3. sistemas de refrigeraciÓn y bomba de...

INGENIERÍA EN ENERGÍA – UNS TERMODINÁMICA II

Benites-Calderón-Escate 87

3. SISTEMAS DE REFRIGERACIÓN Y BOMBA DE CALOR

INTRODUCCIÓN

La refrigeración se emplea para extraer calor de un recinto, disipándolo en el medio ambiente. Como

esta puede ser también la definición del enfriamiento común, precisaremos un poco más: se dice que

hay refrigeración cuando la temperatura deseada es menor que la del ambiente. En este aspecto un

equipo frigorífico funciona como una bomba de calor, sacando calor de la fuente fría y volcándolo a la

fuente cálida: aire, agua u otro fluido de enfriamiento. Es de gran importancia en la industria

alimentaria, para la licuación de gases y para la condensación de vapores. Hay muchos ejemplos de

usos comerciales o industriales de de la refrigeración, incluyendo la separación de los componentes

del aire para la separación de oxígeno y de nitrógeno líquidos, la licuefacción del gas natural y la

producción de hielo.

En la presente unidad se describe algunos de los tipos más comunes de sistemas de refrigeración y

de bombas de calor que se usan actualmente y la modelización termodinámica de los mismos. Los

tres tipos principales de ciclos que se describen son el de compresión de vapor, el de absorción y el

de Brayton invertido. En los sistemas de refrigeración, el refrigerante se vaporiza y condensa

alternativamente. En sistemas de refrigeración con gas el refrigerante permanece como gas.

Para introducir algunos aspectos importantes de la refrigeración empezaremos considerando un ciclo

de Carnot de refrigeración con vapor. Este ciclo se obtiene invirtiendo el ciclo de Carnot de potencia

con vapor. La figura 3.1 muestra el esquema y diagrama T-s de un ciclo de Carnot de refrigeración

que opera entre un foco a temperatura TF y otro foco a mayor temperatura TC. El ciclo lo realiza un

refrigerante que circula con flujo estacionario a través de una serie de equipos. Todos los procesos

son internamente reversibles. También, como la transferencia de calor entre refrigerante y cada foco

ocurre sin diferencia de temperaturas, no hay irreversibilidades externas. Las transferencias de

energía mostradas en el diagrama son positivas en la dirección que indican las flechas.

Siguiendo un flujo estacionario del refrigerante a través de cada uno de los equipos del ciclo,

empezaremos por la entrada al evaporador. El refrigerante entra en el evaporador como mezcla de

líquido y vapor en el estado 4. En el evaporador parte del refrigerante cambia de fase líquida a vapor

como consecuencia del calor transferido del foco a temperatura TF al refrigerante. La temperatura y

presión del refrigerante permanecen constantes durante el proceso que va desde el estado 4 al

estado 1. El refrigerante se comprime entonces adiabáticamente desde el estado 1, donde es una

mezcla de las fases líquido y vapor, hasta el estado 2, donde está como vapor saturado. Durante este

proceso la temperatura del refrigerante se incrementa desde TF a TC, y la presión también aumenta. El

refrigerante pasa desde el compresor al condensador, donde cambia de fase desde vapor saturado

hasta líquido saturado debido el calor transferido al foco de temperatura TC. La presión y temperatura

permanecen constantes en el proceso que va desde el estado 2 al estado 3. El refrigerante vuelve a

su estado de entrada en el evaporador después de su expansión adiabática en una turbina. En este

proceso desde el estado 3 al estado 4 la temperatura decrece desde TC a TF, y hay un descenso de la

presión.



Como el ciclo de Carnot de refrigeración está formado por procesos reversibles, el área en el

diagrama T-s representa el calor transferido. El área 1-a-b-4-1 es el calor aportado al refrigerante

desde el foco frío por unidad de masa de refrigerante. El área 2-a-b 3-2 es el calor cedido por el

refrigerante al foco caliente por unidad de masa de refrigerante. El área cerrada 1-2-3-4-1 es el calor

neto transferido desde refrigerante. El calor neto transferido desde el refrigerante es igual al trabajo

neto realizado sobre el refrigerante. El trabajo neto es la diferencia entre el trabajo que entra al

compresor y el trabajo que sale de la turbina.

El coeficiente de operación β de cualquier ciclo de refrigeración es la relación entre el efecto

refrigerante y el trabajo neto necesario para producir dicho efecto. Para el ciclo de Carnot de

refrigeración con vapor representado en la figura 3.1, el coeficiente de operación es

)1.3( 1-4-3-2-1 área

1-4-b-a-1 área

//

/

FC

F

baFC

baF

CT

e

MáxTT

T

ssTT

ssT

mWmW

mQ

Esta ecuación, representa el coeficiente de operación máximo teórico de cualquier ciclo de

refrigeración entre los focos a TF y TC.

Los sistemas reales de refrigeración con vapor se apartan significativamente del ciclo ideal que se ha

considerando y tiene un coeficiente operación menor que el que se calcula con la ecuación 3.1. Una

de las diferencias más significativas respecto al ciclo ideal es la transferencia de calor entre el

refrigerante y los dos focos. En sistemas reales esta transferencia de calor no ocurre

irreversiblemente como se ha supuesto antes. En particular, producir una transferencia de calor

suficiente para mantener la temperatura del foco frío a TF, con un evaporador práctico, requiere que

la temperatura del refrigerante en el evaporador, T’F, debe ser algunos grados menor que TF. Esto

explica la localización de la temperatura TF en el diagrama T-s de la figura 3.2. De forma similar,

Compresor

Qe ·

wc ·

4

2

Turbina

Evaporador

Wt ·

Condensador

Qs ·

1

3

Foco frío a TF

Foco Caliente a TC

T

S

3

a

2

4 1

TC

TF

b

Fig. 3.1. Ciclo de Carnot con refrigeración con vapor



obtener una transferencia de calor suficiente

desde el refrigerante al foco caliente exige que la

temperatura del refrigerante en el condensador,

T’C sea superior en algunos grados a TC. Esto

explica la localización de la temperatura T’C en el

diagrama T-s de la figura 3.2.

Mantener la temperatura del refrigerante en los

intercambiadores de calor a T’F y T’C en vez de a

TF y TC, respectivamente, tiene el efecto de

reducir el coeficiente de operación. Esto se

puede ver en expresión del coeficiente de

operación del ciclo de refrigeración designado

como 1’-2’-3’-4’-1’ de la figura 3.2

)2.3(''

'

''

'

'-1'1'-2'-3'-4 área

4'-1'-b-1'-a área'

FC

F

baFC

baF

TT

T

ssTT

ssT

Comparando las áreas que intervienen en las expresiones para el cálculo de Máx y ' dadas

anteriormente, se concluye que el valor de β’ es menor que βMáx. Ésta conclusión sobre el efecto de

la temperatura en el coeficiente de operación también es aplicable a otros ciclos de refrigeración

considerados en esta sección.

Además de las diferencias de temperatura entre el refrigerante y las regiones caliente y fría, hay

otros hechos que hacen que ciclo de Carnot de refrigeración con vapor sea impracticable como

prototipo. Refiriéndonos de nuevo al ciclo de Carnot de la figura 3.1, nótese que el proceso de

compresión desde el estado 1 al estado 2 ocurre con el refrigerante como mezcla de las fases

líquido y vapor. Esto se conoce comúnmente como compresión húmeda. La compresión húmeda se

evita normalmente ya que la presencia de gotas de líquido puede averiar el compresor. En sistemas

reales, el compresor procesa solamente vapor. Esto se conoce como compresión seca.

Otro hecho que hace impracticable el ciclo de Carnot es el proceso de expansión desde líquido

saturado en el estado 3 de la figura 3.1 hasta la mezcla líquido-vapor a baja temperatura en el

estado 4. Esta expansión produce relativamente poca cantidad de trabajo comparado con el trabajo

necesario en el proceso de compresión. El trabajo producido por una turbina real será mucho menor

porque la turbina que opera en estas condiciones tiene eficiencias bajas. Consecuentemente, se

renuncia al trabajo obtenido en la turbina y se sustituye por una válvula de estrangulación, con el

consiguiente ahorro de costos de capital y mantenimiento. Los componentes del ciclo resultante se

ilustran en la figura 3.3, donde se supone una compresión seca. Este ciclo es conocido como ciclo

de refrigeración por compresión de vapor.

Fig. 3.2. Comparación el de las temperaturas de condensador y evaporador con las temperaturas de los focos caliente y frío

T

S

3'

a

2'

4' 1'

T'C

T'F

b

Temperatura del

foco caliente, Tc

Temperatura del

Condensador, T'c

Temperatura del

foco frío, TF

Temperatura del

Evaporador, T'F



REFRIGERACIÓN POR COMPRESIÓN DE VAPOR

Los sistemas de refrigeración por compresión de vapor son los más utilizados actualmente. El objeto

de esta sección es conocer algunas de las características más importantes de este tipo de sistemas

y modelizar termodinámicamente los mismos.

Transferencias más importantes de trabajo y calor

Se considera que sistemas con compresión de vapor

presentado en la figura 3.3 opera en situación

estacionaria. En la figura se muestran las transferencias

más importantes de calor y trabajo, las que se toman

como positivas en la dirección de las flechas. Las

energías cinética y potencial se ignoran; y el análisis se

inicia por el evaporador, donde se produce el efecto

frigorífico deseado.

El calor transferido desde el espacio refrigerado al

refrigerante, a su paso por el evaporador, produce su

evaporación. Para el volumen de control que incluye el

evaporador, los balances de masa y energía dan el calor

transferido por unidad de masa de refrigerante, ec. (3.3).

Donde

m es el flujo mágico de refrigerante. El calor transferido

eQ se define como Capacidad de

refrigeración. En el Sistema Internacional de unidades (SI), la capacidad de refrigeración se expresa

normalmente en kW. Otra unidad usada comúnmente es la tonelada de refrigeración (TON REF),

que es igual 211 KJ/min.

(Es la cantidad de calor que se necesita ceder para convertir 2000 lb de agua líquida a 32°F en hielo

a 32°F en un período de 24 horas)

Calor de fusión de hielo: 144 BTU/lb a 32 ºF.

Masa de agua: 2000 lb (Tonelada corta)

2000 144 /12000 /

24

lb BTU lbTON REF BTU h

h

TON REF = 200 BTU/min (1BTU = 1,055 KJ)

TON REF = 211 KJ/h

El refrigerante deja el evaporador y es comprimido a una presión relativamente alta por el

compresor. Asumiendo que este opera adiabáticamente, los balances de masa y energía, para el

volumen de control que incluye al compresor, dan la ec. 3.4, donde

mWe/ es el trabajo que entra por unidad de masa de refrigerante.

Después, el refrigerante pasa a través del condensador, donde condensa y hay una transferencia de

calor desde el refrigerante al medio que lo enfría. Para el volumen de control que incluye al

condensador el calor transferido desde el refrigerante por unidad de masa de refrigerante es

2 3/ (3.5)sQ m h h

4

3

Compresor

Qe ·

wc ·

2

Válvula de expansión

Evaporador

Condensador

Qs ·

1

Fig. 3.3 Componentes de un sistema de refrigeración por compresión de vapor.

)3.3(/ 41 hhmQe

)4.3(/ 12 hhmWe



Finalmente, el refrigerante en el estado 3 entra en la válvula de expansión y se expande hasta la

presión del evaporador. Este proceso se modeliza normalmente como un proceso de estrangulación

por lo que )6.3(34 hh

La presión del refrigerante disminuye en la expansión adiabática irreversible, y va acompañada de

un aumento de la entropía específica. El refrigerante sale del estado 4 como una mezcla de líquido y

vapor.

En el sistema con compresión de vapor, el trabajo neto que recibe es igual al del compresor, ya que

en la válvula de expansión no entra ni sale trabajo. Utilizando las cantidades y expresiones

introducidas antes, el coeficiente de operación del sistema de refrigeración por compresión de vapor

de la Fig. 3.3 es )7.3(

/

/

12

41

hh

hh

mW

mQ

C

e

Conocidos los estados 1 a 4, las ecuaciones 3.3 a 3.7 pueden utilizarse para evaluar las

transferencias de trabajo y calor y el coeficiente de operación del sistema con compresión de vapor

que aparece en la figura 3.3. Como estas ecuaciones se han obtenido a partir de los balances de

masa y energía son aplicables igualmente a ciclos reales donde se presentan irreversibilidades en el

evaporador, compresor y condensador, y a ciclos ideales en ausencia de tales efectos. Aunque las

irreversibilidades en los equipos mencionados tienen un efecto pronunciado en el rendimiento global,

es instructivo considerarlo ciclo ideal en el que se asume ausencia de irreversibilidades. Dicho ciclo

establecerá el límite superior para la eficiencia del ciclo de refrigeración por compresión de vapor.

Comportamiento de sistemas con compresión de vapor

Si no se tienen en cuenta las irreversibilidades dentro del evaporador, compresor y condensador, no

hay caída de presión por fricción y el refrigerante fluye a presión constante en los dos

intercambiadores de calor. Asimismo, si se ignora la transferencia de calor al ambiente, la

compresión es isentrópica. Con estas consideraciones se tienen ciclo ideal de refrigeración por

compresión de vapor definido por los estados 1-2s-3-4-1 en el diagrama T-s de la figura 3.4 el ciclo

consta de la siguiente serie de procesos:

Proceso 1-2s: compresión isentrópica del

refrigerante del estado 1 hasta la

presión del condensador el estado 2s.

Proceso 2s-3: transferencia de calor desde el

refrigerante que fluye a presión

constante en el condensador. El

refrigerante sale como líquido en el

estado 3.

Proceso 3-4: proceso de estrangulación desde el

estado 3 hasta la mezcla líquido-

vapor en 4. (Isentálpico).

Proceso 4-1: transferencia de calor hacia el

refrigerante que fluye a presión

constante a través del evaporador hasta completar el ciclo.

Fig. 3.4. Diagrama T-s del ciclo de refrigeración por compresión de vapor.

T

S

3'

2s

4 1'

Temperatura del

foco caliente, Tc

Temperatura del

foco frío, TF

3

1

2r



Todos los procesos del ciclo anterior son internamente reversibles excepto la estrangulación. A

pesar de este proceso irreversible, el ciclo se conoce comúnmente como ideal, y se representa a

veces con vapor saturado, estado 1’, en la entrada del compresor y con líquido saturado, estado 3’

en la salida del condensador.

Las temperaturas de operación del ciclo de refrigeración por compresión de vapor quedan fijadas por

la temperatura TF a mantener en el foco frío y la temperatura TC del foco caliente a la que se

descarga el calor. Como muestra la figura 3.4, la temperatura del refrigerante en el evaporador debe

ser menor que TF, mientras que su temperatura en el condensador debe ser mayor que TC.

La figura 3.4 también muestra el ciclo 1-2r-3-4-1, que ilustra la desviación del sistema real respecto

al ciclo ideal. Esta desviación se debe a las irreversibilidades internas presentes durante la

compresión, lo que se representa mediante una línea discontinua para indicar el proceso de

compresión desde estado 1 al estado 2r. Esta línea discontinua refleja el incremento de entropía

específica que acompaña a la compresión adiabática irreversible. Comparando el ciclo 1-2r-3-4-1

con el ciclo ideal correspondiente 1-2s-3-4-1, la capacidad de refrigeración es en ambos la misma,

pero el trabajo consumido es mayor en el caso de la compresión irreversible que en el ciclo ideal.

Consecuentemente, el coeficiente de operación del ciclo 1-2r-3-4-1 es menor que el del ciclo 1-2s-3-

4-1. El efecto de la compresión irreversible se puede contabilizar utilizando el rendimiento isentrópico

del compresor, que para los estados designados en la figura 3.4 viene dado por

12

12

/

/

hh

hh

mW

mW

r

s

r

e

s

e

c

Los efectos de fricción, que provocan la caída de presión en el refrigerante que fluía través del

evaporador, el condensador y las tuberías que conecta los componentes provocan desviaciones

adicionales respecto al ciclo ideal. Estas caídas de presión no se muestran en la figura 3.4, y se

ignoran para el análisis de los ejercicios siguientes.

Solución:

Tratándose de un ciclo ideal de refrigeración con compresión de vapor que opera con refrigerante 12,

y que se conoce los estados del refrigerante a la entrada del compresor y a la salida del condensador

así como el flujo másico del refrigerante, podemos diagramar y mostrar los datos siguientes:

Ejemplo 3.1

El refrigerante 12 es el fluido de trabajo de un ciclo ideal de refrigeración por compresión de vapor

que se comunica térmicamente con un foco frío a 20°C y un foco caliente a 40°C. El vapor saturado

entra al compresor a 20°C y a la salida del condensador es líquido saturado a 40°C. El flujo másico

del refrigerante es 0,008 Kg/s. Determínese (a) la potencia del compresor, en kW, (b) la capacidad

de refrigeración, en toneladas, (c) el coeficiente de operación, y (d) el coeficiente de operación de

un ciclo de refrigeración de Carnot que operan entre los focos caliente y frío a 40 y 20°C,

respectivamente



Consideraciones:

Cada componente del ciclo se analiza con un volumen de control en situación estacionaria.

Los procesos de compresión y expansión en la válvula son adiabáticos.

Todos los procesos son internamente reversibles a excepción de la expansión en la válvula.

Las energías cinética y potencial son despreciables.

A la entrada compresor el R-12 es vapor saturado y a la salida del compresor es líquido saturado.

Análisis:

Se determinará cada uno de los estados principales localizados en el esquema y en el diagrama T-s.

A la entrada del compresor, el refrigerante es vapor

saturado 20°C. De la tabla A-7, se tiene:

La presión en el estado 2s es la presión de saturación correspondiente a 40°C, p2 = 9,6065 bar. El

estado 2s se determina con p2 y por el hecho de que para un proceso adiabático internamente

reversible la entropía específica es constante. El refrigerante en el estado 2s es vapor sobrecalentado,

al cual se interpola de manera doble, el valor de h2s y T2s a partir de tabla A-9.

40

40

0,7021 9,6065 80,6821 / .

0,6897 0,7021 9 8

SSi S KJ Kg K

40

40

206,7 9,6065 8202,88 /

204.32 206,7 9 8

hSi h KJ Kg

50

50

0,7136 9,6065 90,7069 / .

0,7026 0,7136 10 9

SSi S KJ Kg K

50

50

211,92 9,6065 9210,95 /

210,32 211,92 10 9

hSi h KJ Kg

2

2

202,88 0,7069 0,6821205,19 /

210,95 202,88 0,6884 0,6821

s

s

hSi h KJ Kg

T (ºC) h(KJ/Kg) S(KJ/Kg.K) P(bar)

20 195,78 0,6884 5,6729


40 206,7 0,7021 8

40 204.32 0,6897 9

40 h 2 S 2 9,6065


40 202,88 0,6821 9,6065

T2s h 2s 0,6884 9,6065

50 210,95 0,7069 9,6065


50 211,92 0,7136 9

50 h 2 S 2 9,6065

50 210,32 0,7026 10

4

3

Compresor

Qe ·

wc ·

2s

Válvula de

expansión

Evaporador

Condensador

Qs ·

1

Foco Frío: TF = 20ºC = 293 K

Foco Caliente: TF = 40ºC = 313 K T

S

2s

4

40 ºC Temperatura del

foco caliente, Tc

Temperatura del

foco frío, TF

3

120 ºC



2

2

202,88 0,7069 0,682142,51º

210,95 202,88 0,6884 0,6821

s

s

TSi T C

El estado 3 es líquido saturado a 40°C entonces h3 = 74,59 KJ/Kg. La expansión en la válvula es un

proceso de estrangulación (consideración 2), por lo que h4 = h3.

(a) El trabajo consumido por compresor es

2 1

10,008 / 205,1 195,78 / 0,075

1 /e s

kWW m h h Kg s KJ KG kW

KJ s

Donde

m es el fluido másico de refrigerante.

(b) La capacidad de refrigeración es el calor absorbido por el refrigerante en el evaporador, y es

1 4

1 .0,008 / 60 /min 195,78 74,59 / 0,276 .

211 /mine

Ton refQ m h h Kg s s KJ KG Ton ref

KJ

(c) El coeficiente de operación β es

1 4

2 1

/ 195,78 74,5913,0

205,1 195,78/

e

sC

Q m h h

h hW m

(d) El coeficiente de operación βMáx para un ciclo de Carnot de refrigeración con vapor que opera a TC

= 313° K y TF = 293 ºK

29314,65

313 293F

Máx

C F

T

T T

Solución:

Tratándose de un ciclo ideal de

refrigeración con compresión de vapor que

opera con refrigerante 12, y que se conose

la temperatura del evaporador, la presión

del condensador y el flujo másico del

refrigerante, podemos diagramar y mostrar

los datos siguientes:

Ejemplo 3.2

Modifíquese el ejemplo anterior considerando diferencias de temperatura entre el refrigerante y los

focos caliente y frío. En el compresor entra vapor saturado a 12°C. Del condensador sale líquido

saturado a 1,4 MPa. Determínese para este ciclo de refrigeración con compresión de vapor: (a) la

potencia del compresor, en kW, (b) la capacidad de refrigeración, en toneladas, (c) el coeficiente de

operación.

T

S

2s

4

40 ºCTemperatura del

foco caliente, Tc

Temperatura del

foco frío, TF

3

1

20 ºC

56.09ºC

12ºC

1,4 MPa =16 bar



Consideraciones:

Cada componente del siglo se analiza con un volumen de control en situación estacionaria.

Los procesos de compresión y expansión en la válvula son adiabáticos.

Todos los procesos son internamente reversibles a excepción de la expansión en la válvula.


La entrada compresor es vapor saturado y la salida del compresores líquido saturado.

Análisis:


A la entrada del compresor, el refrigerante es vapor

saturado 12 °C. De la tabla A-7, se tiene:

El vapor sobrecalentado en el estado 2s se determina por la presión p2 = 14 bar (1,4 MPa) y por el

hecho de que para un proceso adiabático internamente reversible la entropía específica es constante

interpolando h2s y T2s a partir de tabla A-9.

2

2

211,61 0,6913 0,6881212,71 /

228,06 211,61 0,7360 0,6881

s

s

hSi h KJ Kg

2

2

60 0,6913 0,688161,34 º

80 60 0,7360 0,6881

s

s

TSi T C

El estado 3 es líquido saturado a p2 = 14 bar (1,4 MPa) entonces h3 = 91,46 KJ/Kg. La expansión en la

válvula es un proceso de estrangulación (consideración 2), por lo que h4 = h3.

(a) La potencia en el compresor es

2 1

10,008 / 212,71 192,56 / 0,161

1 /e s


KJ s

Donde

m es el fluido másico de refrigerante.

(b) La capacidad de refrigeración es el calor absorbido por el refrigerante en el evaporador, y es

1 4

1 .0,008 / 60 /min 192,56 91,46 / 0,23 .

211 /mine


KJ


1 4

2 1

/ 192,56 91,465,02

212,71 192,56/

e

sC

Q m h h

h hW m

Comparando los resultados de este ejemplo con los del ejemplo 3.1, la potencia del compresor

aumenta y la capacidad de refrigeración disminuye. Esto ilustra la influencia que la irreversibilidad

térmica en el condensador y en el evaporador tiene sobre el funcionamiento.


12 192,56 0,6913 4,4962


60 211,61 0,6881 14

T2s h 2s 0,6913 14

80 228,06 0,736 14



Solución:

Conocido que en el ciclo de compresión de vapor el compresor tiene una eficiencia del 80%.

Consideraciones:

Cada componente del siglo se analiza con un volumen de

control en situación estacionaria.

No hay pérdidas de presión en el evaporador ni en el

condensador.

El compresor opera adiabática mente con una eficiencia

del 80%.

La expansión en la válvula es un proceso de

estrangulación.


En el compresor entra vapor saturado a 12°C y el

condensador sale líquido a 48°C.

La temperatura ambiente para el cálculo de irreversibilidades es T0 = 40 ºC.

Análisis:


El estado 1 es el mismo que en el ejemplo 3.2, entonces

estará caracterizado por el cuadro adjunto:

debido a la presencia de irreversibilidades en proceso de compresión adiabática hay un incremento de

entropía específica entre la entrada y la salida del compresor. El estado a la salida del compresor,

estado 2r, se determina utilizando la eficiencia del compresor.

2 1

2 1

/

/

e

s sc

re

r

W mh h

h hW m

Despejando se tiene

2 12 1

sr

c

h hh h

Donde 2sh es la entalpía en el estado 2s, como se ve en el diagrama T-s adjunto. De la solución del

ejemplo 3.2, se tiene 2sh = 212.71 KJ/Kg. Remplazando se determina


12 192,56 0,6913 4,4962

Ejemplo 3.3

Modifíquese el ejemplo anterior considerando en el análisis que el compresor tiene una eficiencia

del 80% y que el líquido sale del condensador a 48°C. Determínese para este ciclo modificado de

refrigeración con compresión de vapor (a) la potencia del compresor, en kW, (b) la capacidad de

refrigeración, en ton., (c) el coeficiente de operación, y (d) la irreversibilidades en el compresor y

una válvula de extensión, en kW, para T0 = 40ºC.

T

S

2s

4

T0=40ºC 313K

3

1

48 ºC

12ºC

1,4 MPa =16 bar

2r



2

212,71 192,56192,56 217,75 /

0,80rh KJ Kg

El estado 2r queda determinado por la entalpía h2r y la

presión p2r = 1.4 MPa. Interpolando en el tabla A-9

2

2

0.6881 217.75 211.610,706 / .

0.736 0.6881 228.06 211.61

s

s

sSi h KJ Kg K

El estado 3 está en la región líquido, partiendo de líquido saturado a 48°C, la entalpía específica se

calcula usando la siguiente ecuación 3 3f f sath h v p p

6 2

3 3

3 3 2

10 / 182,83 / 0,8199 10 / 1,4 1,1639 83,02 /

1 10 /

N m KJh KJ Kg x m Kg MPa KJ Kg

MPa N m

En este caso se ve claramente que 3 3fh h T .La entropía específica en el estado 3

3 0,2973 / .fs s KJ Kg K .

En la válvula de expansión ocurre un proceso de estrangulación, por tanto h4 = h3. El título y la

entropía específica en el estado cuatro son, respectivamente

4 44

4 4

83,02 47,260,2461

192,56 47,26f

g f

h hx

h h

4 4 4 4 4 0,1817 0,2461 0,6913 0,1817 0,3071 / .f g fs s x s s KJ Kg K

(a) La potencia del compresor es

2 1

10,008 / 217,75 192,56 / 0,202

1 /c r


KJ s

(b) La capacidad de refrigeración es

1 4

1 .0,008 / 60 /min 192,56 83,02 / 0,249 .

211 /mine


KJ


1 4

2 1

/ 192,56 83,024,75

217,75 192,56/

e

rC

Q m h h

h hW m

(d) Las irreversibilidades en el compresor y en la válvula de expansión se pueden calcular mediante

balance de energía o utilizando la relación 0vc vcI m T , donde vc es la entropía generada,

determinada con el balance de entropía. Con esto, las irreversibilidades para el compresor y la

válvula son

0 2 1cI m T s s

y 0 4 3vI m T s s


60 211,61 0,6881 14

T2r 217.75 s 2r 14

80 228,06 0,736 14



Sustituyendo valores

1

0,008 / 313 0,7060 0,6913 / . 0,0371 /

c

kWI Kg s K KJ Kg K kW

KJ s

1

0,008 / 313 0,3071 0,2973 / . 0,0251 /

v

kWI Kg s K KJ Kg K kW

KJ s

Comentarios:

Las irreversibilidades del compresor provocan un incremento de la potencia necesaria respecto a la

compresión isentrópica del ejemplo 3.2. Como consecuencia, en este caso el coeficiente de operación

es menor.

Las irreversibilidades calculadas en el punto (d) representa la exergía destruida debido a las

irreversibilidades al circular el refrigerante por el compresor y por la válvula. Los porcentajes de la

exergía que entra al compresor como trabajo y es destruida en estos dos componentes son 18,3% y

12,4%, respectivamente.

PROPIEDADES DE LOS REFRIGERANTES

Los refrigerantes utilizados actualmente en sistemas de refrigeración por compresión de vapor son los

derivados halogenados de hidrocarburos. El refrigerante 12, cuyo nombre químico es de

diclorodifluorometano (CCl2F2). Se conoce también por los nombres comerciales de Freón-12 y

Genatrón-12. Otros dos hidrocarburos

halogenados son el refrigerante 11 y

refrigerante 22. El amoniaco es otro

refrigerante utilizado particularmente en los

sistemas de refrigeración por absorción que se

verá posteriormente.

Debido a los efectos de los refrigerantes

halogenados sobre la capa protectora de

ozono se está eliminando su uso. El

tetrafluoretano (CH2FCF3) llamado refrigerante

134a, no contiene el halógeno cloro y, por lo

tanto, se considera un sustituto aceptable para

el R12.

Las temperaturas del refrigerante en el

evaporador y condensador vienen

determinadas por las temperaturas de los focos frío y caliente, respectivamente, con los que el

sistema interacciona térmicamente. Dichas temperaturas determinan, a su vez, las presiones de

operación en el evaporador y condensador. Consecuentemente, la selección de un refrigerante

específico se basa en sus relaciones presión-temperatura de saturación en el rango de la aplicación

particular.

p

h

3

4 1

2s 2r

Presión del

evaporador

Presión del

condensador s c

te.

T c

te.

Fig. 3.5. Características principales del diagrama presión-entalpía para un refrigerante típico con representación de un ciclo con compresión de vapor.



No se debe utilizar presiones excesivamente bajas en el evaporador ni excesivamente altas en el

condensador. Así mismo se debe tener en cuenta la estabilidad química, toxicidad, corrosividad y el

costo del refrigerante. El diagrama de propiedades termodinámicas más utilizado en este campo es el

de presión-entalpía (p-h). La figura 3.5 muestra las principales características de tal diagrama de

propiedades, asimismo se observan los principales estados del ciclo con compresión de vapor.

SISTEMAS EN CASCADA Y DE COMPRESIÓN MULTIETAPA

Se presentan dos variaciones: ciclo combinado y compresión multietapa.

Ciclo Combinado (en cascada)

En este ciclo se produce refrigeración a temperatura

relativamente baja mediante una serie de sistemas

con compresión de vapor, utilizando normalmente

refrigerantes diferentes. Estas configuraciones de

refrigeración se llaman ciclos en cascada, en la

figura 3.6 se muestra un ciclo de doble cascada en el

que dos ciclos de refrigeración por compresión de

vapor A y B colocados en serie, comparten un

intercambiador de calor a contracorriente. La energía

cedida por la condensación del refrigerante del ciclo,

de temperatura más baja, se utiliza para evaporar el

refrigerante en el ciclo de temperatura más alta. El

efecto refrigerante deseado se produce en el

evaporador de baja temperatura, y la cesión de calor

del ciclo global tiene lugar en el condensador de alta

temperatura. El coeficiente de operación es la

relación entre el efecto de refrigeración y el trabajo

total gastado:

, ,

e

c A c B

Q

W W

Los flujos másicos en los ciclos A y B pueden ser diferentes. Sin embargo, la relación de flujos

másicos se obtiene del balance de masa y energía del intercambiador intermedio a contracorriente

que sirve como condensador en el ciclo A y como evaporador en el ciclo B. Aunque la figura anterior

muestra dos ciclos, pueden emplearse ciclos en cascada con 3 o más ciclos individuales.

8

7

Compresor

wc,A ·

6


Intercambiador de calor intermedio

Condensador de alta temperatura

Qs ·

5

Fig. 3.6 Ciclo de refrigeración en Cascada por compresión de vapor.

4

3

Compresor

Qe ·

wc,B ·

2


Evaporador de baja temperatura

1

CICLO A

CICLO B



Compresión Multietapa con Refrigeración

En la figura 3,7 se muestra una configuración para una

compresión con doble etapa que utiliza el propio

refrigerante como medio de enfriamiento. Los estados

principales de refrigerante para un ciclo ideal se

representan en el diagrama T-s de la fig. 3.8.

La refrigeración intermedia se produce en este ciclo por

medio de un intercambiador de mezcla. El vapor saturado

entra a temperatura relativamente baja en el

intercambiador, estado 9, donde se mezcla con el

refrigerante, a mayor temperatura, que procede de la

primera etapa de compresión en el estado 2. La corriente

de mezcla sale del intercambiador a temperatura

intermedia en el estado 3, y se comprime, en el

compresor de la segunda etapa, hasta la presión del

condensador en el estado 4. Se necesitan menos trabajo

por unidad de masa para la compresión de 1 a 2 seguida

por la compresión de 3 a 4 que para la compresión en

una sola etapa 1-2-a. Además, la temperatura de entrada

del refrigerante en el condensador, estado 4, es menor

que para la compresión de una sola etapa en la que el

refrigerante debe entrar en condensador en el estado a.

Por lo tanto, se reduce también la irreversibilidad externa

asociada con la transferencia de calor en el condensador.

En el ciclo, realiza un papel primordial el separador

líquido-vapor, llamado cámara flash. El refrigerante sale

del condensador en el estado 5, se expande en una

válvula y entra en la cámara flash en el estado 6 como

mezcla de líquido-vapor con título x. En la cámara flash,

los componentes líquido vapor se separan en dos

corrientes. El vapor saturado sale de la cámara flash y

entra en el intercambiador de calor en el estado 9, donde se produce la refrigeración como se ha visto

antes. El líquido saturado sale de la cámara flash en el estado 7 y se expande en la segunda válvula

antes del evaporador. Tomando como base de cálculo la unidad de masa que fluye a través del

condensador, la fracción de vapor formado en la cámara flash es igual al título x del refrigerante en el

estado 6. La fracción de líquido formado de ese entonces (1-x). En la figura 3,7, se indican las

fracciones de flujo molar en varias localizaciones.

Qs ·

6

5

Compresor

wc,A ·

4


Condensador

3

Fig. 3.7 Ciclo de refrigeración con dos etapas de compresión y refrigeración flash.

8

7

Compresor

Qe ·

wc,B ·

2


Evaporador

1

Intercambiador de calor de

contacto directo

Cámara Flash

9

(1-x)

(1-x) (1-x)

(1)

(1)

(1)

(x)

Fig. 3.8 Diagrama T-s de un ciclo con dos etapas de compresión y refrigeración flash.

T

S

4

8

5

1

a

2

396

7



3.2 REFRIGERACIÓN POR ABSORCIÓN

Estos ciclos se diferencian de los anteriores, en dos aspectos importantes. En vez de una compresión

del vapor entre el evaporador y el condensador, el refrigerante es absorbido por una sustancia

secundaria, llamada absorbente, para formar una solución líquida. La solución líquida se comprime

hasta alta presión. Dado que el volumen específico medio de la solución líquida es mucho menor que

la del vapor refrigerante, el trabajo necesario es significativamente menor. Consecuentemente, los

sistemas de refrigeración por

absorción tiene la ventaja, respecto a

los sistemas por compresión de

vapor, que necesita menor potencia

para la compresión.

La otra diferencia importante es que

en estos sistemas se introduce un

generador para recuperar el

refrigerante vapor a partir de la

solución líquida antes de que el

refrigerante entre al condensador.

Esto supone transferir calor desde

una fuente temperatura relativamente alta (vapores y calores residuales de procesos, quemar gas

natural o algún otro combustible, energías alternas tales como energía solar y geotérmica).

En la figura 3.9 se muestra un sistema de

refrigeración por absorción. En este caso el

refrigerante es amoniaco y el absorbente es agua. El

amoniaco pasa a través del condensador, la válvula

de expansión y el evaporador, como en un sistema

con compresión de vapor. Pero, el compresor es

sustituido por el conjunto absorbedor, bomba,

generador y válvula que aparecen en la parte derecha

del diagrama. En el absorbedor, el agua líquida

absorbe el amoniaco vapor procedente del

evaporador en el estado 1. La formación de esta

solución líquida es exotérmica, razón por la cual se

debe retirar la energía liberada y mantener la

temperatura del absorbedor lo más baja posible. En

este punto la solución rica de amoniaco-agua deja el

absorbedor y entra en la bomba, donde su presión

Qs ·

4

3 2


Condensador

Fig. 3.9 Sistema simple de absorción amoniaco-agua para refrigeración

Qe ·

Evaporador

Agua de refrigeración

Absorbedor

Válvula

Generador

Bomba

QG ·

Wb ·

Fuente de alta temperatura

Región refrigerada

Solución

rica

Solución

pobre c

b

a 1

Bomba

Fig. 3.10 Sistema modificado de absorción Amoniaco-Agua

4

3

2


Condensador

Qe ·

Evaporador Absorbedor

Válvula

Generador

QG ·

Wb ·

Intercambiador

de calor

1

QA ·

Rectificador

Qs ·



aumenta hasta la del generador. En el generador, el calor transferido desde una fuente a temperatura

relativamente alta hace que el amoniaco vapor salga de la solución (proceso endotérmico), dejando la

solución pobre de amoniaco-agua en el generador. El vapor liberado pasa al condensador en el

estado 2, y la solución pobre restante en el estado c fluye a través de la válvula hacia el absorbedor.

El trabajo consumido es solamente el necesario para operar la bomba, siendo pequeña en

comparación con el trabajo que se necesita para comprimir un refrigerante vapor. Sin embargo, los

costos asociados con la fuente de calor y con los equipos que se necesita en los sistemas con

compresión de vapor pueden eliminar la ventaja del menor trabajo de compresión.

Los sistemas de amoniaco-agua tienen algunas modificaciones respecto al ciclo de absorción simple

considerado antes. Dos de las modificaciones comunes se ilustran en la figura 3.10. En éste ciclo se

incluye un intercambiador de calor entre el generador y el absorbedor que permite calentar la solución

rica de amoniaco-agua antes de entrar en el generador, mediante la solución pobre que va desde

generador al absorbedor, reduciéndose el calor transferido al generador, QG. La otra modificación que

se muestra en la figura es el rectificador colocado entre generador y el condensador. La función del

rectificador es retirar las trazas de agua contenida en el refrigerante, previo al condensador

imposibilitando la formación de hielo en la válvula de expansión y el evaporador.

BOMBA DE CALOR

El objetivo de una bomba de calor es mantener la temperatura dentro de una vivienda u otro edificio

por encima del temperatura ambiente, o proporcionar calor a ciertos procesos industriales que tienen

lugar a temperatura elevada.

El ciclo de Carnot de bomba de calor

Con un simple cambio de nuestro punto de vista se puede ver el ciclo de la figura 3.1 como una

bomba de calor. Ahora el objetivo del ciclo, sin embargo, es ceder calor sQ al foco caliente, que es el

espacio que ha de ser calentado. En situación estacionaria, la cantidad energía proporcionada al foco

caliente por transferencia de calor es la suma de la energía cedida al fluido de trabajo por el foco frío,

eQ , y el trabajo neto aportado al ciclo, netoW . Es decir

(3.8)netos sQ Q W

El coeficiente de operación de todo ciclo de bomba de calor se define como la relación entre el efecto

de calefacción y el trabajo neto necesario para conseguir este efecto para el ciclo de Carnot de la

max

/ 2 3 2(3.9)

1 2 3 4 1/ /

C a bs C

C F a b C Fc t

T s sQ m Tárea a b

área T T s s T TW m W m

Esta ecuación representa el coeficiente de operación máximo teórico para cualquier ciclo de bomba

de calor que opera entre las temperaturas TF y TC. Las bombas de calor reales tienen un coeficiente

de operación menor.

-



El análisis de la ec. 3.9 muestra que si la temperatura del foco frío decrece, el coeficiente de

operación de la bomba de calor de Carnot disminuye. Éste comportamiento también lo exhiben las

bombas de calor reales y sugiere que las bombas de calor en las que el papel del foco frío lo realiza la

atmósfera (aire) necesitan, normalmente, sistemas de apoyo cuando la temperatura ambiente es muy

baja. Sí se usa fuentes tales como el terreno mismo, se puede obtener coeficientes de operación altos

a pesar de las bajas temperaturas del ambiente sin necesidad de sistemas de apoyo.

Bomba de calor por compresión de vapor

En la figura 3.11, se muestra una bomba de calor por compresión de vapor para calefacción y consta

de: compresor, condensador, válvula de expansión y evaporador. En una bomba de calor, eQ procede

del ambiente y sQ se dirige a la vivienda como efecto deseado. El trabajo neto que entra es el

necesario para conseguir este efecto.

El coeficiente de operación de una bomba de calor por compresión de vapor simple nunca puede ser

menor que la unidad, y es:

Entre las fuentes de calor utilizables para transferir calor al refrigerante a su paso por el evaporador se

tiene la atmósfera, la tierra y el agua de lagos, ríos, pozos o líquido que circula por un panel solar y

almacenado en un depósito. Las bombas de calor industriales emplean calores residuales o corrientes

de gases o líquidos calientes como fuente a baja temperatura, siendo capaces de conseguir

temperatura relativamente altas en el condensador.

Los tipos más comunes de bombas de calor compresión de vapor para calefacción, el evaporador

está comunicado con la atmósfera, también pueden proporcionar refrigeración en verano usando una

válvula de transferencia o reversible como se ve en la misma figura 3.11, debiendo indicarse que la

dirección del flujo de fluido trabajo sería en sentido contrario.

Fig. 3.11 Sistema de bomba de calor por compresión de vapor

CONDENSADORVALVULA DE

EXPANSIÓN3

CONDENSADOR

QS Qe

AREA

INTERIOR

AREA

EXTERIOR

COMPRESOR

VALVULA DE

TRANSFERENCIA

wc

2

1

4

2 3

2 1

/(3.10)

/

s

c

Q m h h

h hW m

EVAPORADOR



3.3 SISTEMAS DE REFRIGERACIÓN CON GAS

Todos los sistemas de refrigeración analizados hasta ahora implican cambios de fase. A continuación,

se estudian los sistemas de refrigeración con gases, en los que el fluido de trabajo permanece

siempre como gas. Los sistemas de refrigeración con gas tienen un número importante de

aplicaciones. Se utiliza para conseguir temperaturas muy bajas que permiten la licuación de aire y

otros gases y para otras aplicaciones específicas tales como la refrigeración de cabinas de aviones. El

ciclo Brayton de refrigeración se presenta como un tipo importante de sistema de refrigeración con

gas.

El ciclo Brayton de refrigeración

El ciclo Brayton de refrigeración es el inverso del

ciclo Brayton cerrado de potencia visto

anteriormente. Un esquema del ciclo Brayton

invertido aparece en la figura 3.12. El gas

refrigerante que puede ser aire, entra al compresor

en el estado 1 y se comprime hasta el estado 2. El

gas se enfría entonces hasta el estado 3 cediendo

calor al ambiente. A continuación, el gas se expande

hasta el estado 4, donde su temperatura, T4, es

mucho menor que la de la zona refrigerada. La

refrigeración se produce por transferencia de calor

desde la zona refrigerada hacia el gas cuando éste

pasa desde el estado 4 al estado 1, completándose

el ciclo.

El diagrama T-s de la figura 3.13 muestra un ciclo

Brayton de refrigeración ideal, denotado por 1-2s-3-4s-

1, en el que se asume que todos los procesos son

internamente reversibles y que los procesos en la

turbina y compresor son adiabáticos. También se

muestra el ciclo 1-2r-3-4r-1, que muestra el efecto de

las irreversibilidades durante la compresión y

expansión adiabáticas. Se ha ignorado las pérdidas de

presión por fricción.

El método de análisis del ciclo Brayton de refrigeración

es similar a la del ciclo Brayton de potencia. Así, en

situación estacionaria el trabajo del compresor y de la

turbina por unidad de masas será, respectivamente,

Compresor

Qe ·

wc ·

4

2

Turbina

Intercambiador

Wt ·

Intercambiador

Qs ·

1

3

Foco frío a TF

Foco Caliente a TC

Fig. 3.12 Ciclo Brayton de refrigeración

T

4s

2r

3

1

p = Cte

p = Cte

S

4r

2s

Fig. 3.13 Diagrama T-s de un ciclo Brayton de refrigeración



2 1 3 4c t

W Wh h y h h

m m

En la obtención de estas expresiones se han ignorado la transferencia de calor con el ambiente y los

cambios de energía cinética y potencial. En los sistemas de refrigeración con gas el trabajo

desarrollado por la turbina es considerable, y no debe ser ignorado, como en los sistemas de

refrigeración por compresión de vapor.

El calor transferido (capacidad de refrigeración), o sea el efecto de refrigeración, desde el foco frío

hacia el gas refrigerante que circula por el intercambiador de calor a baja presión es,

1 4e

Qh h

m

El coeficiente de operación es la relación entre el efecto del refrigerante y el trabajo neto consumido.

1 4

2 1 3 4

(3.11)e e

ciclo c t

h hQ Q m

h h h hW W m W m

Las irreversibilidades dentro del compresor y la turbina hacen descender significativamente el

coeficiente de operación respecto al que corresponde al ciclo ideal debido a que compresor necesita

más trabajo y la turbina produce menos.

Solución:

Conocido que el ciclo Brayton de refrigeración el ideal opera con aire. Y conociéndose las condiciones

al comienzo de la compresión, la temperatura de entrada la turbina la relación de compresión,

podemos diagramar y mostrar los datos conocidos:

Ejemplo 3.4:

En el compresor de un ciclo Brayton de refrigeración entra aire a 1 atm y 270 K, con un flujo

volumétrico de 1,4 m3/s. si la relación de compresión es 3 y a la entrada de la turbina la

temperatura es 300 K, determínese: (a) la potencia neta necesaria, en kW, (b) la capacidad de

refrigeración, en kW, y (c) el coeficiente de operación.

T

2s

3

1

T3 =300 ºK

p = 3 atm

p =1 atmT1 = 270ºK

S

4s

Compresor

Qe ·

wc ·

4

2

Turbina

Intercambiador

Wt ·

Intercambiador

Qs ·

1

3

- -



Consideraciones:

Cada componente se analiza como un volumen de control en situación estacionaria.

Los procesos en la turbina y compresor son isentrópicos.

El fluido de trabajo es el aire considerado como gas ideal.

Las energías cinética y potencial son despreciables. No existen caídas de presión en los flujos que

atraviesan los intercambiadores.

Análisis:

Cálculo de las entalpías específicas en cada estado:

Para la compresión isentrópica, proceso 1-2: Estado 1: de la tabla A-16 (Moran y Shapiro), se

tiene:

Por ser isentrópico, podemos aplicar la ecuación 2.23:

22 1

1

0,959 3 2,877r r

pp p

p

Y de la tabla A-16 (Moran y Shapiro) se obtienen:

Luego buscamos en tabla A-16 este valor para interpolar h2s:

2

2

360,58 2,877 2,626370,10 /

370,67 360,58 2,892 2,626

shSi h KJ Kg

Para la expansión isentrópica, proceso 3-4:

De la tabla A-16 (Moran y Shapiro) conocido T3 se caracteriza el

estado 3, como:

Luego: 44 3

3

11,3860 0,462

3

r r

pp p

p

Luego buscamos en tabla A-16 este valor para interpolar h4s.

4

4

209,97 0,462 0,3987218,88 /

219,97 209,97 219,97 0,3987

s

s

hSi h KJ Kg

(a) La potencia neta necesaria es

2 1 3 4CICLO C T s sW W W m h h h h

Esta expresión necesita el valor de

m , que se puede determinar de la relación entre flujo

volumétrico y el volumen específico a la entrada del compresor,

1

1

Vm

y como __1

1

1

TR M

p

se tiene

3 5 2

1 1

__1

1,4 / 10 /1,81

2708314 .

28,97 .

m s N mV p Kgm

T sKN m KmolR M

Kmol K Kg

Finalmente 1,81 370,10 270,11 300,19 218,88 33,81CICLOW Kg s KJ Kg kW

(b) La capacidad de refrigeración es

1 4 1,81 270,11 218,88 92,73e sQ m h h Kg s KJ Kg kW

T1 (ºK) h1(KJ/Kg) Pr1

270 270,11 0,9590

T (ºK) h(KJ/Kg) Pr

360 360,58 2,626

T2 h2 2,877

370 370,67 2,892

T3 (ºK) h3(KJ/Kg) Pr3

300 300,19 1,3860

T (ºK) h(KJ/Kg) Pr

210 209,97 0,3987

T4 h4 0,462

220 219,97 0,4690



(c) El coeficiente de operación es 92,732,74

33,81e

ciclo

Q

W

Solución:

Conocido que el ciclo Brayton de refrigeración ideal opera con aire. Y conociéndose las condiciones al

comienzo de la compresión, la temperatura de entrada en la turbina, la relación de compresión, y la

eficiencia isentrópica de la turbina y compresor, podemos diagramar y mostrar los datos

conocidos: podemos diagramar y mostrar los datos conocidos:

Consideraciones:

Cada componente se analiza como un volumen de

control en situación estacionaria.

Los procesos en la turbina y compresor son adiabáticos.

No existen caídas de presión en los flujos que atraviesan

los intercambiadores.

El fluido de trabajo es el aire considerado como gas ideal.


Análisis:

(a) La potencia neta necesaria en el compresor se

evalúa utilizando su eficiencia isentrópica

, 2 1,

1,81 370,10 270,11226,23

0,8

C s sC r

c c

Kg s KJ Kgm h hWW kW

Para la turbina será

, , 3 4 0,8 1,81 300,19 218,88 117,74t r t st c sW W m h h Kg s KJ Kg kW

Finalmente 226,23 117,74 108,49CICLO C TW W W kW

(b) La entalpía específica la salida de la turbina, h4s, se necesita para evaluar la capacidad de

refrigeración, para lo cual usamos la siguiente ecuación

,4 3 300,19 117,74 1,81 235,14 /t rrh h W m KJ Kg

La capacidad de refrigeración es

1 4 1,81 270,11 265,14 63,3e rQ m h h Kg s KJ Kg kW

(c) El coeficiente de operación es 63,30,583

108,49e

ciclo

Q

W

Ejemplo 3.5:

Reconsidérese el ejemplo anterior, incluyendo en el análisis que el compresor y la turbina tienen

cada uno de ellos una C del 80%. Determínese para el ciclo modificado (a) la potencia neta

necesaria, en kW, (b) la capacidad de refrigeración, en kW, y (c) el coeficiente de operación.

T

4s

2r

3

1

T3 =300 ºK

p = 3 atm

p =1 atmT1 = 270ºK

S

4r

2s



Aplicaciones Adicionales de la Refrigeración con Gas

Se necesitan equipos capaces de producir grandes presiones y manejar flujos volumétricos elevados

para obtener con el ciclo Brayton de refrigeración capacidades de refrigeración incluso moderadas.

Para aplicaciones de acondicionamiento de aire y procesos de refrigeración ordinarios, los sistemas

de refrigeración por compresión de vapor son más baratos y presentan coeficientes de operación más

altos que los sistemas de refrigeración con gas. Sin embargo, con las modificaciones adecuadas, los

sistemas de refrigeración con gas son usados para conseguir temperaturas de alrededor de -150 °C,

que son mucho menores que las que normalmente se obtienen en sistemas con compresión de vapor.

La figura 3.13 muestra el esquema y el diagrama T-s de un ciclo Brayton ideal que se ha modificado

con la introducción de un intercambiador de calor regenerativo. El intercambiador de calor lleva al aire

que entra a la turbina en el estado 3 hasta una temperatura menor que la temperatura ambiente TC. El

aire alcanza, en la expansión que sigue en la turbina, una temperatura mucho menor en el estado 4

por acción de intercambiador de calor regenerativo. Consecuentemente, el efecto de refrigeración

producido desde el estado 4 hasta el estado b, tiene lugar a una temperatura media menor.

Fig. 3.13 Ciclo Brayton de refrigeración con un intercambiador de calor regenerativo.

Qe ·

b

Intercambiador de calor

3

Qs ·

Wciclo ·

a

1

Compresor Turbina

4 2

T

2

3

1

TC

S

4

a

b



ANEXO- Tipos de Refrigerantes

Sigla Nombre químico Sigla Nombre químico

R-11 Triclorofluorometano – CCl3F R-227 Heptafluoropropano

R-12 Diclorodifluorometano – CCl2F2 R-290 Propano – CH3-CH2-CH3

R-13 Clorotrifluorometano – CClF3 R-C318 Octafluorociclobutano

R-13B1 Bromotrifluorometano – CBrF3 R-407A Mezcla de R-32, R-125 y R-134a (1)

R-14 Tetrafluoruro de carbono – CF4 R-407B Mezcla de R-32, R-125 y R-134a (2)

R-21 Diclorofluorometano – CHCl2F R-407C Mezcla de R-32, R-125 y R-134a (3)

R-22 Clorodifluorometano – CClF2 R-410A Mezcla de R-32 y R-125 al 50% en peso

R-23 Trifluorometano – CHF3 R-500 Azeótropo de R-12 y R-152ª

R-32 Difluoroetano – C2H4F2 R-502 Azeótropo de R-12 y R-115

R-40 Cloruro de metilo – CClH3 R-503 Azeótropo de R-23 y R-13

R-40 Metano – CH4 R-504 Azeótropo de R-32 y R-115

R-113 Triclorotrifluoroetano – CCl2F-CClF2 R-507 Mezcla de R-125 y R-143a 50% en peso

R-114 Diclorotetrafluoroetano – CClF2-CClF2 R-600 n-Butano

R-115 Cloropentafluoroetano – CClF2-CF3 R-600a Isobutano

R-125 Pentafluoroetano – CHF2-CF3 R-717 Amoníaco – NH3

R-134ª Tetrafluoroetano – CHF2-CHF2 R-744 Dióxido de carbono – CO2

R-126 1,3-dicloro-1,12,2,3,3-hexafluoropropano R-1150 Etileno – CH2=CH2

R-142b Clorodifluoroetano R-1270 Propileno

R-152ª Difluoroetano HX4 Mezcla R-32, R-125, R-143m y R-134a (4)

R-170 Etano – CH3-CH3 MHC 50 Mezcla de R-290 y R-600a (5)

CARE 50 Mezcla de R-170 y R-290 6/94 moles %

Notas aclaratorias

(1) R-407A es una mezcla de 19 a 21% en masa de R-32 + 38 a 42% en masa de R-125 + 38 a 42%

en masa de R-134a.

(2) R-407B es una mezcla de 9 a 11% en masa de R-32 + 68 a 72% en masa de R-125 + 18 a 22%

en masa de R-134a.

(3) R-407C es una mezcla azeotrópica ternaria de R-32, R-125 y R-134a en proporción 23/25/52% en

peso. Límites: 22 a 24% en masa de R-32, 23 a 27% en masa de R-125 y 50 a 54% en masa de

R-134a.

Los refrigerantes R-407 son un buen sustituto para el R-22 que, como veremos enseguida, está

condenado a desaparecer de la mayor parte de las aplicaciones.

(4) HX4 es una mezcla de R-32, R-125, R-143m y R-134a en proporción 10/33/36/21% en peso.

(5) MHC 50 es una mezcla de 50% en peso de R-290 y R-600a.



Universidad Nacional del Santa Departamento Académico Facultad de Ingeniería de Energía y Física E.A.P. Ingeniería en Energía

PRACTICA DE LABORATORIO Nº 5

TERMODINAMICA II Unidad : I Tema : Ciclos de Refrigeración: Ciclo por compresión de vapor 1.- En un ciclo de refrigeración por compresión de vapor, la temperatura del condensador es

de 40ºC y la del evaporador es de -12ºC. Considerando como fluido refrigerante el R-134a, Determine: (a) el diagrama de equipos, diagramas P-h, T-S, y h-s. (b) el efecto refrigerante útil.

(c) el calor eliminado a la atmósfera. (d) el trabajo del compresor y (e) el COP del ciclo. 2.- Se desea refrigerar una cámara, con una carga térmica de 30Ton. de Ref., a -10ºC,

suministrando calor a un ambiente que se encuentra a 30ºC. Para tal efecto se monta un ciclo simple de refrigeración por compresión de vapor que funciona con R-134a. Los intercambiadores de calor requieren diferencias de temperatura de mínima de 10ºC y la eficiencia isentrópica del compresor usado es de 90%. Determine: (a) el diagrama del ciclo y tabular los valores de P, T, y h al final de cada proceso. (b) la potencia del compresor y (c) el COP del ciclo de refrigeración.

3.- En un ciclo de refrigeración por compresión de vapor, la temperatura de la cámara es -30

ºC, el efecto refrigerante útil es de 100 kJ/kg, el compresor tiene una eficiencia isentrópica de 90% y las diferencias de temperatura que hay que mantener en los intercambiadores, para facilitar las transferencias de calor son de 10ºC. La capacidad de refrigeración es de 20 Ton. Y el refrigerante utilizado es R-134a. Determine: (a) el diagrama del ciclo en el plano p-h, indique los valores de P, T, y h al final de cada proceso, (b) la potencia del compresor en kw,(c) la capacidad del compresor en m3/min. (d) la capacidad del condensador en kJ/min.

4.- El fluido refrigerante usado en un ciclo de cascada es R134a, la temperatura en la

cámara I (Evaporador) es -30ºC y su capacidad de 20toneladas y en la cámara II (Intercambiador) -10 ºC y 15 toneladas, la temperatura del condensador es 40 ºC. Determinar: para un ΔT=10ºC. (a) el efecto refrigerante en cada ciclo y su COP correspondiente. (b) el flujo refrigerante en kg/min, en cada uno de los evaporadores I y II. (c) la potencia total de compresión. Y (d) el COP de toda la planta.

5.- Para una planta de refrigeración de 15 toneladas métricas, se utiliza un compresor de

02 etapas, cada una de las cuales admite vapor saturado de R134a. En el interenfriador de tipo flash se debe mantener una presión de 0.25 Mpa. El condensador descarga liquido saturado a 30ºC. puede considerarse compresores isentrópicos. La temperatura de la cámara de evaporación es de -35 ºC. (a) grafique los procesos en el diagrama P-h y determine la entalpía al final de cada proceso, (b) determine el flujo refrigerante en el evaporador en kg/min. (c) determine el flujo refrigerante en el condensador en kg/min. (d) calcule el COP de la planta.

3. sistemas de refrigeraciÓn y bomba de...

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