroviarios, podemos pensar
que es posible recuperar cantidades útiles de calor del proceso de combustión, a partir de los gases de
escape y del sistema de refrigeración. El objetivo de este estudio fue determinar el mejor sistema de
aprovechamiento del calor desperdiciado en estos motores, para locomotoras que operan en la altura
por encima de los 4 000 m.s.n.m. Los sistemas de calor y potencia combinados, llamados de
cogeneración o CHP (Combined Heat and Power), generan al mismo tiempo electricidad y calor útil de
una misma fuente de energía. Usualmente, los CHP aprovechan la energía de los gases de escape de la
unidad de combustión. Estos sistemas pueden configurarse de dos formas, como ciclo superior o
inferior. En el primero, el combustible es quemado en unidades primarias (motor de combustión interna,
turbina de gas o combustión, microturbina, celdas de combustible, etc.) para generación de electricidad
(Fields, 2016), y después el calor es aprovechado para demandas energéticas adicionales. En el ciclo
inferior, el combustible es quemado para abastecer calor útil a un proceso industrial, como un horno, y
el calor rechazado del proceso es recuperado para generación de potencia eléctrica (Fields, 2016). Esta
última configuración también recibe el nombre de WHP (Waste Heat to Power).
Figura 1. Ciclo superior de turbina de gas con CHP.
Fuente: (Mcdaniel & Zohuri, 2018).
La principal virtud de los sistemas WHP es que utilizan el calor de procesos térmicos existentes que de
otro modo sería desaprovechado, para producir electricidad o potencia mecánica, a diferencia de
procesos tradicionales que requieren un consumo energético adicional para este fin. Debido a esto, la
tecnología WHP es considerada cero emisiones (Heat is Power, s.f.).
pág. 8103
Figura 2. Diagrama de ciclo inferior CHP (o WHP).
Fuente: (Combined Heat and Power Partnership, 2022).
La eficiencia de los sistemas WHP depende principalmente de la temperatura de la fuente de calor
desperdiciado (Combined Heat and Power Partnership, 2022), y en general debe superar los 500°F para
que la generación de potencia sea económicamente viable (Combined Heat and Power Partnership,
2022). Tecnologías emergentes como los ciclos Rankine orgánicos, ORC (Organic Rankine Cycle),
permiten trabajar con límites de temperatura aún más bajos (Combined Heat and Power Partnership,
2022). En lugar de utilizar agua como fluido de trabajo, la tecnología ORC utiliza un fluido orgánico
con un punto de ebullición menor, de modo que hace posible reutilizar calor en rangos entre los 120°C
y 450°C (Terrapin, s.f.).
Para establecer la tendencia del aprovechamiento de calor en un motor de combustión interna, se
cuantifican las componentes del balance térmico, cuya ecuación es:
𝑄𝑡̇ = 𝑁 + 𝑄𝑤̇ + 𝑄𝑒̇ + 𝑄𝑜̇ + 𝑄𝑐𝑖̇ + 𝑄𝑎𝑑̇
Donde: 𝑄𝑡̇ – cantidad total de calor introducido al motor con el combustible, 𝑁 – calor equivalente al
trabajo efectivo del motor, 𝑄𝑤̇ – calor cedido al medio refrigerante, 𝑄𝑒̇ – calor que se llevan los gases
de escape del motor, 𝑄𝑜̇ – calor entregado al lubricante, 𝑄𝑐𝑖̇ – parte del calor del combustible que se
pierde debido a su combustión incompleta, 𝑄𝑎𝑑̇ – pérdidas menores, no incluidas en las demás
componentes del balance térmico, todos en 𝑘𝑊.
Para el calor total:
𝑄̇𝑡 = 𝑃𝐶𝐼
3 600 ∗ 𝑚𝑓̇
Donde: 𝑃𝐶𝐼 – poder calorífico inferior en 𝑘𝐽/𝑘𝑔, 𝑚𝑓̇ – flujo másico del combustible en 𝑘𝑔/ℎ.
Figura 2. Diagrama de ciclo inferior CHP (o WHP).
Fuente: (Combined Heat and Power Partnership, 2022).
La eficiencia de los sistemas WHP depende principalmente de la temperatura de la fuente de calor
desperdiciado (Combined Heat and Power Partnership, 2022), y en general debe superar los 500°F para
que la generación de potencia sea económicamente viable (Combined Heat and Power Partnership,
2022). Tecnologías emergentes como los ciclos Rankine orgánicos, ORC (Organic Rankine Cycle),
permiten trabajar con límites de temperatura aún más bajos (Combined Heat and Power Partnership,
2022). En lugar de utilizar agua como fluido de trabajo, la tecnología ORC utiliza un fluido orgánico
con un punto de ebullición menor, de modo que hace posible reutilizar calor en rangos entre los 120°C
y 450°C (Terrapin, s.f.).
Para establecer la tendencia del aprovechamiento de calor en un motor de combustión interna, se
cuantifican las componentes del balance térmico, cuya ecuación es:
𝑄𝑡̇ = 𝑁 + 𝑄𝑤̇ + 𝑄𝑒̇ + 𝑄𝑜̇ + 𝑄𝑐𝑖̇ + 𝑄𝑎𝑑̇
Donde: 𝑄𝑡̇ – cantidad total de calor introducido al motor con el combustible, 𝑁 – calor equivalente al
trabajo efectivo del motor, 𝑄𝑤̇ – calor cedido al medio refrigerante, 𝑄𝑒̇ – calor que se llevan los gases
de escape del motor, 𝑄𝑜̇ – calor entregado al lubricante, 𝑄𝑐𝑖̇ – parte del calor del combustible que se
pierde debido a su combustión incompleta, 𝑄𝑎𝑑̇ – pérdidas menores, no incluidas en las demás
componentes del balance térmico, todos en 𝑘𝑊.
Para el calor total:
𝑄̇𝑡 = 𝑃𝐶𝐼
3 600 ∗ 𝑚𝑓̇
Donde: 𝑃𝐶𝐼 – poder calorífico inferior en 𝑘𝐽/𝑘𝑔, 𝑚𝑓̇ – flujo másico del combustible en 𝑘𝑔/ℎ.
pág. 8104
El calor cedido al refrigerante:
𝑄𝑤̇ = (𝑚̇ 𝑐𝑝)𝑤 (𝑇𝑤𝑠𝑎𝑙 − 𝑇𝑤𝑒𝑛𝑡 )
Donde: 𝑚̇ – flujo másico del refrigerante en 𝑘𝑔/𝑠, 𝑐𝑝 – calor específico en 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝐾,
𝑇𝑤𝑠𝑎𝑙 y 𝑇𝑤𝑒𝑛𝑡 – temperaturas en 𝐾 a la salida y entrada del motor, respectivamente.
El calor entregado al aceite lubricante es:
𝑄𝑜̇ = (𝑚̇ 𝑐𝑝)𝑜 (𝑇𝑜𝑠𝑎𝑙 − 𝑇𝑜𝑒𝑛𝑡 )
Donde los términos son semejantes al anterior. Y finalmente, el calor que es llevado por los gases de
escape:
𝑄𝑒̇ = 𝑚̇𝑒 (𝑐𝑝 𝑇𝑒
∗ 𝑇𝑒 − 𝑐𝑝𝑜 ∗ 𝑇𝑜)
Donde el primer término es la cantidad de calor evacuado del cilindro con los gases de escape, y el
segundo la cantidad de calor introducida al cilindro del motor con la carga fresca, ambos en 𝑘𝑊,
𝑇𝑒 – temperatura de los gases quemados medida detrás del colector de escape, en 𝐾,
𝑇𝑜 – temperatura de la carga fresca que entra al cilindro del motor, en 𝐾.
Como una aproximación, pueden usarse las propiedades del aire para los cálculos de los gases de escape
de un motor diésel (Jääskeläinen, DieselNet Technology Guide, 2020).
METODOLOGÍA
Ferroviaria Andina S.A. es una empresa boliviana que brinda servicios integrales de transporte de carga
y pasajeros. Actualmente cuenta con más de 1 800 kilómetros de vía operativa en varios departamentos
de Bolivia, en La Paz, Oruro, Potosí, Cochabamba y Chuquisaca, y también vincula al país con Chile,
Argentina y Perú (Ferroviaria Andina S.A., s.f.). Ferroviaria Andina S.A. cuenta con tres series de
locomotoras, la 900, 1000 y SALI. Al haberles propuesto este estudio, por decisión de su directorio la
locomotora puesta a disposición fue la 1020, de la serie 1000, que tiene un motor diésel modelo MTU
12 V 956 TB 11 de uso muy difundido a través del mundo. La locación de las pruebas fue dentro de las
instalaciones del taller de la empresa, donde usualmente se realizan las pruebas de potencia de sus
motores ferroviarios.
Para investigar la cantidad de calor recuperable del motor ferroviario, se midieron las temperaturas de
las corrientes sumidero en su contexto natural, es decir, para todos los notch de la locomotora.
El calor cedido al refrigerante:
𝑄𝑤̇ = (𝑚̇ 𝑐𝑝)𝑤 (𝑇𝑤𝑠𝑎𝑙 − 𝑇𝑤𝑒𝑛𝑡 )
Donde: 𝑚̇ – flujo másico del refrigerante en 𝑘𝑔/𝑠, 𝑐𝑝 – calor específico en 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝐾,
𝑇𝑤𝑠𝑎𝑙 y 𝑇𝑤𝑒𝑛𝑡 – temperaturas en 𝐾 a la salida y entrada del motor, respectivamente.
El calor entregado al aceite lubricante es:
𝑄𝑜̇ = (𝑚̇ 𝑐𝑝)𝑜 (𝑇𝑜𝑠𝑎𝑙 − 𝑇𝑜𝑒𝑛𝑡 )
Donde los términos son semejantes al anterior. Y finalmente, el calor que es llevado por los gases de
escape:
𝑄𝑒̇ = 𝑚̇𝑒 (𝑐𝑝 𝑇𝑒
∗ 𝑇𝑒 − 𝑐𝑝𝑜 ∗ 𝑇𝑜)
Donde el primer término es la cantidad de calor evacuado del cilindro con los gases de escape, y el
segundo la cantidad de calor introducida al cilindro del motor con la carga fresca, ambos en 𝑘𝑊,
𝑇𝑒 – temperatura de los gases quemados medida detrás del colector de escape, en 𝐾,
𝑇𝑜 – temperatura de la carga fresca que entra al cilindro del motor, en 𝐾.
Como una aproximación, pueden usarse las propiedades del aire para los cálculos de los gases de escape
de un motor diésel (Jääskeläinen, DieselNet Technology Guide, 2020).
METODOLOGÍA
Ferroviaria Andina S.A. es una empresa boliviana que brinda servicios integrales de transporte de carga
y pasajeros. Actualmente cuenta con más de 1 800 kilómetros de vía operativa en varios departamentos
de Bolivia, en La Paz, Oruro, Potosí, Cochabamba y Chuquisaca, y también vincula al país con Chile,
Argentina y Perú (Ferroviaria Andina S.A., s.f.). Ferroviaria Andina S.A. cuenta con tres series de
locomotoras, la 900, 1000 y SALI. Al haberles propuesto este estudio, por decisión de su directorio la
locomotora puesta a disposición fue la 1020, de la serie 1000, que tiene un motor diésel modelo MTU
12 V 956 TB 11 de uso muy difundido a través del mundo. La locación de las pruebas fue dentro de las
instalaciones del taller de la empresa, donde usualmente se realizan las pruebas de potencia de sus
motores ferroviarios.
Para investigar la cantidad de calor recuperable del motor ferroviario, se midieron las temperaturas de
las corrientes sumidero en su contexto natural, es decir, para todos los notch de la locomotora.
pág. 8105
El estudio no involucró la manipulación intencional de estas temperaturas. La medición de temperaturas
se realizó una sola vez. Por tanto, el carácter del estudio es cuantitativo, descriptivo, no experimental,
tipo transversal (Hernández Sampieri, Méndez Valencia, Mendoza Torres , & Cuevas Romo, 2017).
En cuanto a las variables, las independientes son:
▪ Temperatura alta del aceite (𝑇𝑜𝑠𝑎𝑙 )
▪ Temperatura baja del aceite (𝑇𝑜𝑒𝑛𝑡 )
▪ Temperatura alta del refrigerante (𝑇𝑤𝑠𝑎𝑙 )
▪ Temperatura baja del refrigerante (𝑇𝑤𝑒𝑛𝑡 )
▪ Temperatura del colector de escape (𝑇𝑒)
▪ Temperatura del aire de admisión (𝑇𝑎)
▪ Temperatura del combustible (𝑇𝑓)
▪ Flujo másico de aceite lubricante (𝑚𝑜̇ )
▪ Flujo másico del refrigerante (𝑚𝑤̇ )
▪ Flujo másico de aire de admisión (𝑚𝑎̇ )
▪ Flujo másico de combustible (𝑚𝑓̇ )
▪ Potencia de la locomotora (𝑁)
Y las variables dependientes:
▪ Potencia de calor disipada a través del refrigerante (𝑄𝑤̇ )
▪ Potencia de calor disipada a través del aceite lubricante (𝑄𝑜̇ )
▪ Potencia de calor disipada a través de gases de escape (𝑄𝑒̇ )
▪ Indicador financiero (𝑅𝑂𝐼)
El estudio no involucró la manipulación intencional de estas temperaturas. La medición de temperaturas
se realizó una sola vez. Por tanto, el carácter del estudio es cuantitativo, descriptivo, no experimental,
tipo transversal (Hernández Sampieri, Méndez Valencia, Mendoza Torres , & Cuevas Romo, 2017).
En cuanto a las variables, las independientes son:
▪ Temperatura alta del aceite (𝑇𝑜𝑠𝑎𝑙 )
▪ Temperatura baja del aceite (𝑇𝑜𝑒𝑛𝑡 )
▪ Temperatura alta del refrigerante (𝑇𝑤𝑠𝑎𝑙 )
▪ Temperatura baja del refrigerante (𝑇𝑤𝑒𝑛𝑡 )
▪ Temperatura del colector de escape (𝑇𝑒)
▪ Temperatura del aire de admisión (𝑇𝑎)
▪ Temperatura del combustible (𝑇𝑓)
▪ Flujo másico de aceite lubricante (𝑚𝑜̇ )
▪ Flujo másico del refrigerante (𝑚𝑤̇ )
▪ Flujo másico de aire de admisión (𝑚𝑎̇ )
▪ Flujo másico de combustible (𝑚𝑓̇ )
▪ Potencia de la locomotora (𝑁)
Y las variables dependientes:
▪ Potencia de calor disipada a través del refrigerante (𝑄𝑤̇ )
▪ Potencia de calor disipada a través del aceite lubricante (𝑄𝑜̇ )
▪ Potencia de calor disipada a través de gases de escape (𝑄𝑒̇ )
▪ Indicador financiero (𝑅𝑂𝐼)
pág. 8106
Tabla 1. Instrumentos de medición de las variables. Elaboración propia.
Temperatura
Dimensión Indicador Instrumento de medición
𝑇𝑜𝑠𝑎𝑙 Temperatura alta del aceite Cámara termográfica, pirómetro y
termocupla𝑇𝑜𝑒𝑛𝑡 Temperatura baja del aceite
𝑇𝑤𝑠𝑎𝑙 Temperatura alta del refrigerante
𝑇𝑤𝑒𝑛𝑡 Temperatura baja del refrigerante
𝑇𝑒 Temperatura del colector de escape
𝑇𝑎 Temperatura del aire de admisión
𝑇𝑓 Temperatura del combustible
Flujo Másico
Dimensión Indicador Instrumento de medición
𝑚𝑜̇ Flujo másico de aceite lubricante Estudio de documentación técnica
𝑚𝑤̇ Flujo másico del refrigerante
𝑚𝑎̇ Flujo másico de aire de admisión
𝑚𝑓̇ Flujo másico de combustible
Demanda Energética
Dimensión Indicador Instrumento de medición
𝑁 Potencia de la locomotora Estudio del perfil de requerimiento
energético
Potencia de calor
Dimensión Indicador Instrumento de medición
𝑄𝑤̇
Potencia de calor disipada a través del
refrigerante
Cálculo de transferencia de calor
𝑄𝑜̇
Potencia de calor disipada a través del
aceite lubricante
𝑄𝑒̇
Potencia de calor disipada a través de
gases de escape
Indicador Financiero
Dimensión Indicador Instrumento de medición
𝑅𝑂𝐼 Retorno de la inversión Cálculo del indicador financiero
Tabla 1. Instrumentos de medición de las variables. Elaboración propia.
Temperatura
Dimensión Indicador Instrumento de medición
𝑇𝑜𝑠𝑎𝑙 Temperatura alta del aceite Cámara termográfica, pirómetro y
termocupla𝑇𝑜𝑒𝑛𝑡 Temperatura baja del aceite
𝑇𝑤𝑠𝑎𝑙 Temperatura alta del refrigerante
𝑇𝑤𝑒𝑛𝑡 Temperatura baja del refrigerante
𝑇𝑒 Temperatura del colector de escape
𝑇𝑎 Temperatura del aire de admisión
𝑇𝑓 Temperatura del combustible
Flujo Másico
Dimensión Indicador Instrumento de medición
𝑚𝑜̇ Flujo másico de aceite lubricante Estudio de documentación técnica
𝑚𝑤̇ Flujo másico del refrigerante
𝑚𝑎̇ Flujo másico de aire de admisión
𝑚𝑓̇ Flujo másico de combustible
Demanda Energética
Dimensión Indicador Instrumento de medición
𝑁 Potencia de la locomotora Estudio del perfil de requerimiento
energético
Potencia de calor
Dimensión Indicador Instrumento de medición
𝑄𝑤̇
Potencia de calor disipada a través del
refrigerante
Cálculo de transferencia de calor
𝑄𝑜̇
Potencia de calor disipada a través del
aceite lubricante
𝑄𝑒̇
Potencia de calor disipada a través de
gases de escape
Indicador Financiero
Dimensión Indicador Instrumento de medición
𝑅𝑂𝐼 Retorno de la inversión Cálculo del indicador financiero
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Los instrumentos de medición utilizados (Figura 3) son los de la Tabla 2:
Tabla 2. Instrumentos y equipos de medición utilizados.
No. Equipo Marca Modelo
1 Cámara termográfica FLIR FLIR-E49001 E60
2 Pirómetro FLUKE FLUKE 561
3 Termocupla COEL TE-AA/J
4 Anemómetro digital MASTECH MS6252B
Figura 3. Instrumentos y equipos de medición utilizados.
a) Cámara termográfica b) Pirómetro
c) Termocupla d) Anemómetro digital
Los instrumentos de medición utilizados (Figura 3) son los de la Tabla 2:
Tabla 2. Instrumentos y equipos de medición utilizados.
No. Equipo Marca Modelo
1 Cámara termográfica FLIR FLIR-E49001 E60
2 Pirómetro FLUKE FLUKE 561
3 Termocupla COEL TE-AA/J
4 Anemómetro digital MASTECH MS6252B
Figura 3. Instrumentos y equipos de medición utilizados.
a) Cámara termográfica b) Pirómetro
c) Termocupla d) Anemómetro digital
pág. 8108
RESULTADOS Y DISCUSIÓN
Las temperaturas medidas con el pirómetro de los sistemas del motor involucrados fueron:
Tabla 3. Temperaturas obtenidas con el pirómetro. Elaboración propia.
Temperaturas (°C)
Sistema NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
Admisión de Aire 35,0 32,8 30,7 30,1 28,5 28,6 30,5 34,4
Combustible 46,7 53,2 55,3 54,4 52,7 57,6 60,0 65,7
Refrigeración Salida2 64,0 63,8 61,4 67,2 68,0 69,9 71,6 73,9
Reingreso3 63,8 63,6 59,7 63,9 65,3 66,7 68,5 70,4
Lubricación Salida 66,0 67,9 68,1 73,5 75,6 77,8 82,0 84,0
Reingreso 64,4 62,3 63,0 65,0 68,6 71,5 74,0 76,6
Con la cámara termográfica se obtuvo:
Tabla 4. Temperaturas obtenidas con la cámara termográfica. Elaboración propia.
Temperaturas (°C)
Sistema NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
Admisión de Aire 43,2 39,5 35,6 32,8 31,6 31,5 33,2 38,1
Combustible 49,5 46,2 41,7 40,7 41,6 43,9 47,7 56,0
Refrigeración Salida4 81,5 80,4 76,9 84,2 85,3 87,0 89,0 92,3
Reingreso5 81,4 79,4 74,4 78,3 80,7 82,5 85,8 88,3
Lubricación Salida 85,5 87,4 89,7 96,0 100,2 104,0 107,6 115,1
Reingreso 83,2 85,2 85,4 89,2 93,6 98,2 101,2 104,3
Para los gases de escape, las temperaturas fueron:
Tabla 5. Temperaturas obtenidas con la termocupla. Elaboración propia.
Temperaturas (°C)
Sistema NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
Gases de Escape 235,0 355,0 419,0 561,0 655,0 699,0 725,0 731,0
2 La temperatura del refrigerante de salida es la “más alta” (luego de refrigerar el motor).
3 La temperatura del refrigerante de reingreso es la “más baja” (por ingresar al motor).
4 Ídem al sistema de refrigeración (“más alta”).
5 Ídem al sistema de refrigeración (“más baja”).
RESULTADOS Y DISCUSIÓN
Las temperaturas medidas con el pirómetro de los sistemas del motor involucrados fueron:
Tabla 3. Temperaturas obtenidas con el pirómetro. Elaboración propia.
Temperaturas (°C)
Sistema NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
Admisión de Aire 35,0 32,8 30,7 30,1 28,5 28,6 30,5 34,4
Combustible 46,7 53,2 55,3 54,4 52,7 57,6 60,0 65,7
Refrigeración Salida2 64,0 63,8 61,4 67,2 68,0 69,9 71,6 73,9
Reingreso3 63,8 63,6 59,7 63,9 65,3 66,7 68,5 70,4
Lubricación Salida 66,0 67,9 68,1 73,5 75,6 77,8 82,0 84,0
Reingreso 64,4 62,3 63,0 65,0 68,6 71,5 74,0 76,6
Con la cámara termográfica se obtuvo:
Tabla 4. Temperaturas obtenidas con la cámara termográfica. Elaboración propia.
Temperaturas (°C)
Sistema NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
Admisión de Aire 43,2 39,5 35,6 32,8 31,6 31,5 33,2 38,1
Combustible 49,5 46,2 41,7 40,7 41,6 43,9 47,7 56,0
Refrigeración Salida4 81,5 80,4 76,9 84,2 85,3 87,0 89,0 92,3
Reingreso5 81,4 79,4 74,4 78,3 80,7 82,5 85,8 88,3
Lubricación Salida 85,5 87,4 89,7 96,0 100,2 104,0 107,6 115,1
Reingreso 83,2 85,2 85,4 89,2 93,6 98,2 101,2 104,3
Para los gases de escape, las temperaturas fueron:
Tabla 5. Temperaturas obtenidas con la termocupla. Elaboración propia.
Temperaturas (°C)
Sistema NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
Gases de Escape 235,0 355,0 419,0 561,0 655,0 699,0 725,0 731,0
2 La temperatura del refrigerante de salida es la “más alta” (luego de refrigerar el motor).
3 La temperatura del refrigerante de reingreso es la “más baja” (por ingresar al motor).
4 Ídem al sistema de refrigeración (“más alta”).
5 Ídem al sistema de refrigeración (“más baja”).
pág. 8109
Dado que las temperaturas de la admisión de aire, combustible, refrigeración y lubricación fueron
medidas con dos instrumentos, para fines prácticos se tomará el valor promedio entre ambas medidas
(Figura 4).
Figura 4. Temperaturas vs. frecuencia de rotación del eje del motor. Elaboración propia.
0,0
5,0
10,0
15,0
20,0
25,0
30,0
35,0
40,0
45,0
50,0
600 800 1000 1200 1400 1600
ADMISIÓN DE AIRE
PIRÓMETRO CÁMARA TERMOGRÁFICA PROMEDIO
0,0
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30,0
40,0
50,0
60,0
70,0
600 800 1000 1200 1400 1600
COMBUSTIBLE
PIRÓMETRO CÁMARA TERMOGRÁFICA PROMEDIO
0,0
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50,0
60,0
70,0
80,0
90,0
100,0
600 800 1000 1200 1400 1600
REFRIGERACIÓN (SALIDA)
PIRÓMETRO CÁMARA TERMOGRÁFICA PROMEDIO
0,0
10,0
20,0
30,0
40,0
50,0
60,0
70,0
80,0
90,0
100,0
600 800 1000 1200 1400 1600
REFRIGERACIÓN (REINGRESO)
PIRÓMETRO CÁMARA TERMOGRÁFICA PROMEDIO
0,0
20,0
40,0
60,0
80,0
100,0
120,0
140,0
600 800 1000 1200 1400 1600
LUBRICACIÓN (SALIDA)
PIRÓMETRO CÁMARA TERMOGRÁFICA PROMEDIO
0,0
20,0
40,0
60,0
80,0
100,0
120,0
600 800 1000 1200 1400 1600
LUBRICACIÓN (REINGRESO)
PIRÓMETRO CÁMARA TERMOGRÁFICA PROMEDIO
Dado que las temperaturas de la admisión de aire, combustible, refrigeración y lubricación fueron
medidas con dos instrumentos, para fines prácticos se tomará el valor promedio entre ambas medidas
(Figura 4).
Figura 4. Temperaturas vs. frecuencia de rotación del eje del motor. Elaboración propia.
0,0
5,0
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600 800 1000 1200 1400 1600
ADMISIÓN DE AIRE
PIRÓMETRO CÁMARA TERMOGRÁFICA PROMEDIO
0,0
10,0
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50,0
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70,0
600 800 1000 1200 1400 1600
COMBUSTIBLE
PIRÓMETRO CÁMARA TERMOGRÁFICA PROMEDIO
0,0
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600 800 1000 1200 1400 1600
REFRIGERACIÓN (SALIDA)
PIRÓMETRO CÁMARA TERMOGRÁFICA PROMEDIO
0,0
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REFRIGERACIÓN (REINGRESO)
PIRÓMETRO CÁMARA TERMOGRÁFICA PROMEDIO
0,0
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600 800 1000 1200 1400 1600
LUBRICACIÓN (SALIDA)
PIRÓMETRO CÁMARA TERMOGRÁFICA PROMEDIO
0,0
20,0
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600 800 1000 1200 1400 1600
LUBRICACIÓN (REINGRESO)
PIRÓMETRO CÁMARA TERMOGRÁFICA PROMEDIO
pág. 8110
Finalmente, los valores de temperatura que se tomarán son:
Tabla 6. Temperaturas. Elaboración propia.
Temperaturas (°C)
Sistema NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
Admisión de Aire (𝑇𝑎) 39,1 36,2 33,2 31,5 30,1 30,1 31,9 36,3
Combustible (𝑇𝑓) 48,1 49,7 48,5 47,6 47,2 50,8 53,9 60,8
Refrigeración Salida (𝑇3) 72,8 72,1 69,2 75,7 76,6 78,5 80,3 83,1
Reingreso (𝑇4) 72,6 71,5 67,1 71,1 73,0 74,6 77,2 79,4
Lubricación Salida (𝑇1) 75,8 77,7 78,9 84,8 87,9 90,9 94,8 99,6
Reingreso (𝑇2) 73,8 73,7 74,2 77,1 81,1 84,8 87,6 90,5
Gases de Escape (𝑇5) 235,0 355,0 419,0 561,0 655,0 699,0 725,0 731,0
Tras una revisión de documentación del motor, se recopilaron datos adicionales:
Tabla 7. Datos adicionales del motor de la locomotora serie 1000. Elaboración propia.
Parámetro Valor o descripción
Marca y modelo del motor diésel MTU 12 V 956 TB 11
Potencia en lugar 2 028 HP @ 1 500 rpm
Caudal de la bomba de refrigeración (cabeza del pistón) 21,5 m3/h @ 1 500 rpm
Caudal de la bomba de refrigeración (circuito primario de lubricación) 21,5 m3/h @ 1 500 rpm
Capacidad de la bomba de lubricación (circuito primario) 54,5 m3/h @ 1 500 rpm
Consumo de combustible en margen principal de servicio ~ 225 g/kWh
Tipo de anticongelante Tecnología OAT
Proporción de refrigerante - anticongelante 20% (solución acuosa)
Tipo de aceite lubricante SAE 40
Carga total transportada en gradiente 3% 320 T
Carga total transportada en gradiente 0% 1 800 T
Tipo de carga Mineral
Tiempo de operación diaria promedio 18 h
Puntos (“notch”) de movimiento de la locomotora:
A régimen de velocidad de carga 7 y 8 (1 375, 1 500 rpm)
En freno 5 y 6 (1 125, 1 250 rpm)
En arranque 3 y 4 (875, 1 000 rpm)
Potencia de calor disipada a través del aceite lubricante
Esta potencia se determina por:
𝑄𝑜̇ = (𝑚̇ 𝑐𝑝)𝑜 (𝑇1 − 𝑇2)
Es conocido el caudal de lubricante (𝑣𝑜̇ ) para las revoluciones máximas del motor:
𝑣𝑜̇ = 54,5 𝑚3/ℎ @ 𝑛 = 1 500 𝑟𝑝𝑚
Finalmente, los valores de temperatura que se tomarán son:
Tabla 6. Temperaturas. Elaboración propia.
Temperaturas (°C)
Sistema NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
Admisión de Aire (𝑇𝑎) 39,1 36,2 33,2 31,5 30,1 30,1 31,9 36,3
Combustible (𝑇𝑓) 48,1 49,7 48,5 47,6 47,2 50,8 53,9 60,8
Refrigeración Salida (𝑇3) 72,8 72,1 69,2 75,7 76,6 78,5 80,3 83,1
Reingreso (𝑇4) 72,6 71,5 67,1 71,1 73,0 74,6 77,2 79,4
Lubricación Salida (𝑇1) 75,8 77,7 78,9 84,8 87,9 90,9 94,8 99,6
Reingreso (𝑇2) 73,8 73,7 74,2 77,1 81,1 84,8 87,6 90,5
Gases de Escape (𝑇5) 235,0 355,0 419,0 561,0 655,0 699,0 725,0 731,0
Tras una revisión de documentación del motor, se recopilaron datos adicionales:
Tabla 7. Datos adicionales del motor de la locomotora serie 1000. Elaboración propia.
Parámetro Valor o descripción
Marca y modelo del motor diésel MTU 12 V 956 TB 11
Potencia en lugar 2 028 HP @ 1 500 rpm
Caudal de la bomba de refrigeración (cabeza del pistón) 21,5 m3/h @ 1 500 rpm
Caudal de la bomba de refrigeración (circuito primario de lubricación) 21,5 m3/h @ 1 500 rpm
Capacidad de la bomba de lubricación (circuito primario) 54,5 m3/h @ 1 500 rpm
Consumo de combustible en margen principal de servicio ~ 225 g/kWh
Tipo de anticongelante Tecnología OAT
Proporción de refrigerante - anticongelante 20% (solución acuosa)
Tipo de aceite lubricante SAE 40
Carga total transportada en gradiente 3% 320 T
Carga total transportada en gradiente 0% 1 800 T
Tipo de carga Mineral
Tiempo de operación diaria promedio 18 h
Puntos (“notch”) de movimiento de la locomotora:
A régimen de velocidad de carga 7 y 8 (1 375, 1 500 rpm)
En freno 5 y 6 (1 125, 1 250 rpm)
En arranque 3 y 4 (875, 1 000 rpm)
Potencia de calor disipada a través del aceite lubricante
Esta potencia se determina por:
𝑄𝑜̇ = (𝑚̇ 𝑐𝑝)𝑜 (𝑇1 − 𝑇2)
Es conocido el caudal de lubricante (𝑣𝑜̇ ) para las revoluciones máximas del motor:
𝑣𝑜̇ = 54,5 𝑚3/ℎ @ 𝑛 = 1 500 𝑟𝑝𝑚
pág. 8111
Puede determinarse el caudal para todas las “𝑛” como sigue6:
𝑣𝑜̇ = 𝐾 ∗ 𝑛
Donde:
𝐾 = 3,63 ∗ 10−2 𝑚3 − 𝑚𝑖𝑛/𝑟𝑒𝑣 − ℎ
Después puede conocerse el flujo másico (𝑚̇𝑜) en 𝑘𝑔/ℎ:
𝑚̇𝑜 = 𝜌𝑜 ∗ 𝑣𝑜̇
Donde: 𝜌𝑜 – densidad a la temperatura indicada en 𝑘𝑔/𝑚3.
Tabla 8. Disipación de calor en el aceite lubricante. Elaboración propia.
Variable
NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
n (rpm’s)
633 750 875 1 000 1 125 1 250 1 375 1 500
Qo (kW) 22,6 54,1 75,7 141,6 142,5 142,2 186,1 258,2
Potencia de calor disipada a través del refrigerante
La expresión es:
𝑄𝑤̇ = (𝑚̇ 𝑐𝑝)𝑤 (𝑇3 − 𝑇4)
Se consideró que el caudal de refrigerante sigue una ley similar a la del lubricante:
𝑣𝑤̇ = 𝐾′ ∗ 𝑛
𝐾′ puede hallarse con el caudal conocido de lubricante (𝑣𝑤̇ ) para las revoluciones máximas:
𝑣𝑤̇ = 2 x 21,5 𝑚3/ℎ @ 𝑛 = 1 500 𝑟𝑝𝑚
𝐾′ = 2,87 ∗ 10−2 𝑚3 − 𝑚𝑖𝑛/𝑟𝑒𝑣 − ℎ
6 De acuerdo a Jóvaj, y otros, (1982) el caudal del lubricante en un motor es:
𝑣𝑜̇ = 𝑏 ∗ 𝐶 ∗ 𝑑2 ∗ 𝑖𝑐 ∗ 𝑛
Considerando la descarga del aceite a través de la válvula de reducción y la válvula de vaciado en el filtro de
depuración fina, donde: 𝑏 – coeficiente entre 1,7…2,5, 𝐶 – coeficiente igual a 0,008…0,012, 𝑑 – diámetro de los
muñones del árbol en 𝑚, 𝑖𝑐 – número total de cojinetes de biela y de bancada, 𝑛 – frecuencia de rotación del
cigüeñal en 𝑟𝑝𝑚. Los cuatro primeros son constantes, de manera que 𝑣𝑜̇ puede expresarse:
𝑣𝑜̇ = 𝐾 ∗ 𝑛
Puede determinarse el caudal para todas las “𝑛” como sigue6:
𝑣𝑜̇ = 𝐾 ∗ 𝑛
Donde:
𝐾 = 3,63 ∗ 10−2 𝑚3 − 𝑚𝑖𝑛/𝑟𝑒𝑣 − ℎ
Después puede conocerse el flujo másico (𝑚̇𝑜) en 𝑘𝑔/ℎ:
𝑚̇𝑜 = 𝜌𝑜 ∗ 𝑣𝑜̇
Donde: 𝜌𝑜 – densidad a la temperatura indicada en 𝑘𝑔/𝑚3.
Tabla 8. Disipación de calor en el aceite lubricante. Elaboración propia.
Variable
NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
n (rpm’s)
633 750 875 1 000 1 125 1 250 1 375 1 500
Qo (kW) 22,6 54,1 75,7 141,6 142,5 142,2 186,1 258,2
Potencia de calor disipada a través del refrigerante
La expresión es:
𝑄𝑤̇ = (𝑚̇ 𝑐𝑝)𝑤 (𝑇3 − 𝑇4)
Se consideró que el caudal de refrigerante sigue una ley similar a la del lubricante:
𝑣𝑤̇ = 𝐾′ ∗ 𝑛
𝐾′ puede hallarse con el caudal conocido de lubricante (𝑣𝑤̇ ) para las revoluciones máximas:
𝑣𝑤̇ = 2 x 21,5 𝑚3/ℎ @ 𝑛 = 1 500 𝑟𝑝𝑚
𝐾′ = 2,87 ∗ 10−2 𝑚3 − 𝑚𝑖𝑛/𝑟𝑒𝑣 − ℎ
6 De acuerdo a Jóvaj, y otros, (1982) el caudal del lubricante en un motor es:
𝑣𝑜̇ = 𝑏 ∗ 𝐶 ∗ 𝑑2 ∗ 𝑖𝑐 ∗ 𝑛
Considerando la descarga del aceite a través de la válvula de reducción y la válvula de vaciado en el filtro de
depuración fina, donde: 𝑏 – coeficiente entre 1,7…2,5, 𝐶 – coeficiente igual a 0,008…0,012, 𝑑 – diámetro de los
muñones del árbol en 𝑚, 𝑖𝑐 – número total de cojinetes de biela y de bancada, 𝑛 – frecuencia de rotación del
cigüeñal en 𝑟𝑝𝑚. Los cuatro primeros son constantes, de manera que 𝑣𝑜̇ puede expresarse:
𝑣𝑜̇ = 𝐾 ∗ 𝑛
pág. 8112
Similarmente, el flujo másico (𝑚̇𝑤) en 𝑘𝑔/ℎ se determina:
𝑚̇𝑤 = 𝜌𝑤 ∗ 𝑣𝑤̇
Donde: 𝜌𝑤 – densidad del refrigerante a la temperatura promedio del refrigerante caliente y enfriado en
𝑘𝑔/𝑚3. Según datos de la empresa, el líquido refrigerante es una solución acuosa al 20% de
anticongelante, por lo que la densidad de la mezcla es:
𝜌𝑤 = 0,2 ∗ 𝜌𝑐 + 0,8 ∗ 𝜌𝑎
Donde el subíndice a denota agua, c anticongelante, y w la mezcla. El calor disipado por el refrigerante
en cada notch se resume en la Tabla 9.
Tabla 9. Disipación de calor en el refrigerante. Elaboración propia.
Variable
NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
n (rpm’s)
633 750 875 1 000 1 125 1 250 1 375 1 500
Qw (kW) 2,9 13,9 56,6 142,3 125,5 148,0 133,1 172,8
Potencia de calor disipada a través de los gases de escape
Para los gases de escape:
𝑄𝑒̇ = 𝑚̇𝑒 (𝑐𝑝 𝑇5
∗ 𝑇5 − 𝑐𝑝𝑜 ∗ 𝑇𝑜)
La temperatura 𝑇5 se obtiene de la Tabla 6, y 𝑇𝑜 es la de la carga fresca que entra al cilindro del motor7.
El flujo másico de los gases de escape (𝑚̇𝑒) es aproximadamente igual a la suma del consumo de
combustible (𝑚̇𝑓) y de aire de admisión (𝑚̇𝑎):
𝑚̇𝑒 ≈ 𝑚̇𝑓 + 𝑚̇𝑎
Una relación entre 𝑚̇𝑎 y 𝑚̇𝑓 la encontramos en la reacción de combustión para el diésel (dodecano)8:
𝐶12𝐻26 + 18,5(𝑂2 + 3,73𝑁2)9 → 12𝐶𝑂2 + 13𝐻20 + 69,01𝑁2
7 Para fines prácticos, 𝑇𝑜 se consideró como un promedio ponderado entre las temperaturas del aire de admisión (𝑇𝑎) y del
combustible (𝑇𝑓):
𝑇𝑜 = 14,93 ∗ 𝑇𝑎 + 𝑇𝑓
14,93 + 1
8 El diésel puede tratarse como dodecano, C12H26 (Çengel & Boles, 2012).
9 El aire seco está constituido volumétricamente por 78,08% de nitrógeno (N2), 20,95% de oxígeno (O2). Esta composición es
constante hasta los 100 km de altura (Trepp del Carpio, 2002). Para una reacción de combustión, la relación de moles de N2 a
O2 es de 78,08 / 20,95 = 3,73.
Similarmente, el flujo másico (𝑚̇𝑤) en 𝑘𝑔/ℎ se determina:
𝑚̇𝑤 = 𝜌𝑤 ∗ 𝑣𝑤̇
Donde: 𝜌𝑤 – densidad del refrigerante a la temperatura promedio del refrigerante caliente y enfriado en
𝑘𝑔/𝑚3. Según datos de la empresa, el líquido refrigerante es una solución acuosa al 20% de
anticongelante, por lo que la densidad de la mezcla es:
𝜌𝑤 = 0,2 ∗ 𝜌𝑐 + 0,8 ∗ 𝜌𝑎
Donde el subíndice a denota agua, c anticongelante, y w la mezcla. El calor disipado por el refrigerante
en cada notch se resume en la Tabla 9.
Tabla 9. Disipación de calor en el refrigerante. Elaboración propia.
Variable
NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
n (rpm’s)
633 750 875 1 000 1 125 1 250 1 375 1 500
Qw (kW) 2,9 13,9 56,6 142,3 125,5 148,0 133,1 172,8
Potencia de calor disipada a través de los gases de escape
Para los gases de escape:
𝑄𝑒̇ = 𝑚̇𝑒 (𝑐𝑝 𝑇5
∗ 𝑇5 − 𝑐𝑝𝑜 ∗ 𝑇𝑜)
La temperatura 𝑇5 se obtiene de la Tabla 6, y 𝑇𝑜 es la de la carga fresca que entra al cilindro del motor7.
El flujo másico de los gases de escape (𝑚̇𝑒) es aproximadamente igual a la suma del consumo de
combustible (𝑚̇𝑓) y de aire de admisión (𝑚̇𝑎):
𝑚̇𝑒 ≈ 𝑚̇𝑓 + 𝑚̇𝑎
Una relación entre 𝑚̇𝑎 y 𝑚̇𝑓 la encontramos en la reacción de combustión para el diésel (dodecano)8:
𝐶12𝐻26 + 18,5(𝑂2 + 3,73𝑁2)9 → 12𝐶𝑂2 + 13𝐻20 + 69,01𝑁2
7 Para fines prácticos, 𝑇𝑜 se consideró como un promedio ponderado entre las temperaturas del aire de admisión (𝑇𝑎) y del
combustible (𝑇𝑓):
𝑇𝑜 = 14,93 ∗ 𝑇𝑎 + 𝑇𝑓
14,93 + 1
8 El diésel puede tratarse como dodecano, C12H26 (Çengel & Boles, 2012).
9 El aire seco está constituido volumétricamente por 78,08% de nitrógeno (N2), 20,95% de oxígeno (O2). Esta composición es
constante hasta los 100 km de altura (Trepp del Carpio, 2002). Para una reacción de combustión, la relación de moles de N2 a
O2 es de 78,08 / 20,95 = 3,73.
pág. 8113
La relación aire-combustible estequiométrica (o teórica):
𝐴𝐶𝑡𝑒𝑜 = 𝑚𝑎𝑖𝑟𝑒
𝑚𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑏𝑙𝑒
= 14,93
El flujo de aire de admisión real debe ser mayor a 14,93 veces del de combustible, ya que debe
contemplarse un exceso de aire. Para determinar el flujo másico de combustible puede utilizarse el
consumo específico de combustible del motor y la potencia en el eje. Al no contar con las curvas
características del motor, se estimaron los valores de potencia en el eje para las frecuencias de rotación,
considerando la potencia a 1 500 rpm (Tabla 7) como dato real: 2 028 𝐻𝑃 = 1 513 𝑘𝑊.
Tabla 10. Estimación de potencia de salida en el eje del motor. Elaboración propia.
Potencia en el eje (kW)
NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
n (rpm’s)
633 750 875 1 000 1 125 1 250 1 375 1 500
180 185 240 370 1 220 1 315 1 400 1 513
Los resultados se resumen en la Tabla 13.
Tabla 11. Disipación de calor en los gases de escape.
Variable NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
m ̇ f (kg/h) 57,0 58,5 75,2 116,5 383,9 414,0 442,9 476,6
m ̇ e (kg/h) 4 312,4 3 687,1 4 043,0 4 514,0 8 536,9 9 067,9 9 700,4 10 437,6
Q ̇ e (kW) 242,6 346,4 466,4 737,1 1 674,5 1 919,1 2 138,1 2 309,5
Elaboración propia
Potencia requerida por la locomotora
Se dimensionó un ciclo Rankine para generar potencia eléctrica a partir del calor de los gases de escape,
para posteriormente reinyectarlo en la locomotora. Para el notch 8, la locomotora requiere una potencia
de 1513 𝑘𝑊 (2028 𝐻𝑃). Un ciclo Rankine usualmente opera con eficiencias térmicas de 25 al 35%.
Suponiendo una eficiencia del 27%10, la energía recuperable de los gases de escape (𝑄̇𝑒𝑟𝑒𝑐 ) para cada
punto es:
10 Más adelante se especifican las características reales (eficiencia y otros) del ciclo Rankine diseñado.
La relación aire-combustible estequiométrica (o teórica):
𝐴𝐶𝑡𝑒𝑜 = 𝑚𝑎𝑖𝑟𝑒
𝑚𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑏𝑙𝑒
= 14,93
El flujo de aire de admisión real debe ser mayor a 14,93 veces del de combustible, ya que debe
contemplarse un exceso de aire. Para determinar el flujo másico de combustible puede utilizarse el
consumo específico de combustible del motor y la potencia en el eje. Al no contar con las curvas
características del motor, se estimaron los valores de potencia en el eje para las frecuencias de rotación,
considerando la potencia a 1 500 rpm (Tabla 7) como dato real: 2 028 𝐻𝑃 = 1 513 𝑘𝑊.
Tabla 10. Estimación de potencia de salida en el eje del motor. Elaboración propia.
Potencia en el eje (kW)
NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
n (rpm’s)
633 750 875 1 000 1 125 1 250 1 375 1 500
180 185 240 370 1 220 1 315 1 400 1 513
Los resultados se resumen en la Tabla 13.
Tabla 11. Disipación de calor en los gases de escape.
Variable NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
m ̇ f (kg/h) 57,0 58,5 75,2 116,5 383,9 414,0 442,9 476,6
m ̇ e (kg/h) 4 312,4 3 687,1 4 043,0 4 514,0 8 536,9 9 067,9 9 700,4 10 437,6
Q ̇ e (kW) 242,6 346,4 466,4 737,1 1 674,5 1 919,1 2 138,1 2 309,5
Elaboración propia
Potencia requerida por la locomotora
Se dimensionó un ciclo Rankine para generar potencia eléctrica a partir del calor de los gases de escape,
para posteriormente reinyectarlo en la locomotora. Para el notch 8, la locomotora requiere una potencia
de 1513 𝑘𝑊 (2028 𝐻𝑃). Un ciclo Rankine usualmente opera con eficiencias térmicas de 25 al 35%.
Suponiendo una eficiencia del 27%10, la energía recuperable de los gases de escape (𝑄̇𝑒𝑟𝑒𝑐 ) para cada
punto es:
10 Más adelante se especifican las características reales (eficiencia y otros) del ciclo Rankine diseñado.
pág. 8114
Tabla 12. Energía recuperable de los gases de escape con un ciclo Rankine con 27% de eficiencia.
Variable NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
Q ̇ e (kW) 242,6 346,4 466,4 737,1 1 674,5 1 919,1 2 138,1 2 309,5
Q ̇ e_rec (kW) 65,5 93,5 125,9 199,0 452,1 518,2 577,3 623,6
Elaboración propia.
La potencia recuperada con el ciclo Rankine en el punto 5, e integrada con la potencia del eje (1 220 𝑘𝑊
estimados) resultaría en alrededor de 1 670 𝑘𝑊, una potencia mayor a la salida en el eje para el notch
8 (1 513 𝑘𝑊), con un margen adicional de alrededor de aproximadamente 10%.
Ciclo Rankine
Para su diseño se impusieron las siguientes condiciones de operación:
Tabla 13. Consideraciones de operación del ciclo Rankine.
N° Consideraciones
1 Temperatura ambiente: 15°C
2 Fluido de trabajo: agua
3 Eficiencia de la turbina: > 85%
Eficiencia de la bomba: > 80%
4 No existen pérdidas de calor en los equipos
5 Cantidad de vapor saturado antes de la bomba: 0%
Elaboración propia.
En la Tabla 14 se presentan los valores seleccionados para cada parámetro calculado.
Tabla 14. Características generales del ciclo Rankine. Elaboración propia en base a datos en CyclePad.
Parámetro Unidad Valor Parámetro Unidad Valor
m kg/s 0,5 x - 0,9
T máxima °C 350,0 h1 kJ/kg 122,4
T mínima °C 28,9 s1 kJ/kg 0,4
P máxima kPa 900,0 h2 kJ/kg 3 159,0
P mínima kPa 4,0 s2 kJ/kg 7,4
W entrada kW 0,6 h3 kJ/kg 2 357,0
W salida kW 401,4 s3 kJ/kg 7,8
W neto kW 400,9 h4 kJ/kg 121,3
Q entrada kW 1 518,0 s4 kJ/kg 0,4
Q salida kW 1 118,0 η % 26,4
Leyenda: m – flujo másico del fluido de trabajo; T – temperatura; P – presión; W – trabajo; Q – calor; x – título o valor del
vapor, en tanto por uno; hi – entalpía “sub-i”; si – entropía “sub-i”; η – eficiencia térmica porcentual.
Tabla 12. Energía recuperable de los gases de escape con un ciclo Rankine con 27% de eficiencia.
Variable NOTCH
1 2 3 4 5 6 7 8
Q ̇ e (kW) 242,6 346,4 466,4 737,1 1 674,5 1 919,1 2 138,1 2 309,5
Q ̇ e_rec (kW) 65,5 93,5 125,9 199,0 452,1 518,2 577,3 623,6
Elaboración propia.
La potencia recuperada con el ciclo Rankine en el punto 5, e integrada con la potencia del eje (1 220 𝑘𝑊
estimados) resultaría en alrededor de 1 670 𝑘𝑊, una potencia mayor a la salida en el eje para el notch
8 (1 513 𝑘𝑊), con un margen adicional de alrededor de aproximadamente 10%.
Ciclo Rankine
Para su diseño se impusieron las siguientes condiciones de operación:
Tabla 13. Consideraciones de operación del ciclo Rankine.
N° Consideraciones
1 Temperatura ambiente: 15°C
2 Fluido de trabajo: agua
3 Eficiencia de la turbina: > 85%
Eficiencia de la bomba: > 80%
4 No existen pérdidas de calor en los equipos
5 Cantidad de vapor saturado antes de la bomba: 0%
Elaboración propia.
En la Tabla 14 se presentan los valores seleccionados para cada parámetro calculado.
Tabla 14. Características generales del ciclo Rankine. Elaboración propia en base a datos en CyclePad.
Parámetro Unidad Valor Parámetro Unidad Valor
m kg/s 0,5 x - 0,9
T máxima °C 350,0 h1 kJ/kg 122,4
T mínima °C 28,9 s1 kJ/kg 0,4
P máxima kPa 900,0 h2 kJ/kg 3 159,0
P mínima kPa 4,0 s2 kJ/kg 7,4
W entrada kW 0,6 h3 kJ/kg 2 357,0
W salida kW 401,4 s3 kJ/kg 7,8
W neto kW 400,9 h4 kJ/kg 121,3
Q entrada kW 1 518,0 s4 kJ/kg 0,4
Q salida kW 1 118,0 η % 26,4
Leyenda: m – flujo másico del fluido de trabajo; T – temperatura; P – presión; W – trabajo; Q – calor; x – título o valor del
vapor, en tanto por uno; hi – entalpía “sub-i”; si – entropía “sub-i”; η – eficiencia térmica porcentual.
pág. 8115
Figura 5. Ciclo Rankine simulado. Elaborado con CyclePad.
Figura 5. Ciclo Rankine simulado. Elaborado con CyclePad.
pág. 8116
Consumo energético
Con un flujo de combustible de alrededor de 383,9 𝑘𝑔/ℎ en el notch 5 (Tabla 11), y con una operación
diaria promedio de la locomotora de dieciocho horas (Tabla 7), el combustible consumido es:
383,9 𝑘𝑔
ℎ ∗ 18ℎ = 6 910,2 𝑘𝑔
El consumo volumétrico de combustible será:
6 910,2 𝑘𝑔 ∗ 1
832 𝑘𝑔
𝑚3
∗ 1 000 𝑙
1 𝑚3 = 8 305,8 𝑙
El costo del diésel en Bolivia al momento de haber realizado el estudio era 𝐵𝑠. 3,72:
8 305,8 𝑙 ∗ 𝐵𝑠. 3,72
𝑙 = 𝐵𝑠. 30 897,7
Considerando que la locomotora opera cinco veces a la semana, las cuatro semanas del mes:
𝐵𝑠. 30 897,7 ∗ 20 = 𝐵𝑠. 617 953,8
El consumo de combustible bajo las mismas condiciones para los notches 6, 7 y 811 está en la Tabla 17.
Tabla 15. Consumo de combustible promedio en notches 5 al 8.
Consumo Energético Mensual
En Distintos Notch
5 6 7 8
Bs. 617 953,8 Bs. 666 412,5 Bs. 712 901,8 Bs. 767 077,9
Elaboración propia.
El ahorro mensual en combustible que se percibe al utilizar el notch 5 en lugar de los 6, 7 y 8, es:
Tabla 16. Ahorro promedio mensual de combustible al utilizar el notch 5 como punto máximo.
Ahorro Mensual
Evitando El NOTCH
6 7 8
Bs. 48 458,8 Bs. 94 948,1 Bs. 149 124,1
Elaboración propia.
Para un año, y considerando una disponibilidad de la máquina del 85%, los ahorros ascienden a:
Tabla 17. Ahorro promedio anual de combustible. Elaboración propia.
Ahorro anual
evitando el NOTCH
6 7 8
Bs. 494 279,6 Bs. 968 470,4 Bs. 1 521 065,8
11 Se comparan los resultados con los de los notches 6, 7 y 8 ya que éstos son los más comunes en la operación (Tabla 7).
Consumo energético
Con un flujo de combustible de alrededor de 383,9 𝑘𝑔/ℎ en el notch 5 (Tabla 11), y con una operación
diaria promedio de la locomotora de dieciocho horas (Tabla 7), el combustible consumido es:
383,9 𝑘𝑔
ℎ ∗ 18ℎ = 6 910,2 𝑘𝑔
El consumo volumétrico de combustible será:
6 910,2 𝑘𝑔 ∗ 1
832 𝑘𝑔
𝑚3
∗ 1 000 𝑙
1 𝑚3 = 8 305,8 𝑙
El costo del diésel en Bolivia al momento de haber realizado el estudio era 𝐵𝑠. 3,72:
8 305,8 𝑙 ∗ 𝐵𝑠. 3,72
𝑙 = 𝐵𝑠. 30 897,7
Considerando que la locomotora opera cinco veces a la semana, las cuatro semanas del mes:
𝐵𝑠. 30 897,7 ∗ 20 = 𝐵𝑠. 617 953,8
El consumo de combustible bajo las mismas condiciones para los notches 6, 7 y 811 está en la Tabla 17.
Tabla 15. Consumo de combustible promedio en notches 5 al 8.
Consumo Energético Mensual
En Distintos Notch
5 6 7 8
Bs. 617 953,8 Bs. 666 412,5 Bs. 712 901,8 Bs. 767 077,9
Elaboración propia.
El ahorro mensual en combustible que se percibe al utilizar el notch 5 en lugar de los 6, 7 y 8, es:
Tabla 16. Ahorro promedio mensual de combustible al utilizar el notch 5 como punto máximo.
Ahorro Mensual
Evitando El NOTCH
6 7 8
Bs. 48 458,8 Bs. 94 948,1 Bs. 149 124,1
Elaboración propia.
Para un año, y considerando una disponibilidad de la máquina del 85%, los ahorros ascienden a:
Tabla 17. Ahorro promedio anual de combustible. Elaboración propia.
Ahorro anual
evitando el NOTCH
6 7 8
Bs. 494 279,6 Bs. 968 470,4 Bs. 1 521 065,8
11 Se comparan los resultados con los de los notches 6, 7 y 8 ya que éstos son los más comunes en la operación (Tabla 7).
pág. 8117
El ahorro promedio anual de evitar usar estos tres puntos es:
𝐵𝑠. 494 279,6 + 𝐵𝑠. 968 470,4 + 𝐵𝑠. 1 521 065,8
3 = 𝐵𝑠. 994 605,3
Los ahorros promedio hasta cinco años son:
Tabla 18. Ahorro promedio de combustible hasta cinco años.
Período Ahorro Promedio
1 año Bs. 994 605,3
2 años Bs. 1 989 210,5
5 años Bs. 4 973 026,3
Elaboración propia.
Costos
Con respecto a los costos, Fields, (2016) sugiere tomar en cuenta:
• Costos de adquisición e instalación12
• Costos de operación y mantenimiento13
Los costos estimados al momento de haber realizado el estudio, se muestran a continuación:
Tabla 19. Costos totales estimados del sistema de recuperación de calor. Elaboración propia.
Equipo Costos de adquisición e
instalación
Costos anuales de operación y
mantenimiento
Turbina de vapor $ 350 000,0 Bs. 2 401 000,0 $ 17 700,0 Bs. 121 422,0
Generador $ 77 000,0 Bs. 528 220,0 $ 3 850,0 Bs. 26 411,0
Intercambiador de calor $ 28 000,0 Bs. 192 080,0 $ 1 400,0 Bs. 9 604,0
Condensador $ 21 000,0 Bs. 144 060,0 $ 1 050,0 Bs. 7 203,0
Bomba $ 14 000,0 Bs. 96 040,0 $ 700,0 Bs. 4 802,0
Accesorios e Instalación $ 73 500,0 Bs. 504 210,0 $ 3 675,0 Bs. 25 210,5
Total $ 563 500,0 Bs. 3 865 610,0 $ 28 375,0 Bs. 194 652,5
Como referencia, el tipo de cambio del dólar cuando se realizó el estudio era: 𝐵𝑠. 6,86 = $ 1,00.
ROI
12 Incluye costos totales del equipo, instalación y materiales, gestión del proyecto, y costos adicionales.
13 Incluyen costos por inspecciones de rutina, mantenimientos y overhaul programados, reparaciones, etc.
El ahorro promedio anual de evitar usar estos tres puntos es:
𝐵𝑠. 494 279,6 + 𝐵𝑠. 968 470,4 + 𝐵𝑠. 1 521 065,8
3 = 𝐵𝑠. 994 605,3
Los ahorros promedio hasta cinco años son:
Tabla 18. Ahorro promedio de combustible hasta cinco años.
Período Ahorro Promedio
1 año Bs. 994 605,3
2 años Bs. 1 989 210,5
5 años Bs. 4 973 026,3
Elaboración propia.
Costos
Con respecto a los costos, Fields, (2016) sugiere tomar en cuenta:
• Costos de adquisición e instalación12
• Costos de operación y mantenimiento13
Los costos estimados al momento de haber realizado el estudio, se muestran a continuación:
Tabla 19. Costos totales estimados del sistema de recuperación de calor. Elaboración propia.
Equipo Costos de adquisición e
instalación
Costos anuales de operación y
mantenimiento
Turbina de vapor $ 350 000,0 Bs. 2 401 000,0 $ 17 700,0 Bs. 121 422,0
Generador $ 77 000,0 Bs. 528 220,0 $ 3 850,0 Bs. 26 411,0
Intercambiador de calor $ 28 000,0 Bs. 192 080,0 $ 1 400,0 Bs. 9 604,0
Condensador $ 21 000,0 Bs. 144 060,0 $ 1 050,0 Bs. 7 203,0
Bomba $ 14 000,0 Bs. 96 040,0 $ 700,0 Bs. 4 802,0
Accesorios e Instalación $ 73 500,0 Bs. 504 210,0 $ 3 675,0 Bs. 25 210,5
Total $ 563 500,0 Bs. 3 865 610,0 $ 28 375,0 Bs. 194 652,5
Como referencia, el tipo de cambio del dólar cuando se realizó el estudio era: 𝐵𝑠. 6,86 = $ 1,00.
ROI
12 Incluye costos totales del equipo, instalación y materiales, gestión del proyecto, y costos adicionales.
13 Incluyen costos por inspecciones de rutina, mantenimientos y overhaul programados, reparaciones, etc.
pág. 8118
Para el ROI, el ahorro neto anual sería la diferencia del ahorro por consumo energético y los costos de
mantenimiento:
𝐴ℎ𝑜𝑟𝑟𝑜 𝑛𝑒𝑡𝑜 𝑎𝑛𝑢𝑎𝑙 = 𝐵𝑠. 994 605,3 − 𝐵𝑠. 194 652,5 = 𝐵𝑠. 799 952,8
𝐼𝑛𝑣𝑒𝑟𝑠𝑖ó𝑛 = 𝐵𝑠. 3865610,0
𝑅𝑂𝐼 = ( 𝐵𝑠. 799 952,8
𝐵𝑠. 3 865 610,0) ∗ 100%
𝑹𝑶𝑰 = 𝟐𝟎, 𝟔𝟗%
El tiempo de recuperación de la inversión se calcula con:
𝐴 = 𝑃 ∗ (1 + 𝑟
𝑛)
𝑛∗𝑡
Donde: 𝐴 – la cantidad de dinero acumulada después de 𝑛 años, incluyendo el interés, 𝑃 – es el principal
monto invertido, 𝑟 – es la tasa anual de interés, 𝑛 – es el número de veces que el interés se compone
por año, 𝑡 – es el número de años. Para 𝐴 = 2 ∗ 𝐼𝑛𝑣𝑒𝑟𝑠𝑖ó𝑛, 𝑃 = 𝐼𝑛𝑣𝑒𝑟𝑠𝑖ó𝑛, 𝑛 = 1, y 𝑟 = 20,69%, 𝑡
se calcula como sigue:
𝒕 ≈ 𝟑, 𝟕 𝒂ñ𝒐𝒔
Después de estos 3,7 años, la empresa habrá recuperado totalmente la inversión, y a partir de este tiempo
percibe ahorros económicos que se traducen directamente como ganancia neta:
𝐺𝑎𝑛𝑎𝑛𝑐𝑖𝑎 𝑛𝑒𝑡𝑎 𝑎𝑛𝑢𝑎𝑙 = 𝐴ℎ𝑜𝑟𝑟𝑜 𝑛𝑒𝑡𝑜 𝑎𝑛𝑢𝑎𝑙
𝐆𝐚𝐧𝐚𝐧𝐜𝐢𝐚 𝐧𝐞𝐭𝐚 𝐚𝐧𝐮𝐚𝐥 = 𝐁𝐬. 𝟕𝟗𝟗 𝟗𝟓𝟐. 𝟖
Peso total
El peso total estimado para todo el sistema es aproximadamente trece toneladas.
Tabla 20. Peso total estimado del sistema de recuperación de calor.
Equipo Peso (T)
Turbina 5,0
Generador 4,6
Intercambiador de calor 0,1
Condensador 2,1
Bomba 0,2
Equipo adicional 1,2
Total 13,2
Elaboración propia.
Para el ROI, el ahorro neto anual sería la diferencia del ahorro por consumo energético y los costos de
mantenimiento:
𝐴ℎ𝑜𝑟𝑟𝑜 𝑛𝑒𝑡𝑜 𝑎𝑛𝑢𝑎𝑙 = 𝐵𝑠. 994 605,3 − 𝐵𝑠. 194 652,5 = 𝐵𝑠. 799 952,8
𝐼𝑛𝑣𝑒𝑟𝑠𝑖ó𝑛 = 𝐵𝑠. 3865610,0
𝑅𝑂𝐼 = ( 𝐵𝑠. 799 952,8
𝐵𝑠. 3 865 610,0) ∗ 100%
𝑹𝑶𝑰 = 𝟐𝟎, 𝟔𝟗%
El tiempo de recuperación de la inversión se calcula con:
𝐴 = 𝑃 ∗ (1 + 𝑟
𝑛)
𝑛∗𝑡
Donde: 𝐴 – la cantidad de dinero acumulada después de 𝑛 años, incluyendo el interés, 𝑃 – es el principal
monto invertido, 𝑟 – es la tasa anual de interés, 𝑛 – es el número de veces que el interés se compone
por año, 𝑡 – es el número de años. Para 𝐴 = 2 ∗ 𝐼𝑛𝑣𝑒𝑟𝑠𝑖ó𝑛, 𝑃 = 𝐼𝑛𝑣𝑒𝑟𝑠𝑖ó𝑛, 𝑛 = 1, y 𝑟 = 20,69%, 𝑡
se calcula como sigue:
𝒕 ≈ 𝟑, 𝟕 𝒂ñ𝒐𝒔
Después de estos 3,7 años, la empresa habrá recuperado totalmente la inversión, y a partir de este tiempo
percibe ahorros económicos que se traducen directamente como ganancia neta:
𝐺𝑎𝑛𝑎𝑛𝑐𝑖𝑎 𝑛𝑒𝑡𝑎 𝑎𝑛𝑢𝑎𝑙 = 𝐴ℎ𝑜𝑟𝑟𝑜 𝑛𝑒𝑡𝑜 𝑎𝑛𝑢𝑎𝑙
𝐆𝐚𝐧𝐚𝐧𝐜𝐢𝐚 𝐧𝐞𝐭𝐚 𝐚𝐧𝐮𝐚𝐥 = 𝐁𝐬. 𝟕𝟗𝟗 𝟗𝟓𝟐. 𝟖
Peso total
El peso total estimado para todo el sistema es aproximadamente trece toneladas.
Tabla 20. Peso total estimado del sistema de recuperación de calor.
Equipo Peso (T)
Turbina 5,0
Generador 4,6
Intercambiador de calor 0,1
Condensador 2,1
Bomba 0,2
Equipo adicional 1,2
Total 13,2
Elaboración propia.
pág. 8119
Debido a que no se dispone de espacio considerable en la sala de máquinas de la locomotora, el sistema
dimensionado debe instalarse en un vagón extra, desde el cual se capturarán los gases de escape, y luego
la energía eléctrica generada podrá alimentar a los motores de tracción del equipo.
Comentarios finales
Luego de realizar las mediciones de temperatura en los sistemas involucrados en el estudio, se
identificaron a los gases de escape como los de mayor capacidad energética y temperatura, con potencias
caloríficas desde el notch 5 en adelante, en el rango de 1 600 a 2 300 kW (Tabla 11).
Por otra parte, el ciclo Rankine dimensionado tiene una eficiencia térmica de 26,4% (Tabla 16), y podría
recuperar el calor de desperdicio para generar potencia eléctrica a una tasa máxima de 400,9 kW (Tabla
16), al utilizarse el notch 5 de la locomotora, evitando los 6, 7 y 8. El sistema diseñado debe instalarse
en un vagón extra de la locomotora, debido a restricciones de espacio en la sala de máquinas. El peso
total es de alrededor de trece toneladas (Tabla 22).
Finalmente, considerando que la locomotora operará cinco días a la semana y durante las cuatro
semanas del mes, el ROI del presente proyecto es del 20,69%, lo que significa que la inversión será
recuperada en un tiempo aproximado de tres años y medio. Luego de este período, la empresa percibirá
una ganancia neta anual de aproximadamente Bs. 800 000.
CONCLUSIONES
Es posible recuperar grandes cantidades de calor del proceso de combustión de motores ferroviarios, y
reutilizarlos en la misma máquina.
Las cantidades de calor desperdiciado por los gases de escape en motores ferroviarios representan un
gran volumen de energía, en el orden de megavatios, y por tanto se justifica el estudio realizado.
La correcta aplicación de los resultados de esta investigación, redundarán en un incremento de la
capacidad de las locomotoras de Ferroviaria Andina S.A.
REFERENCIAS BIBLIOGRAFICAS
CAPP. (2025). CAPP. Obtenido de https://www.capp.ca/en/canada-builds/
Çengel, Y., & Boles, M. (2012). Termodinámica. New York: McGraw Hill.
Combined Heat and Power Partnership. (2022). Waste Heat To Power Systems. Combined Heat and
Power Partnership EPA.
Debido a que no se dispone de espacio considerable en la sala de máquinas de la locomotora, el sistema
dimensionado debe instalarse en un vagón extra, desde el cual se capturarán los gases de escape, y luego
la energía eléctrica generada podrá alimentar a los motores de tracción del equipo.
Comentarios finales
Luego de realizar las mediciones de temperatura en los sistemas involucrados en el estudio, se
identificaron a los gases de escape como los de mayor capacidad energética y temperatura, con potencias
caloríficas desde el notch 5 en adelante, en el rango de 1 600 a 2 300 kW (Tabla 11).
Por otra parte, el ciclo Rankine dimensionado tiene una eficiencia térmica de 26,4% (Tabla 16), y podría
recuperar el calor de desperdicio para generar potencia eléctrica a una tasa máxima de 400,9 kW (Tabla
16), al utilizarse el notch 5 de la locomotora, evitando los 6, 7 y 8. El sistema diseñado debe instalarse
en un vagón extra de la locomotora, debido a restricciones de espacio en la sala de máquinas. El peso
total es de alrededor de trece toneladas (Tabla 22).
Finalmente, considerando que la locomotora operará cinco días a la semana y durante las cuatro
semanas del mes, el ROI del presente proyecto es del 20,69%, lo que significa que la inversión será
recuperada en un tiempo aproximado de tres años y medio. Luego de este período, la empresa percibirá
una ganancia neta anual de aproximadamente Bs. 800 000.
CONCLUSIONES
Es posible recuperar grandes cantidades de calor del proceso de combustión de motores ferroviarios, y
reutilizarlos en la misma máquina.
Las cantidades de calor desperdiciado por los gases de escape en motores ferroviarios representan un
gran volumen de energía, en el orden de megavatios, y por tanto se justifica el estudio realizado.
La correcta aplicación de los resultados de esta investigación, redundarán en un incremento de la
capacidad de las locomotoras de Ferroviaria Andina S.A.
REFERENCIAS BIBLIOGRAFICAS
CAPP. (2025). CAPP. Obtenido de https://www.capp.ca/en/canada-builds/
Çengel, Y., & Boles, M. (2012). Termodinámica. New York: McGraw Hill.
Combined Heat and Power Partnership. (2022). Waste Heat To Power Systems. Combined Heat and
Power Partnership EPA.
pág. 8120
Ferguson, C. (1985). Internal Combustion Engines Applied Thermosciences. John Wiley & Sons.
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